zunia.vn

Tuyển sinh 2024 dành cho Gen-Z

zunia.vn

» Kỹ Thuật - Công Nghệ

» Cơ khí - Chế tạo máy

BÀI TẬP LỚN MÔN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC HAI CẤP

Chia sẻ: Bảo Nam | Ngày: | Loại File: DOC | Số trang:11

Báo xấu

853
lượt xem 152
download

Download Vui lòng tải xuống để xem tài liệu đầy đủ

Tham khảo tài liệu 'bài tập lớn môn chi tiết máy thiết kế hộp giảm tốc hai cấp', kỹ thuật - công nghệ, cơ khí - chế tạo máy phục vụ nhu cầu học tập, nghiên cứu và làm việc hiệu quả

Chủ đề:

Bình luận(0) Đăng nhập để gửi bình luận!

Lưu

Nội dung Text: BÀI TẬP LỚN MÔN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC HAI CẤP

BỘ CÔNG THƯƠNG TRƯỜNG ĐẠI HỌC ĐIỆN LỰC HÀ NỘI KHOA CÔNG NGHỆ CƠ KHÍ BỘ MÔN: KĨ THUẬT CƠ SỞ -----***----- BÀI TẬP LỚN MÔN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC HAI CẤP LỚP: D3_CNCK HỌC KỲ II (2010 - 2011) -1- LÊ VĂN NAM Sinh viên thực hiện:
BỘ CÔNG THƯƠNG TRƯỜNG ĐẠI HỌC ĐIỆN LỰC HÀ NỘI I. Số liệu kỹ thuật: ....................................................................................................... - 3 - II. Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng (cấ p nhanh): .............. - 3 - 1. Chọn vật liệu và cách nhiệt luyện: ................................ ................................ ......... - 3 - 2. Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép:............................................... - 4 - III. Tính toán thiết k ế bộ truyền bánh răng nón răng nghiêng (cấp chậm). ............ - 8 - -2- LÊ VĂN NAM Sinh viên thực hiện:
BỘ CÔNG THƯƠNG TRƯỜNG ĐẠI HỌC ĐIỆN LỰC HÀ NỘI I. Số liệu kỹ thuật: Công suất : N1= 6kw Số vòng quay trong một phút của trục dẫn : n1 = 960v/p Số vòng quay trong một phút của trục bị dẫn : n4 = 100v/p Thời gian sử d ụng. Số năm : 7 năm Số ngày trong năm : 250 ngày Số ca trong ngày : 2 ca Số giờ trong ca : 6 giờ Đặc điểm tải trọng. Tải trọng không đ ổi,bộ chuyền làm việc mộ t chiều, khi mở máy chịu lực quá tải bằng 1,5 lần so với quá tải danh nghĩa. Sơ đồ dẫn động: 1 3 4 2 II. Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng (cấ p nhanh): 1. Chọn vật liệu và cách nhiệt luyện: Do hộp giảm tốc 2 cấp chỉ chịu tải trọ ng trung bình nên ta chọ n vật liệu làm bánh răng có độ rắn b ề mặt HB
BỘ CÔNG THƯƠNG TRƯỜNG ĐẠI HỌC ĐIỆN LỰC HÀ NỘI Chọn vật liệu làm bánh răng lớn là thép 35 (giả thiết đường kính phôi - 300  500mm). + giới hạn bền:  b 2 = 480 N/mm2 + giới hạn chảy:  ch 2 = 240 N/mm2 HB2 = 180 Phân phối tỷ số truyền: n1 960 i = i12+i23 = = = 9 ,6. 