intTypePromotion=3
Array
(
    [0] => Array
        (
            [banner_id] => 140
            [banner_name] => KM1 - nhân đôi thời gian
            [banner_picture] => 964_1568020473.jpg
            [banner_picture2] => 839_1568020473.jpg
            [banner_picture3] => 620_1568020473.jpg
            [banner_picture4] => 994_1568779877.jpg
            [banner_picture5] => 
            [banner_type] => 8
            [banner_link] => https://tailieu.vn/nang-cap-tai-khoan-vip.html
            [banner_status] => 1
            [banner_priority] => 0
            [banner_lastmodify] => 2019-09-18 11:11:47
            [banner_startdate] => 2019-09-11 00:00:00
            [banner_enddate] => 2019-09-11 23:59:59
            [banner_isauto_active] => 0
            [banner_timeautoactive] => 
            [user_username] => sonpham
        )

)

Đồ án chi tết máy " Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp, có cấp nhanh phân đôi "

Chia sẻ: Phan Quoc Trong | Ngày: | Loại File: DOC | Số trang:52

0
752
lượt xem
266
download

Đồ án chi tết máy " Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp, có cấp nhanh phân đôi "

Mô tả tài liệu
  Download Vui lòng tải xuống để xem tài liệu đầy đủ

Đối với nhiều ngành trong trường Đại học Kỹ thuật, sau khi học xong phần lý thuyết học sinh sẽ bước qua giai đoạn thiết kế đồ án môn học. Đối với môn học Chi Tiết Máy cũng vậy. Thiết kế chi tiết máy là một bước ngoặc cho việc nghiên cứu cơ sở tính toán và thiết kế các bộ truyền động cơ khí cũng như các chi tiết máy. Đây là đề tài thiết kế chính xác đầu tiên đối với mỗi sinh viên ngành cơ khí. Nhiệm vụ chung là thiết kế hệ thống dẫn động từ động...

Chủ đề:
Lưu

Nội dung Text: Đồ án chi tết máy " Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp, có cấp nhanh phân đôi "

