intTypePromotion=1
zunia.vn Tuyển sinh 2024 dành cho Gen-Z zunia.vn zunia.vn
ADSENSE
 » 
 » 

Đề tài " Cơ sở thiết kế máy "

Chia sẻ: đỗ Thị Thanh Hương | Ngày: | Loại File: DOC | Số trang:83

Thêm vào BST
Báo xấu
467
lượt xem 175
download
 
  Download Vui lòng tải xuống để xem tài liệu đầy đủ

Đất nước ta đang trên con đường Công Nghiệp Hoá - Hiện Đại Hoá theo định hướng XHCN trong đó ngành công nghiệp đang đóng một vai trò rất quan trọng. Để tạo ra được và làm chủ những máy móc như thế đòi hỏi mỗi con người chúng ta phải tìm tòi nghiên cứu rất nhiều. Là một sinh viên ngành Chế Tạo Máy em luôn thấy được tầm quan trọng của những kiến thức mà mình được tiếp thu từ thấy cô, giáo. Thiết kế đồ án là một công việc rất quan trọng trong quá trình...

Chủ đề:

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

Lưu

Nội dung Text: Đề tài " Cơ sở thiết kế máy "

  1. THUYẾT MINH ĐỒ ÁN BỘ MÔN : CƠ SƠ THIẾT KẾ MÁY Đề tài " Cơ sở thiết kế máy " Svtk: Vò viÕt tr­êng K39MG trang - 1 -
  2. THUYẾT MINH ĐỒ ÁN BỘ MÔN : CƠ SƠ THIẾT KẾ MÁY MỤC LỤC Lời nói đầu trang 1 Phần I trang 2 Chọn đông cơ điện và tính các thông số I – Chọn động cơ điện trang 2 II – Phân phối tỷ số truyền trang 4 Phần II trang 7 Thiế kế các bộ truyền I – Thiết kế bộ truyền xích trang 7 II – Thiết kế bộ truyền cấp nhanh trang 10 III – Thiết kế bộ truyền cấp chậm trang 19 IV - Kiểm tra bối trơn và chạm trục trang 28 Phần III trang 31 Thiết kế các chi tiết đỡ nối I – Thiết kế trục trang 31 II - Tính chọn then trang 54 III – Tính chọn ổ lăn trang 58 IV – Chọn khớp nối trang 64 Phầnn IV trang 64 Thiết kế vỏ hộp giảm tốc I – Chọn mặt ghép vỏ hộp trang 66 II – Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp trang 66 Svtk: Vò viÕt tr­êng K39MG trang - 2 -
  3. THUYẾT MINH ĐỒ ÁN BỘ MÔN : CƠ SƠ THIẾT KẾ MÁY Lời nói đầu Đ ất nước ta đang trên con đường Công Nghiệp Hoá - Hiện Đại Hoá theo định hướng XHCN trong đó ngành công nghiệp đang đóng một vai trò rất quan trọng. Để tạo ra được và làm chủ những máy móc như thế đòi hỏi mỗi con người chúng ta phải tìm tòi nghiên cứu rất nhiều. Là một sinh viên ngành Chế Tạo Máy em luôn thấy được tầm quan trọng của những kiến thức mà mình được tiếp thu từ thấy cô, giáo. Thiết kế đồ án là một công việc rất quan trọng trong quá trình học tập bởi nó giúp cho người sinh viên hiểu sâu, hiểu kỹ và đúc kết được những kiến thức cơ bản của môn học. Môn học Chi tiết máy là một môn khoa học cơ sở nghiên cứu về phương pháp tính toán và thiết kế các chi tiết máy có công dụng chung từ đó giúp sinh viên có những kiến thức cơ bản về cấu tạo, nguyên lý hoạt động và phương pháp tính toán thiết kế các chi tiết máy làm cơ sở để vận dụng vaò việc thiết kế máy. Sau quá trình học tập em đã được giao đề tài thiết kế giao cho là thiết kế trạm dẫn động băng