100 n3 i 9, 6 Giả thiết chọ n: i12 = 3  i23 = = = 3,2 i12 3 n 960  n2 = n3 = 1 = = 320 v/p. 3 i12 2 . Định ứng suấ t tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép: a. Ứng su ất tiếp xúc cho phép: [  ]tx = [  ]N0tx.k’N N0 K’ N = 6 N td Số chu kì tương đương của bánh răng lớn (công thức 3-3) khi chịu tải trong không đổ i. Ntd2 = 60unT = 60.320.7.250.2.6 = 403,2.106 > N0 = 107 (Bảng 3-9)  k’ N 2 = 1 Số chu kì tương đương của bánh răng nhỏ : Ntd1 = 60unT = 60 .960.7.250.2.6 = 1209.10 6 >N0= 10 7  k’ N1 = 1  [  ]tx1 =  N0tx1 = CB.HB1.  [  ]tx2 =  N0tx2 = CB.HB2. Tra b ảng 3-9 ta có:  [  ]tx1 = 2,6.210 = 546 N/mm2  [  ]tx2 = 2,6.180 = 468 N/mm2 Để tính ta dùng trị số nhỏ hơn là [  ]tx2 = 468 N/mm2. b. Ứng su ất uố n cho phép.  0 .k " N  .k " 1,5. 1k " N  (1,4  1,6) 1 N = [  ]u = n.K nK nK Hệ số an toàn: n = 1,5, hệ số tập trung ứng su ất ở chân răng: K  = 1,8.  1 thép 45 = 0,43.  b1 =0,43.580 = 249,4 N/mm2  1 thép 35 = 0 ,43.  b 2 0,43.480= 206,4 N/mm2 -4- LÊ VĂN NAM Sinh viên thực hiện:
BỘ CÔNG THƯƠNG TRƯỜNG ĐẠI HỌC ĐIỆN LỰC HÀ NỘI 1,5.249, 4 =138,5 N/mm2  [  ]u1 = 1,5.1,8 1,5.206, 4 = 114,7 N/mm2.  [  ]u2 = 1,5.1,8 3. Sơ bộ lấ y hệ số tả i trọng: K = Ktt.Kđ = 1,5. b 4. Chọ n hệ số chiều rộng bánh răng:  A = = 0,4. A 5. Xác định khoảng cách trục A.(tính theo công thức 3 -10). Chọn  ' = 1,25. 1,05.106 2 K .N 1.05.106 2 1,5.6 A  (i  1) 3 ( = (3 + 1) 3 [  126 mm. ) ] [ ]tx i  A n2 468.3 0,4.1, 25.320 Chọ n A = 126 mm. 6. Tính vận tốc vòng và chọn cấ p chính xác chế tạo bánh răng. - Tính vận tố c vòng ( công thức 3 -17) 2 An1 2.3,14.126.960 v= = = 3,16 m/s. 60.1000(i  1) 60.1000.4 - Theo bảng 3-11T46 STKCTM. Ta chọ n cấp chính xác là 9. 7. Định chính xác hệ số tả i trọng K: Chiều rộng bánh răng. b =  A .A = 0,4.126 = 50,4 mm. lấy =50mm. Dường kính vòng lăn bánh răng nhỏ : 2. A 2.126 d1 = = = 63 mm. i 1 31 b 50 Do đó d =   0,8. d1 63 Với  d =0,8 theo b ảng 3-12  Ktt bảng = 1,22.Tính tập trung tải trọng thực tế theo công thức 3 -20. 1, 22  1 Ktt = = 1,11. 2 Theo bảng 3 -14T48 STKCTM ta tìm được hệ số tải trọ ng động Kđ = 1,4. Hệ số tải trọng: K = Ktt.Kđ = 1,11.1,4 = 1,554. ít khác so với trị số d ự đoán ( K = 1,5) vì vậy ta không cần tính lại khoảng cách trục A. Như vậy ta có thể lấy chính xác A = 126mmm. 8. Xác định modun, số răng và góc nghiêng của răng. Modun pháp: mn = (0,01  0,02)A = (0,01  0,02)126 = (1 ,26  2,52 )mm. Lấy mn = 2mm. Sơ bộ chọn góc nghiêng: -5- LÊ VĂN NAM Sinh viên thực hiện:
BỘ CÔNG THƯƠNG TRƯỜNG ĐẠI HỌC ĐIỆN LỰC HÀ NỘI  = 100 ; cos  = 0,985 Số răng củ a bánh nhỏ: 2. A.cos  2.126.0,985 Z1 = = = 31. 2.(3  1) mn (i  1) Số răng bánh lớn: Z2 = i.Z1 = 3.31 = 93. Tính chính xác góc nghiêng :  (công thức 3 -28). ( Z  Z 2 )mn (31  93).2  0, 984   =10 0.26’. cos  = 1  2. A 2.1260 Chiều rộng bánh răng b thoả mãn điều kiện. 2,5.mn 2,5.2   28 mm. b = 50 > sin  0,178 9. Kiểm nghiệm sức bền uố n của răng. Tính số răng tương đương (công thức 3-37). Bánh nhỏ: Z1 31   32. Ztd1 = cos  (0,984)3 3 Bánh lớn: Z2 93   98. Ztd2 = cos  (0,984) 3 3 Hệ số dạng răng (b ảng 3-18) Bánh nhỏ: y1 = 0,451. Bánh lớn: y2 = 0,517.  '' = 1,5. Lấy hệ số: Kiểm nghiệm ứng suất uốn (công thứ c 3-34) đối với bánh răng nhỏ: 19,1.106.K .N 19,1.106.1,5.6  43 N/mm2.  u1   2 '' 2 y1.mn Z1.n1.b. 0, 451.2 .31.960.50.1,5  u1 < [  ]u1= 138,5N/mm2. Đối với bánh răng lớ n tính theo công thức 3 -40. y1 43.0, 451  37 N/mm2.  u2   u1  y2 0,517 10. Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải độ t ngột trong thời gian ngắn: -6- LÊ VĂN NAM Sinh viên thực hiện:
BỘ CÔNG THƯƠNG TRƯỜNG ĐẠI HỌC ĐIỆN LỰC HÀ NỘI Ứng suất tiếp xúc cho phép (công thức 3-43): Bánh nhỏ : [ ]txqt1  2,5.546  1365 N/mm2. Bánh lớn: [ ]txqt 2  2,5.468  1170 N/mm2. Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc (công thứ c 3-14 và 3-41). 1,05.106 (3  1) 3 .1,5.1,5.6  577 N/mm2.  txqt  126.3 1,25.50.320 Trong đó hệ số quá tải Kqt = 1 ,5 ứng su ất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn trị số cho phép đối với bánh lớn và bánh nhỏ. Ứng su ất uốn cho phép (công thứ c 3 -46): Bánh nhỏ: [ ]uqt1  0,8.290  232 N/mm2. Bánh lớn: [ ]uqt 2  0,8.240  192 N/mm2. Kiểm nghiệm sức bền uố n (công thức 3-34 và 3-42). Bánh nhỏ:  uqt1  43.1,5  64,5 N/mm2 < [ ]uqt 1 . Bánh lớn:  uqt 2  37.1,5  55,5 N/mm2 < [ ]uqt 2 . 11. Các thông số hình họ c chủ yếu của bộ truyền (bảng 3 -2): Modun pháp: mn= 2 mm. Số răng: Z1 = 31 răng ; Z2 = 93 răng. Góc ăn khớp:   200 . Góc nghiêng:  = 10 026’. Đường kính vòng chia (vòng lăn): 2.31 2.93  63 mm ; d2 = d1 = = 189 mm. 0, 984 0,984 Khoảng cách trụ c: A = 126 mm. Chiều rộng bánh răng: b = 50 mm. Đường kính vòng đỉnh: De1 = 63 + 2.2 = 67 mm. De2 = 189 + 2.2 = 193 mm. Đường kính vòng chân: Di1 = 63 – 2,5.2 = 58 mm. -7- LÊ VĂN NAM Sinh viên thực hiện:
BỘ CÔNG THƯƠNG TRƯỜNG ĐẠI HỌC ĐIỆN LỰC HÀ NỘI Di2 = 189 – 2,5.2 = 184 mm. 12. Tính lực tác dụng lên trục (công thức 3-50): Lực vòng: 2.9,55.106.6 P1=P2 =  1895 N. 63.960 Lực hướng tâm: 1895.0,364  701 N. Pr1 = Pr2 = 0,984 Lực dọ c trục: Pa1 = Pa2 = 1895.0,181 = 343 N. III. Tính toán thiết k ế bộ truyền bánh răng nón răng nghiêng (cấp chậm). 1. Công suất của bộ truyền bánh răng nón: N2 = N1. = 6.0,98 = 5,88 kw. Chọ n vật liệu chế tạo bánh răng nhỏ là thép rèn 50, bánh lớn thép đúc 45 đều thường hoá (b ảng 3-6). Cơ tính của thép 50 thường hoá (giả thiết đường kính phôi 100  300mm).  b3 = 600 N/mm2 ;  ch3 = 300 N/mm2 ; HB3 = 220. Cơ tính thép đúc 45 thường hoá (giả thiết đường kính phôi 300  500mm).  b4 = 550 N/mm2 ;  ch4 = 320 N/mm2 ; HB4 = 180. 