  1. ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC CHI TIÃÚT MAÏY ĐỀ TÀI Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp, có cấp nhanh phân đôi Giáo viên hướng dẫn : Họ tên sinh viên : Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C4B Trang: -1-
  2. ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC CHI TIÃÚT MAÏY MỤC LỤC NỘI DUNG TRANG PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 2 I. CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN 2 II. PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 3 THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 4 PHẦN II: THIẾT KẾ BỘ TRUY ỀN ĐAI 4 PHẦN III:THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 8 II.1. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG C ẤP NHANH 8 II.2. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG C ẤP CHẬM 13 PHẦN IV: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤ C VÀ THEN 17 A. THIẾT KẾ TRỤC 17 B. CHỌN VÀ TÍNH THEN 29 PHẦN V: THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC 32 PHẦN VI: CHỌN NỐI TRỤC 37 PHẦN VII: THIẾT KẾ CẤU TẠO CÁC CHI TIẾT MÁY, BÔI TRƠN VÀ LẮP GHÉP HỘP GIẢM TỐC 38 PHẦN VIII: DUNG SAI LẮP GHÉP, CHỌN CÁC KIỂU LẮP TRONG MỐI GHÉP 43 PHẦN IX: TÍNH VÀ CHỌN DUNG SAI CHẾ TẠO TRỤC 44 TÀI LIỆU THAM KHẢO 50 Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C4B Trang: -2-
  3. ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC CHI TIÃÚT MAÏY LỜ I NÓI ĐẦU Đối với nhiều ngành trong trường Đạ i học Kỹ thuật, sau khi học xong phầ n lý thuyết học sinh sẽ bước qua giai đoạn thiết kế đồ án môn học. Đối với môn học Chi Tiết Máy cũng vậy. Thiết kế c hi tiết máy là một bước ngoặc cho việc nghiên cứu cơ sở tính toán và thiết kế các bộ truyền động cơ khí cũng như các chi tiết máy. Đây là đề tài thiết kế chính xác đầu tiên đố i với mỗ i sinh viên ngành cơ khí. Nhiệm vụ chung là thiết kế hệ thống dẫ n động từ động cơ điện đến cơ cấu chấp hành. Đề tài:”Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp, có cấp nhanh phân đôi ” có các ưu điể m là bộ truyề n làm việc êm, truyền được công suất lớn, lực dọc trục được triệt tiêu, kết cấu hộp giả m tốc tương đối đơn giản dễ chế tạo, dễ bôi trơn, các bánh ră ng và ổ bố trí đối xứng, vì vậy trục chịu tải tương đối đồng đề u. Nhưng bên cạnh đó hộp giả m tốc có cấp tách đôi có nhược điểm là chiều rộng của hộp lớn ,cấu tạo bộ phậ n ổ phức tạp , số lượng chi tiết và khối lượng gia công tă ng . Khi thiết kế đồ án Chi Tiết Máy sinh viên lần đầ u tiên bắt tay vào một công việc mới mẽ, rèn luyệ n, vậ n dụng nhiều kiến thức để giải quyết các vấ n đề có liên quan đế n thực tế. Đồ án này là sản phẩm thiết kế đầ u tay, tuy còn mang nặng tính lý thuyết nhưng có tính chất đào sâu chuyên ngành giúp cho mỗi sinh viên có ý thức sâu sắc về công việc cũng như nghiên cứu và tính toán. Trong đồ á n vấ n đề sai sót là không thể tránh khỏ i, kính mong quý thầy cô tậ n tình chỉ bảo để giúp em bổ sung những khuyết điểm, những khúc mắc còn tồn tạ i và có thêm kiến thức để tiếp tục thực hiện các đề tài sau này. Xin chân thành cả m ơn quý thầy cô. Đà Nẵng, ngày tháng nă m 2008 Sinh viên thực hiện Phan Thế Đức Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C4B Trang: -3-
  4. ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC CHI TIÃÚT MAÏY Phầ nI: C HỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN I: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN Động cơ cầ n làm việc sao cho có thể lợi dụng được toàn bộ công suất động cơ. Khi làm việc nó phải thoả mãn 3 điề u kiện: - Động cơ không phát nóng quá nhiệt cho phép. - Động cơ có khả năng quá tả i trong thời gian ngắn. - Động cơ có moment mở máy đủ lớn để thắng moment cản ban đầu c ủa phụ tải khi mới khởi động. - Do chế độ tải trọng : Rung độ ng nhẹ, quay một chiề u . Để chọn độ ng cơ điệ n ta cầ n tính công suất cần thiết kế ta dựa vào: Các số liệu đã cho: - Tả i trọng P = 3525N - Vận tốc băng tải V = 1,2 m/s. - Đường kính tang D = 675 mm Nếu gọ i: Nlv _ là công suất làm việc của băng tải  _ là hiệu suất truyền dộng. PV 3525.1,2   (Kw) Trong đó: Nlv = (1.1) 1000. 