tải. Với những kiến thức đã học và sau một thời gian nghiên cùng với sự giúp đỡ tận tình của thầy cô giáo, sự đóng góp trao đổi xây dựng của các bạn em đã hoàn thành được đồ án này. Song với những hiểu biết còn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực tế chưa nhiều nên đồ án của em không tránh khỏi những thiếu sót. Em rất mong được sự chỉ bảo của các thầy trong bộ môn Cơ sở thiết kế máy để đồ án của em được hoàn thiện hơn cũng như kiến thức về môn học này . Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo trong bộ môn đã tận tình giúp đỡ em Thái Nguyên, Ngày … tháng … năm 2006 Sinh viên : Vũ Viết Trường Svtk: Vò viÕt tr­êng K39MG trang - 3 -
  4. THUYẾT MINH ĐỒ ÁN BỘ MÔN : CƠ SƠ THIẾT KẾ MÁY PHẦN I CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ TÍNH CÁC THÔNG SỐ I - CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN. 1 – Chọn kiểu loại động cơ: Theo yêu cầu thiết kế và tính ưu việt của động cơ điện cần chọn do đó ta chọn động cơ điện 3 pha không đồng bộ Rôto lồng sóc. Vì động cơ này có nhiều ưu điểm như: Kết cấu đơn giản, giá thành hạ,dễ bảo quản,làm việc tin cậy và có thể lắp trợc tiếp vào lưới điện 3 pha mà kgông cần biến đổi dòng. 2 – chọn công suất động: Chọn theo điều kiện nhiệt độ. Khi làm việc thì nhiệt độ sinh ra không được quá mức cho phép. dc dc Vì tải trọng không đổi nên ta có: Pdm  Plv dc Trong đó Pdm Công suất định mức của động cơ. dc Plv Công suất làm việc của trục động cơ. dc ct với Plv  Plv /η  h Hiệu suất truyềng động từ trục động cơ tới trục công tác. n h =  i = hk .ho4 .hnon .htru.hxich i 1 Tra bảng ta có: hk = 1; hnon = 0.96 ; htru = 0,97 ; hxich = 0,91 ; hô = 0,99 . => h = 1.0,994.0,96.0,97.0,91 = 0,814 ct Ft .v 6600.1,35 mà Plv    8,91 KW 1000 1000 ct Plv dc 8,91 Vậy P  lv   10,946 KW η  0,814 Svtk: Vò viÕt tr­êng K39MG trang - 4 -
  5. THUYẾT MINH ĐỒ ÁN BỘ MÔN : CƠ SƠ THIẾT KẾ MÁY dc dc Theo điều kiện Pdm  Plv và lấy theo tiêu chuẩn ta được công suất định mức trên dc trục động cơ là Pdm = 15 KW. 3 – Số vòng quay đồng bộ. a) Chọn số vòng quay của trục công tác nct. Với trạm dẫn động băng tải nên ta chọn 60.103.v 60.103.1,35 nct =   49,608 v/ph πD 3,14.520 b) Số vòng quay đồng bộ nđb. Chọn số đôi cực từ p = 1 ta sẽ có. nđb = 60.f/p = 60.50/2 =1500 v/ph Từ đó tính ra tỷ số truyền sơ bộ usb usb = nđb/nct = 1500/49,608 = 30,237 So sánh usb = 30,137 với khoảng tỷ số truyền nên dùng của Côn- tru ta thấy 8 _ 31,5 . Vậy ta chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ la: nsb = 1500 v/ph. Từ đó kiểuđộng cơ 4A được chọn có các thông số như trong bảng. Kiểu ĐC Công suất Vận tốc Cosj % Tmax/Tmin Tk/Tdn KW quay v/ph 4A160S4X3 15 1460 0,88 89 2,2 1,4 5- Kiểm tra quá tải mở máy. a) Kiểm tra mở máy: Để thắng lực ì của hệ thống thì động cơ phải thoả mãn điều kiện sau dc dc Pmm  Plbd Svtk: Vò viÕt tr­êng K39MG trang - 5 -