2. Định ứng suất tiếp xúc và ứng suấ t uố n cho phép. a. Ứng suất tiếp xúc cho phép: Số chu kỳ làm việc của bánh lớn (công thức 3 -3). Ntd4 = 60unT = 60.100.7.250.2.6 = 126.106 > N0 = 107. Số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ. Ntd3 = i.Ntd4 = 3,2.126.106 = 403,2.10 6 > N0 = 107.  Cả hai bánh có k’N = 1 . Ứng su ất tiếp xúc cho phép (3 -9): Bánh nhỏ: [  ]tx3 = 2 ,6.220 = 572 N/mm2. Bánh lớn: [  ]tx4 = 2,6.180 = 468 N/mm2. Ta lấy trị số 468 đ ể tính. b. Ứng suất uốn cho phép: Vì số chu kỳ làm việc của hai bánh răng > Nc= 5.106  k’’N = 1. Tính ứng suất uốn cho phép theo công thức (3-5) vì bộ truyền làm việc mộ t chiều. -8- LÊ VĂN NAM Sinh viên thực hiện:
BỘ CÔNG THƯƠNG TRƯỜNG ĐẠI HỌC ĐIỆN LỰC HÀ NỘI Lây hệ số an toàn của b ánh răng nhỏ thép rèn n=1,5. Bánh răng lớn thép đúc n = 1,8. Hệ số tập trung ứng suất K = 1,8. Giới hạn mỏi củ a thép 50:  1 = 0,43.600 = 258 N/mm2. Giới hạn mỏi củ a thép 45:  1 = 0,43.550 = 236 N/mm2. Ứng suất uốn cho phép bánh nhỏ : (1,4  1,6) 1.k '' N 1,5.258  143 N/mm2. [ ]u 3 =  nK 1,5.1,8 Ứng suất uốn cho phép bánh lớn: (1,4  1,6) 1.k '' N 1,5.236  109 N/mm2. [ ]u 4 =  nK 1,8.1,8 3. Sơ bộ chọ n hệ số tả i trọng. K = 1,4. b 4. Chọ n hệ số chiều rộ ng bánh răng .  L   0,3 L 5. Tính chiều dài nón (3-11). 1, 05.106 K .N L  i232  1 3 [ ]2 (1  0,5. L ).i23.[ ]tx 0,85. L .n4 1, 05.106 1, 4.5,88 = 3,2 2  1 3 [ ]2  202 mm. (1  0,5.0,3).3,2.468 0,85.0,3.100 6. Tính vận tốc vòng và chọn cấ p chính xác chế tạo bánh răng. Vận tố c vòng (3-18). 2 L(1  0,5 L )n3 2.3,14.202(1  0,5.0,3).320   1,7m/s. V= 2 60.1000. 3, 2 2  1 60.1000 i23  1 Theo b ảng (3-11) ta chọn cấp chính xác là 9. 7. Định chính xác hệ số tải trọng K và L. Vì các bánh răng có HB < 350 và tải trọng không đổi nên Ktt = 1. Theo b ảng (3-13)  Kđ = 1,5.  K = 1 .1,5 = 1,5. Khác với dự đoán K = 1,4 nên phải tính lại L theo công thức (3-21). 1,5 L = 202 . 3  206,7 mm. 1, 4 Lấy L = 206mm. 8. Xác định modun số răng . Modun: ms = 0,02 .L = 4 ,12. -9- LÊ VĂN NAM Sinh viên thực hiện:
BỘ CÔNG THƯƠNG TRƯỜNG ĐẠI HỌC ĐIỆN LỰC HÀ NỘI lấ y ms = 4 . Số răng:, 2.L 2.206  30. Z3 = = 2 4 3, 22  1 ms i23  1 Lấ y Z3 = 30 Z 4 = i.Z3 = 3,2.30 = 96. Tính chính xác chiều dài nón theo công thức trong bảng (3 -5). L = 0,5ms Z 32  Z 4 2 = 0,5.4 302  962  201 mm. Chiều rộ ng răng: b =  L .L  0,3.201  60 mm. Modun trung bình: ( L  0,5.b) (201  0,5.60) mtb = ms  3,4 mm. 4 L 201 9. Kiểm nghiệm sức bền uố n của răng: Góc mặt nón lăn bánh nhỏ tính theo công thức trong bảng (3-5): 11 tg  3    0, 3125 i 3, 2   3  17035' Số răng tương đương bánh nhỏ tính theo công thức (3 -38): Z3 30   31 . Ztd3 = cos  3 0, 954 Góc mặt nón lăn bánh lớn tính theo công thức trong b ảng (3-5): tg  4  i  3, 2   4  72064 ' Số răng tương đương bánh lớn: Z4 96 Ztd4 =  322 .  cos  4 0, 298 Theo b ảng (3-18) và số răng tương đương ta tìm được hệ số dạng răng: Bánh nhỏ: y3 = 0,451. Bánh lớn: y4 = 0,517. Ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ (3 -35 ): - 10 - LÊ VĂN NAM Sinh viên thực hiện:
BỘ CÔNG THƯƠNG TRƯỜNG ĐẠI HỌC ĐIỆN LỰC HÀ NỘI 19,1.106.K . N  u3  0,85. y3.mtb 2 .Z 3n3b 19,1.106.1,5.5,88  66 N/mm2 < [ ]u 3 .  2 0,85.0, 451.3, 4 .30.320.60 Ứng suất uốn tại chân răng bánh lớn: y3 0, 451  58 N/mm2 < [ ]u 4 .  u 4   u3  66 y4 0,517 10. Kiểm nghiệm sức bền răng khi chịu quá tải trong thời gian ngắn: Ứng su ất tiếp xúc cho phép (3 -43): Bánh nhỏ: [ ]txqt 3  2,5.572  1430 N/mm2. Bánh lớn: [ ]txqt 4  2,5.468  1170 N/mm2. Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc đối với bánh lớn có [ ]txqt nhỏ hơn. Theo công thức (3 -15) và (3 -41): 3 1, 05.106 (i  1) 2 .K . N  txqt  ( L  0,5b )i 0,85.b.n4 3 1,05.106 (3, 2  1) 2 .1,5.1,5.5,88  578 N/mm2 < [ ]txqt .  (206  0,5.60).3, 2 0,85.60.100 Ứng su ất uốn cho phép (3-36): Bánh nhỏ: [ ]uqt 3  0,8. ch 3  0,8.300  240 N/mm2. Bánh lớn: [ ]uqt 4  0,8. ch 4  0,8.320  256 N/mm2. Kiểm nghiệm sức bền uố n (3-35) và (3-42): Bánh nhỏ:  uqt 3   u 3.1,5  143.1,5  214 N/mm2 < [ ]uqt 3 . Bánh lớn:  uqt 3 =  u 4 .1,5  104.1,5  156 N/mm2 < [ ]uqt 4 . 11. Các thông số hình họ c chủ yếu của bộ truyền: - 11 - LÊ VĂN NAM Sinh viên thực hiện:
BỘ CÔNG THƯƠNG TRƯỜNG ĐẠI HỌC ĐIỆN LỰC HÀ NỘI Modun mặt mút lớn: ms = 4mm. Số răng: Z3 = 30 ; Z4 = 96 Chiều dài răng: b = 60mm. Chiều dài nón: L = 206mm.  = 200. Góc ăn khớp: Góc mặt nón chia:  3  170 35' ;  4  72 064' . Đường kính vòng chia (vòng lăn): d 3 = ms.Z3 = 4.30 = 120mm. d 4 = ms.Z4 = 4.96 = 384 mm. Đường kính vòng đỉnh: De3 = ms.(Z3 +2cos  3 ) = 4.(30+2.0,954) = 127,63mm. De4 = ms.(Z4 +2cos  4 ) = 4.(96+2.0,298) = 386,38mm. Modun trung bình: mtb = 3,4mm. 12. Tính lực tác dụng (3-51): Bánh nhỏ: 2.M x 2.9,55.106.5,88 Lực vòng: P3 =  3440 N.  mtb Z1 320.3, 4.30 Lực hướng tâm: Pr3 = 3440.0,364 .0,954 = 1195N. Lực dọ c trục: Pa3 = 1195.0,364.0,298 = 130 N. Bánh lớn: Lực vòng: P4 = P3 =3440N. Lực hướng tâm: Pr4 = Pa3 = 130N. Lực dọ c trục: Pa4 = Pr3 = 1195 N. - 12 - LÊ VĂN NAM Sinh viên thực hiện:
BỘ CÔNG THƯƠNG TRƯỜNG ĐẠI HỌC ĐIỆN LỰC HÀ NỘI -1- LÊ VĂN NAM Sinh viên thực hiện:

CÓ THỂ BẠN MUỐN DOWNLOAD

LV.15: Bộ Đồ Án Tốt Nghiệp Chuyên Ngành Cơ Khí

65 tài liệu

2398 lượt tải

THÔNG TIN

TRỢ GIÚP

HỖ TRỢ KHÁCH HÀNG

Theo dõi chúng tôi

Chịu trách nhiệm nội dung:

Nguyễn Công Hà - Giám đốc Công ty TNHH TÀI LIỆU TRỰC TUYẾN VI NA

LIÊN HỆ

Địa chỉ: P402, 54A Nơ Trang Long, Phường 14, Q.Bình Thạnh, TP.HCM

Hotline: 093 303 0098

Email: support@tailieu.vn

Giấy phép Mạng Xã Hội số: 670/GP-BTTTT cấp ngày 30/11/2015 Copyright © 2022-2032 TaiLieu.VN. All rights reserved.