1000. Ta chọn: 1  0,96 là hiệ u suất bộ xích  2  0,98 là hiệu suất bộ truyề n bánh ră ng trụ (ba bộ)  3  0,995 là hiệ u suất một cặp ổ lă n (bốn cặp) 4  1 là hiệu suất khớp nối. 34 Ta được:   1 2 3  4  0,8856 3525.1,2  4,7764 Kw N lv   1000.0,8856 N 4,7764 Công suất cần thiế t No= lv   5,3934Kw  0,8856 Ta cần phả i chọn động cơ điện có công suất định mức Nđm > No. Trong tiêu chuẩn động cơ điệ n có nhiề u loạ i thoả mãn điều kiện này. Theo TK CTM bảng 2P ta chọn sơ bộ động cơ điện che kín có quạt gió A02-42-4 có: Công suấ t động cơ Nđm = 5,5 Kw Số vòng quay của độ ng cơ nđc = 1450 vòng/phút Hiệ u suất động cơ đm = 88% Khối lượng động cơ m = 66,5 Kg. Động cơ này gọn nhẹ giá thành không đắt lắm và tỷ số truyền chung có thể phân phối hợp lý cho các bộ truyền trong hệ thố ng dẫn động. Kiể m tra mômen khởi độ ng c ủa động cơ: M mm Ta có:  1,5 M dm Xem như bộ truyền làm việc với mômen định mức của độ ng cơ. M qt Mà ta có  1.4 M Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C4B Trang: -4-
  5. ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC CHI TIÃÚT MAÏY  Mmm>Mqt. Vậy bảo đả m động cơ khởi động được để kéo bộ truyền làm việc. II: PHÂN PHỐ I TỶ SỐ TRUYỀN. II-1 Tỷ số truyề n. Tý số truyề n động c hung: i = nđm/nt Trong đó nt là số vòng quay của tang dẫ n động. Dnt m/s (1.2) Vt  60.1000 V .60.1000 1,2.60.1000  nt= t  34 vòng/phút  D 675 1450 Vậy i=  42,647 34 Ta có: i = ing.it = ing.in.ic Trong đó: ing tỷ số truyền của bộ truyền xích it tỷ số truyền của hộp giảm tốc in tỷ số truyề n cấp nhanh ic tỷ số truyề n cấp chậ m. Tỷ số truyền là đặc trưng, là chỉ tiêu kỹ thuật có ả nh hưởng đến kích thước, chất lưọng của bộ truyền cơ khí. Việc phân phối tỉ số truyề n cho các bộ truyền trong hộp giả m tốc (quan hệ giữa in và it ) theo nguyên tắc: - Kích thước và trọng lượng cuả hộp giả m tốc là nhỏ nhất - Điề u kiệ n bôi trơn tốt nhất Trong hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp có cấp nhanh phân đôi để c ho các bánh răng bị dẫn c ủa cấp nhanh và cấp chậm được ngâm trong dầu gần như nhau tức là đường kính của các bánh ră ng phải xấp xỉ nhau (R2  R4), chọ n in=1,2 ic Chọn: ix=4 ; . i 42,647 42.647  ing = ix = =4  ic    2 .9 8 in .ic 1,2ic .ic 1.2 * 4  in = 1.2*2.98 = 3.576 II.2.Công suất trên các trục : N I  N O . 3 . 4  5,3934.0,995.1  5,3664 Kw 2 N II  N I . 2 . 3  5,3664.0,98 2.0,995  5,1281Kw N III  N II . 2. 3  5,1281.0,995.0,98  5,0004 Kw II.3. Tính số vòng quay c ủa mỗi trục. n1 = nđc = 1450(vòng/phút). Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C4B Trang: -5-
  6. ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC CHI TIÃÚT MAÏY n 1450  405 (vòng/phút) n2  1  in 3,576 n 405,48  136 (vòng/phút) n3  2  ic 2,98 II.4.Tính momen xoắ n cho mỗ i trục: 9,55 10 6  N ct 9,55 10 6  5,3934 M XâC    35522,048( Nmm) nct 1450 9,55 10 6  N I 9,55 10 6  5,3664 M XI    35344,220( Nmm) n1 1450 9,55 10 6  N II 9,55 10 6  5,1281 M XII    102921,864( Nmm) n2 405 9,55  10 6  N III 9,55 10 6  5,0004    351131,029( Nmm) M XIII n3 136 Bảng hệ thống các số liệ u tính được: Trục Trục động I II III T.số cơ I Inh=3,576 Ich=2,98 4 n(v/p) 1450 1450 405 136 N(Kw) 5,5 5,3664 5,1281 5,0004 THIẾT KẾ C ÁC BỘ TRUYỀN. ( BỘ TRUYỀN XÍCH). Truyền động xích thuộc truyền động ăn khớp, được sử d ụng rộ ng rãi trong máy công c ụ, máy nông nghiệp, máy dệt máy vận chuyển. Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C4B Trang: -6-
  7. ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC CHI TIÃÚT MAÏY Xích là một chuổ i các mắc xích nối với nhau bằng bản lề .Xích truyền chuyển động và tải trọng từ trục dẫn (trục chủ động) sang trục bị dẩn (trục bị động ) nhờ sự ăn khớp các mắc xích với răng đĩa xích. Ưu nhược điểm của bộ truyề n xích. Ưu điể m : +Có thể truyền chuyển động với khoảng cách lớn mà vẫn đảm bảo tỷ số truyền chính xác.Thông thường khoảng cách giữa hai trụ c nên dùng nhỏ hơn 8m. +So với bộ truyền đai thì hiệu suấ t của bộ truyền xích cao hơn .Lực tác dụng lên trục nhỏ vì lực căng ban đầu không cầ n lớn;khuôn khổ kích thước nhỏ, gọn hơn khi điều kiện làm việc và công suất như