  6. THUYẾT MINH ĐỒ ÁN BỘ MÔN : CƠ SƠ THIẾT KẾ MÁY dc Xác định công suất mở máy Pdm dc dc Tk Pmm  Pdm  15.1.4  21 KW Tdn dc Xác định công suất cản ban đầu trên trục. Pbd dc dc Pbd  Pdm .k bd  10,496.1,6  17,514 KW dc dc Vậy điều kiện Pmm  Pbd được thoả mãn. b) Kiểm tra quá tải. Với sơ đồ tảI trọng không đổi ta không cần kiểm tra quá tải. II – PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN. 1 – Tỷ số truyền tổng n n được xách định theo công thức u = nđc/nct = 1460/49,608 = 29,431 2 – Tỷ số truyền ngoài hộp. Tỷ số truyền ngoài hộp được xác định theo công thức: ung = (0,15  0,1).u   0,15.29,431  2,1 Từ đó ta có: uh= u/ung = 29,431/2,1 =14,015 3 – Tỷ số truyền trong hộp. Với hộp gảm tốc côn trụ ta có uh = u1.u2 trong đó u1 Tỷ số truyền cấp nhanh u2 Tỷ số truyền cấp chậm Ta có u2 =1,323 u h  1,323 14,015  3,183 => u1 = uh/u2 = 14,015/3,183 = 4,403 III – XÁC ĐỊNH THÔNG SỐ TRÊN CÁC TRỤC. 1- Tốc độ quay trên các trục: Svtk: Vò viÕt tr­êng K39MG trang - 6 -
  7. THUYẾT MINH ĐỒ ÁN BỘ MÔN : CƠ SƠ THIẾT KẾ MÁY a) Trục I nI = nđc = 1460 v/ph b) Trục II nII = nI/uI = 1460/4/403 = 331,592 v/ph c) Trục III nIII = nII/uII = 331,592/3,183 = 104,176 v/ph d) Trục IV nIV = nIII/u ng =104,176/2,1 = 49,608 v/ph 2 – Tính công suất trên các trục. a) Trục I PI = Plvđc.hk.hô = 10,946.1.0,99 = 10,836 KW b) Trục II PII = PI.hô.hcôn = 10,836.0,99.0,96 = 10,3 KW b) Trục III PIII =PII.hô.htrụ = 10,3.0,99.0,97 = 9,89 KW b) Trục IV PIV = PIII.hô.hxích = 9,89.0,99.0,91 = 8,91 KW 3- Tính mômen xoắn trên các trục. a) Mômen xoắn trên trục động cơ: 9,55.106. Plv 9,55.106.10,946 dc Tđc=   71598,836 KW n dc 1460 b) Trục I 9,55.106. PI 9,55.106.10,836 TI =   70879,315 KW nI 1460 c) Trục II 9,55.106. PI I 9,55.106.10,3 TII =   296644,672 KW nII 331,592 d) Trục I 9,55.106. PIII 9,55.106.9,89 TII =   906633,966 KW n II 104,176 Svtk: Vò viÕt tr­êng K39MG trang - 7 -
  8. THUYẾT MINH ĐỒ ÁN BỘ MÔN : CƠ SƠ THIẾT KẾ MÁY e) Trục IV 9,55.106. PIV 9,55.106.8,91 TIV =   1715257,62 KW n IV 49,608 Svtk: Vò viÕt tr­êng K39MG trang - 8 -
  9. THUYẾT MINH ĐỒ ÁN BỘ MÔN : CƠ SƠ THIẾT KẾ MÁY 4- Lập bảng thông số. T.SÔ u n (v/ph) P (KW) T (Nmm) Trục Động cơ 1460 10,946 71598,836 1 I 1460 10,836 70879,315 4,403 II 331,592 10,3 296644,67 3,183 III 104,176 9,89 96633,966 2,1 IV 49,608 8,91 1715257,62 Svtk: Vò viÕt tr­êng K39MG trang - 9 -
  10. THUYẾT MINH ĐỒ ÁN BỘ MÔN : CƠ SƠ THIẾT KẾ MÁY PHẦN II THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG I – THẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH. 1 – Chọn loại xích. Hệ thống có công suất nhỏ và tảI trọng nhỏ nên ta chọn loại xích là xích ống con lăn, một dãy. 2 – Xác định các thông số của bộ truyền. +) Chọn số răng đĩa xích: Theo bảng 5-4 (I) với TST u = 2,1 ta chọn số răng đĩa nhỏ là Z1 = 27 Suy ra số răng đĩa lớn Z2 =u.Z1 = 2,1.27 = 56,7 Số răng đĩa lơn nên chọn là số lẻ nên ta có Z 2 = 57 < Zmax = 120 => TST thực là: u= Z2/Z1 = 57/27 =2,111 +) Xác định bước xích p: Bước xích p được xác định theo điều kiện đảm bảo về độ bền mòn của bộ truyền được viết dưới dạng: Pt =P.k.kz.kn  [ P ] Trong đó Pt, P, [P] lần lướt là cống suất tính toán, công suất cần truyền, và cống suất cho phép của bộ truyền. Với P = PIII = 9,89 KW kz Hệ số răng kz = Z01/Z1 = 25/27 = 0,926 Theo công thức 5.4 và bảng 5-6 (I) ta có: ko.ka.kdc.kd.kc.kbt k0 Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ tuyền. K0 = 1 ka Hệ số kể đến ảnh hưởng của khoảng cách trục, vì chọn a= 40p nên ka= 1 kđ/c Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng. Vì không điều chỉnh nên kđ/c = 1,25 kbt Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc bôI trơn ( đạt yêu cầu) nên kbt= 1,3 Svtk: Vò viÕt tr­êng K39MG trang - 10 -
  11. THUYẾT MINH ĐỒ ÁN BỘ MÔN : CƠ SƠ THIẾT KẾ MÁY kđ Hệ số tảI trọng động. Vì tảI trọng không đổi làm việc êm nên kđ = 1 kc Hệ số kể đến ảnh hưởng của chế độ làm việc. Vì làm việc 1 ca nên kc= 1 => k = 1.1.1.1,25.1,3.1.1 = 1,625 Vậy ta có Pt = 1,625.0,926.1,92.9,89 = 28,573 KW Theo bảng 5-5 (I) với n01 = 200 v/ph thì bộ truyền xích 1 dãy có p = 38,1 mm sẽ thoả mãn điều kiện bền mòn Pt = 28,573  [P] = 34,8 KW. Theo bảng 5-5 (I) thì p = 38,1 < pmax =50,8 mm. Vậy chọn p = 38,1 mm. +) Xác định khoảng cách trục và số mắt xích - Khoảng cách trục a = 40p = 40.38,1 = 1524 mm - Số mắt xích sơ bộ tính theo công thức: 2 a (Z1  Z 2 ) (Z 2  Z1 ) 2 p x=    122,57 p 2 4 π2a Ta nên chọn số mắt xích là số chẵn là x = 122 - Tính lại khoảng cách trục theo công thức: a = 0,25 p .[x  0,5(Z1  Z1 )]  [x  0,5(Z1  Z1 )]2  2[(Z1  Z1 ) /ππ2  1513,053 mm Để xích không bị căng quá ta giảm khoảng cách đó đI một lượng là: a = 0,002a = 0,002.1513,053 = 3,026 mm => a = 1513,053 – 3,026 = 1510,027 mm +) Số lần va đập: Z1.n III 27.104,176 i=   1,537 < [i] = 20 15. x 15.122 3- Kiểm nghiệm xích về độ bền: Với bộ truyền xích khả năng bị quá tải lớn nhất khi mở máy. Vậy ta phảI kiểm nghiệm độ bền của xích theo hệ số an toàn. Theo công thức 5.15 có S = Q/( kđ.Ft +Fo +Fv ) tra bảng 5-2 có: Tải trọng phá hỏng Q = 127.103N Svtk: Vò viÕt tr­êng K39MG trang - 11 -
  12. THUYẾT MINH ĐỒ ÁN BỘ MÔN : CƠ SƠ THIẾT KẾ MÁY Khối lượng 1 mét xích q =5,5 kg Tải trọng động kđ= 1,7 Lực vòng Ft =1000.PIII/ v với v = Z1.p.nIII/60.103 = 27.38,1.140,176.60.10 3 = 1,786 m/s => Ft = 100.9,89 /1,786 = 5537,212 N Lực căng phụ Fv = q.v2 = 5.5.1,7862 = 17,544 N Lực căng do nhánh bị động sinh ra Fo = 9,81.kf.q.a kf Hệ số phụ thuộc vào độ võng f và vị trí bộ truyền.(Vì bộ truyền nằm ngang) nên kf = 14 = > Fo = 9,81.4.5,5.1510,027.10-3 = 325,894 N => S = 127.103 /(1,7.5537,514 + 325,894 + 17,544) = 13,06 theo bảng 5-10(I) vói n01 = 200 v/ph => [S] = 8,2 Vậy S < [S] thoả mãn điều kiện bên. 4- Kiểm nghiệm độ bèn tiếp xúc của đía xích: Theo công thức 5.18 ta có ứng suất tiếp xúc H trên bề mặt đĩa xích là. k r (Ft . k d  Fvd ) σ H  0,47  [σ H ] A.k d Với vật liệu là thép 45 tôi cải thiện => [H] = 600 Mpa Lực vòng Ft = 5537,514 N Hệ số kr = 0,42 Fvd Lực va đập tính theo công thức Fvd = 13.1-7.nIII/p3.m Fvd = 13.10-7.104,176.38.13 .1 =7,49 N kd Hệ số phân bố không đều tải trọng trên các dãy kd = 1 kđ Hệ số tải trọng động theo bảng 5-6(I) kđ = 1 Theo bảng 5-12(I) ta có A = 395 mm và E = 2,1.105 Mpa Svtk: Vò viÕt tr­êng K39MG trang - 12 -
  13. THUYẾT MINH ĐỒ ÁN BỘ MÔN : CƠ SƠ THIẾT KẾ MÁY 0,42(5537,514.1  7,49).2,1.105 => σ H  0,47  523 Mpa 395.1 Vậy H < [H] bộ truyền đảm bảo độ bền tiếp xúc 5- Xác định các thông số của đĩa xích và lực tác dụng nên trục. - Đường kính đĩa xích: theo công thức 5.17 ta có: d1 = p/sin( p/Z1) = 328,185 mm d 2 = p/sin( p/Z2) = 691,624 mm da1 = p[0,5 + cotg(p/Z1) = 345,016 mm d a2 = p[0,5 + cotg(p/Z2) = 709,016 mm d f1 = d1 – 2r với d1 = 22,23 mm và r = 0,5025d1 +0,05 =11,22 mm => df1 = 328,185 – 2.11,22 = 305,745 mm Các kích thước khác tra theo bảng 13-4 -Xác lức tác dụng lên trục theo công thức: Fr = kx.Ft kx Hệ số kể đến ảnh hưởng của trọng lượng xích kx = 1,115 (vì bộ truyền nằm ngang) => Fr = 5537,514.1,155 = 6368,141 N II – THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CẤP NHANH . 1 -Chọn vật liệu. Do không có yêu cầu gì đặc biệt nên ta chọn vật liệu như sau: - Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241  285 có b1= 850 MPa, ch1 = 580 MPa - Bánh lớn : Thép 45 tôI cảI thiện đạt độ răn: HB192  140 có b2 = 750 MPa, ch2 = 450 Mpa 2- Xác định ứng suất cho phép. Svtk: Vò viÕt tr­êng K39MG trang - 13 -
  14. THUYẾT MINH ĐỒ ÁN BỘ MÔN : CƠ SƠ THIẾT KẾ MÁY a) Ứng suất cho phép: σ o lim H Ta có công thức [H] = Z R . Z v . k xh . k HL SH σ o lim H ở bước tính sơ bộ ta chọn ZR.Zv.kxh = 1 vậy ta có : [H] = . k HL SH Trong đó SH Là hệ số an toàn,tra bảng 6-2(I) ta có SH = 1,1 σ o lim ứng suất tiếp xúc ứng với chu kì cơ sở. F σ o lim = 2HB + 70 F HB là độ cứng Brinen. Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB1 = 245 , bánh răng lớn là HB2 = 220 => σ o 1lim = 2.245 + 70 = 560 Mpa H σ o 2 lim = 2.220 + 70 = 510 Mpa H N HO - kHL hệ số tuổi thọ kHL = mH N HE - NHO Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về độ bền tiếp xúc. NHO1 = 30.(HHB1)2,4 = 30.2452,4 = 1,6.107 NHO2 = 30.(HHB2)2,4 = 30.2202,4 = 1,26.107 - NHE Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Vì tải trọng không đổi quay 1 chiều nên ta có NHE = 60.c.n.t - c : Là số lần ăn khớp trong một vòng quay c = 1 - n : Số vòng quay n=nI = 1460 v/ph n = nII = 331,592 v/ph. - t: Là tổng số giờ làm việc t = 7.12.30.2/3.1/3.24 = 13440 giờ. Vậy NHE1 = 30.1.1460.13440 = 1,8.109 NHE2 = 30.1.331,592.13440 = 2,67.108 Do đó ta thấy NHE1 > NHO1 Vậy chọn NHE1 = NHO1 NHE2 > NHO2 NHE2 = NHO2 => kHL = 1 Svtk: Vò viÕt tr­êng K39MG trang - 14 -
  15. THUYẾT MINH ĐỒ ÁN BỘ MÔN : CƠ SƠ THIẾT KẾ MÁY σ o 1lim 550.1 Vậy [H1] = H . k HL   509,09 Mpa SH 1,1 σ o 2 lim H 510.1 [H2] = . k HL   463,64 Mpa SH 1,1 Cấp nhanh là bánh răng côn nên chọn [H]sb= [H2] = 463,64 MPa σo Flim b) Ứng uốn cho phép: Ta có công thức [F] = YR . Ys . k XF . k FC . k FL SF σo ở bước tính sơ bộ ta chọn YR.Y S.kXF = 1 vậy ta có : [H] = Flim . k .FC k HL SF Trong đó SF Là hệ số an toàn,tra bảng 6-2(I) ta có Sf = 1,75 σ o lim ứng suất uốn ứng với chu kì cơ sở. F σ o lim = 1,8HB F . => σ o 1lim = 1,8.245 = 441 Mpa H σ o 2 lim = 1,8.220 = 396 Mpa H - kFC Hệ số xét đến ảnh hưởng của việc đặt tải, vì đặt tảI một phía nên kFC = 1 NFO - kFL hệ số tuổi thọ kFL = mF NF E - N FO Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về độ bền uốn với mọi loại thép ta đều có NFO = 4.106. - Lại có NFE = NHO => NFE1 = NHO1 =1,18.109 > NFO NHE2 > NHO2 NFE2 = NHO2 = 2,67.10 8 > NFO => kFL = 1 σ o 1lim F 441.1.1 Vậy [F1] = . k FC . k HL   252 Mpa SF 1,75 σ o 2 lim 396.1.1 [H2] = F . k FC . k HL   226,3 Mpa SF 1,75 c) Ứng suất quá tải. Svtk: Vò viÕt tr­êng K39MG trang - 15 -
  16. THUYẾT MINH ĐỒ ÁN BỘ MÔN : CƠ SƠ THIẾT KẾ MÁY +) ứng suất tiếp xúc khi quá tải. [H]max = 2,8ch vậy ta có [H1]max = 2,8.580 = 1624 MPa [H2]max = 2,8.450 = 1260 MPa +) ứng suất uốn khi quá tải. [F]max = 0,86ch vậy ta có [F1]max = 0,86.580 = 498,8 MPa [F2]max = 0,86.450 = 387 Mpa 3- Xác định các thông số của bộ truyền. a) Xác định chiều dài côn ngoài: T1 . k Fβ Ta có công thức : Re = k R u 2  1.3 (1  k be ). k be . u .[σ H ]2 sb - kR Hệ số phụ thuộc vào vật liệu răng và loại răng kR = 0,5.kd . với bánh răng côn răng thẳng băng thép nên kd = 100Mpa1/3 => kR = 50Mpa1/3 - kbe: Hệ số chiều rộng vành răng lấy kbe = 0,25 - kHb: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tảI trọng trên chiều rộng vành răng. Với k be . u 0,25.4,403 bánh răng côn   0,629 2  k be 2  0,25 Theo bảng 6-21(I) với sơ đồ I , HB < 350 => kHb = 1,15 - T1: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động T1 = 70879,315 Nmm - [H]sb ứng suất tiếp xúc cho phép tính sơ bộ. [H]sb= 463,64 Mpa 70879,315.1,15 => Re = 50 4,4032  1.3  174,187 mm (1  0,25).0,25.4,403.463,64 2 4- Xác định các thông số ăn khớp. a) Số răng bánh răng nhỏ: Ta có de1 = 2.Re/ 1  u 2 = 2.174,187/ 1  4,4032 = 77,157 mm Từ đó tra bảng 6-22 (I) => Z1p = 17 Với HB < 350 => Z1 = 1,6.Z1p = 1,6.17 = 27,2 vậy lấy Z 1 = 27 Svtk: Vò viÕt tr­êng K39MG trang - 16 -
  17. THUYẾT MINH ĐỒ ÁN BỘ MÔN : CƠ SƠ THIẾT KẾ MÁY b) Đường kính trung bình & môđun trung bình: dm1 = (1-0,5.kbe)de1 =(1-0,5.0,25)77,157 = 67,512 mm mtm = d m1/Z1 = 67,512/27 = 2,52 mm c) Xác điịnh môđuntiêu chuẩn: Ta có công thức: mte = mtm/(1- 0,5.kbe) = 2,857 mm Theo bảng 6-8(I) chọn môđun tiêu chuẩn mte = 3 mm Do đó mtm =mte(1- 0,5.kbe) = 2,625 mm => d m1 = Z1.mtm = 27.2,625 = 70,875 mm d) Xác định số răng bánh 2 và góc côn chia. Ta có: Z2 = u.Z1 = 4,403. 27 = 118,881 chọn Z1 = 119 Vậy ta có TST mới um = Z2/Z1 = 119/27 = 4,4074 Góc côn chia d1 = arctg(Z1/Z2) = 12,783o d 2 = 90o - d1 = 90o – 12,783o = 77,217o e) Chọn hệ số dịch dao: Theo bảng 6-20 với Z1 = 27 chọn hệ số dịch dao dịch chỉnh đều x1 = 0,4 và x2 = - 0,4 - Xác định lại chiều dài côn ngoài. Re = 0,5.mte. Z1  Z 2  0,5.3. 27 2  119 2 = 183,037 mm 2 2 5- kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc. Ứng suất tiếp xúc phải thoả mãn điều kiện sau: 2.T1 . k H . u 2  1 m σ H  Z M .ZH .Zε . 2  [σ H ] Trong đó (0,85.b . d m1 ). u m - ZM: Hệ số kể đến cơ tính của các vật liệu của các bánh răng ăn khớp. Theo bảng 6-5 (I) ta có ZM = 270 Mpa1/3 - ZH: Hệ số kể đến ảnh hưởng của hình dáng bề mặt tiếp xúc. Theo 6-12 (I) với x1 + x2 = 0 => ZH = 1,76. - Ze: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng được xác địnhnhư sau: Svtk: Vò viÕt tr­êng K39MG trang - 17 -
  18. THUYẾT MINH ĐỒ ÁN BỘ MÔN : CƠ SƠ THIẾT KẾ MÁY Với bánh răng côn răng thẳng Ze = (4  ε α ) / 3 - ea : Hệ số trùng khớp ngang ea = [1,88 – 3,2.(1/Z1 +1/Z2)] =1,735 => Ze = (4  1,735) / 3 =0,869 - kH: Hệ số tảI trọng kH = kHb.kHa.kHV - kHb : Hệ số phân bố không đều tảI trọng trên chiều dài vành răng. Tra bảng 6-21 (I) ta có kHb= 1,15 - kHa : Hệ số phân bố tải trọng cho các đôI răng ăn khớp kHa = 1 - kHV: Hệ số tảI trọng đông xuất hiện trongvùng ăn khớp. ν H . b . d m1 kHV = 1 + 2.T1 . k Hβ . k Hα Với b là bề rộng vành răng b = kbe.Re = 0,25.183,037 = 45,759 mm nH = δ H . g o . v . d m1 .(u m  1) /u m v = p.dm1.nI.60.10-3 = 3,14.70,875..1460.60.10 -3 = 5,415 m/s Tra bảng 6-13 (I) ta được cấp chính xác là . Với bánh răng thẳng không vát đầu có HB < 350 => tra bảng 6-15 (I) ta được - dH: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp là dH = 0,006 - go: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch các bước răng bánh 1&2 và m = 3 < 3,55 cấp chinhd xác 7 => go = 47 => nH = 0,006.47.5,415. 70,875.( 4,4074  1) / 4,4074  14,24 14,24.45,759.70,875 Vậy kHV = 1 +  1,283 2.70879,315.1,15.1 Suy ra kH = 1,15.1,283.1 = 1,476 Thay các giá trị vừa tính được vào biểu thức tính H ta được: 2.70879,315.1,476. 4,40742  1 σ H  274.176.0,869.  439,15 Mpa (0,85.45,759.70,875 2 ).4,4074 +) Xác định chính ứng suất cho phép: [sH]cx [sH]cx = [sH]sb.Zv.ZR.kXH Svtk: Vò viÕt tr­êng K39MG trang - 18 -
  19. THUYẾT MINH ĐỒ ÁN BỘ MÔN : CƠ SƠ THIẾT KẾ MÁY - Zv: Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng, với v = 5,415 m/s >5 m/s , bánh răng có HB < 350 => Zv = 1 - ZR: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt răng làm việc. Với cấp chính xác 7, cấp chính xác động học 6 cần gia công bề mắt đạt độ nhám Ra = 2,5  1,25 mm => ZR = 0,95 - kXH :Hệ số kể đến sự ảnh hưởng của kích thước bánh răng phụ thuộc vào kích thước vòng đỉnh bánh răng vì dae < 700 mm => kXH = 1. Suy ra [sH]cx =463,63.1.0.95.1 = 443,28 Mpa Vậy H = 439,15 < [sH]cx = 443,28 Mpa [ H ]   H 443,28  439,15 % =  100  0,93% [ H ] 443,28 6- Kiểm nghiệm độ bền uốn. Điều kiện bền uốn của bánh răng côn được viết như sau: 2.T1 . k F1 . Yε Yβ YF YF 2 σ F1  và σ F 2  σ F1 0,85.b . m tm . d m1 YF1 Trong đó - Y b: Hệ số kể đến độ nghiên của răng. Với răng thẳng ta có Yb = 1 - Y F1, YF2 : Hệ số dạng răng được tra theo bảng 6-18 (I) theo số răng tương đương Zv1 = Z1/cosd1 = 27/ cos 12,783 = 27,69 => Y F1 = 3,45 Zv2 = Z2/cosd2 = 119/ cos 77,217 = 537,831 => Y F2 = 3,63 - Y e : Hệ số kể đến sự trùng khớp răng. Y e = 1/ea = 1/1,735 = 0,5764 - kF: Hệ số tải trọng tinhd về uốn. KF = kFb.kFa.kFV - kFb : Hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều dài vành răng. Tra bảng 6-21 (I) ta có kFb= 1,25 - kFa : Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng ăn khớp kFa = 1 - kFV: Hệ số tải trọng đông xuất hiện trongvùng ăn khớp khi tính về uôn. Svtk: Vò viÕt tr­êng K39MG trang - 19 -
  20. THUYẾT MINH ĐỒ ÁN BỘ MÔN : CƠ SƠ THIẾT KẾ MÁY ν F . b . d m1 kFV = 1 + 2.T1 . k F β . k F α nH = δ F . g o . v . d m1 .(u m  1) /u m Tra bảng 6-15 (I) ta được - dF: Độ rắn mặt răng dF = 0,016 và go = 47 => nF = 0,016.47.5,415. 70,875.(4,4074  1) / 4,4074  37,97 37,97.45,759.70,875 Vậy kFV = 1 +  1,695 2.70879,315.1,25.1 Suy ra kF = 1,25.1,695.1 = 2,12 Thay các giá trị vừa tính được vào biểu thức tính H ta được: 2.70879,315.2,12.0,5764.1.3,45 σ F1   82,6 Mpa 0,85.45,759.2,625.70,875 YF 2 3,63 σ F 2  σ F1  82,6.  86,9 Mpa YF1 3,45 +) Xác định chính ứng suất cho phép: [sF]cx [sF]cx = [sF]sb.YR.YS.kXF - YR: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng YR = 1 - Y S: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhạy của vật liệu đối với trnạg thái ứng suất Y S = 1,08 – 0,0695.ln3 = 1,00365 - kXF :Hệ số kể đến sự ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến độ bền uốn với dae2 < 400 mm => kXF = 1. Suy ra [sF1]cx =252.1. 1,00365.1 = 252,91 Mpa [sF2]cx =236,5.1. 1,00365.1 = 237,35 Mpa Vậy F1 = 82,6 < [sF1]cx và F2 = 86,9 < [sF2]cx Thoả mãn điều kiện bền uốn. 7- kiểm nghiệm độ bền quá tải. Svtk: Vò viÕt tr­êng K39MG trang - 20 -
ADSENSE

CÓ THỂ BẠN MUỐN DOWNLOAD

LV.11: Bộ Luận Văn Tốt Nghiệp Chuyên Ngành Tài Chính Ngân Hàng
172 tài liệu
841 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.

 

Đồng bộ tài khoản
2=>2