nhau. +Có thể cùng một lúc truyền chuyển động cho nhiều trục khác nhau. Nhựơc điểm: +vận tốc tức thời của đĩa xích thay đổi nhất là khi số răng của đĩa xích ít làm cho đĩa xích quay không đều. +Bộ truyền đòi hỏi chế tạo và lắp ghép chính xác,do đó giá thành cao. +Xích chóng mòn bản lề nhất là điều kiệm bôi trơn không tốt và bộ truyền không được che kín. +Truyền động xích có tiếng ồn Bộ truyền xích làm việc có thể xuất hiện các dạng hỏng sau đây: +Mòn bản lề và răng đĩa xích. +Con lăn bị mòn,bị rỗ hoặc vỡ. +Các má xích bị đứt vì mỏi. Thiết kế bộ truyền xích gồ m ba giai đoạn. Giai đoạn 1:Nghiên cứu các yêu cầu của bộ truyền cần thiết kế: P =3525(N), N=4,23(kw), nt=34 (vòng /phút), Ix=4 Giai đoạn 2: Bước 1:Sơ đồ kết cấ u của nguyên lý của bộ truyền và các thông sô hình học của bộ truyền. Bước 2:xác định các thông số lý học(A,D1,D 2,X,t). 1) Chọn loạ i xích. Trong các bộ truyền xích th ường dùng xích ống con lăn hoặc xích răng trong đó xích ống con lăn được dùng nhiều nhất. Theo đầu bài vt=1,2
  8. ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC CHI TIÃÚT MAÏY Bước xích t được chọ n theo điều kiện hạn chế áp suất sinh ra trong bản lề và số vòng quay trong một phút của đĩa xích phải nhỏ hơn số vòng quay giới hạn. Đê tính bước xích t trước hết định hệ số điều kiện sử dụng. k=kđ.kA.ko.kđckb.kc[SI,B6-6,T105]. Trong đó. kđ-H ệ số xét đến tính chấ t tả i trọng ngoài .Vì tải trọng rung động nhẹ nên ta chọn kđ=1 kA-Hệ số xét đến chiều dài xích,ta chọ n A=(30  50).t nên ta chọn kA=1. ko-Hệ số x ét đến cách bố trí bộ truyền. Chọn đường tâm nố i hai đĩa xích làm với đường ngang một góc nhỏ hơn một góc 60o nên ta chọn ko=1. kđc-H ệ số xét đến khả năng điều chỉnh lực căng xích. Trục không điều chỉnh được cũng không có đĩa hoặ c con lăn căng xích ta chọn kđc=1,25. kb-hệ số xét đến điều kiện bôi trơn .Chọn điều kiiện bôi trơn liên tục(xích nhúng trong dầu hoặc phun liên tục) ta chọn kb=0,8. kc-Hệ số xét đến chế độ làm việc của bộ truyền, ta chọn làm việc 2ca nên kc=1,25 Thay số vào ta có k=1.1.1,25.0,8.1,25=1,25 Công suất tính toán của bộ truyền xích. Nt=N.k.kz.kn. [SI,Ct6 -7,T106]. 3525.1,2 N Công suất danh nghĩa N= =4,23 (kw). 1000 Hệ số răng của đĩa dẫn . Z 01 25 kz= = =1,0 8 Z 1 23 Hệ số vòng quay của đĩa dẫn. n01 200 =1,47. Tra theo bảng 6-4 với n01=200 v p kn= = n1 136 Thay vào công thức ta có. Nt=4,23.1,25.1,08.1,47=8,39(kw). Nt=8,39
  9. ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC CHI TIÃÚT MAÏY 2A Z  Z Z Z t X= + 1 2 +( 2 1 )2. . 2. t A 2 Định sơ bộ khoảng cách trục A. A=40.t=40.25,4=1016(mm). Với Z1=23(răng), Z2=92(răng), t=25,4(mm), A=1016 (mm), thay số vào ta có. 92  23 2 25,4 2.1016 23  92 X= + +( ). = 140,5 . Để tiện cho việc lắp ghép ta 25,4 2.3,1415 1016 2 lấy X=140 . Kiểm nghiệm số lần va đập trong mộ t giây. Z 1 .n1 23.136 u= = = 1,49
  10. ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC CHI TIÃÚT MAÏY n-Số vòng quay của dẫn. Z-số răng của đĩa dẫn 6.10 7.kt .N 6.10 7.1,15.5,0004 R  kt .P    4342,635( N ) Z .t.n 23.25,4.136 Các thông số tính được. + Số răng đĩa xích. Đ ĩa dẫn Z1=23(răng). Đ ĩa bị dẫn Z2=92(răng). +Bước xích t=25,4(mm). +Số mắ c xích X=140(mắ c xích ). +Khoả ng cách trục A=1006(mm). +Đường kính vòng chia. Đĩa dẫ n dc1=186,5(mm). Đĩa bị dẫn dc2=744(mm). +Lực tác dụng lên trục. R=4342,635(N). Giai đoạn 3:Bộ truyền đã thiết kế có khả nă ng đáp ứng cá c yêu cầu đề ra, thoã mãn các điều kiện bền. Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C4B Trang: - 10 -
  11. ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC CHI TIÃÚT MAÏY PHẦN III:THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC. III.1.THIếT Kế Bộ TRUYềN BÁNH RĂNG TRụ R ĂNG NGHIÊNG CấP NHANH:  Đối với hộp giả m tốc hai cấp có cấp nhanh phân đôi. Cấp nhanh là bánh ră ng trụ ră ng nghiêng , có các đặc điể m sau: - Do cấp nhanh phân đôi nên khi tính công suất phải chia đôi cho bộ truyề n cấp nhanh. - Bánh răng ở cấp nhanh chịu tả i nhỏ hơn bánh ră ng cấp chậm. Do vậy khi chọ n hệ số chiều rộng ră ng sao cho cầ n thoã mãn bch 2bnh - Bánh răng cấp chậm là bánh răng trụ răng thẳ ng; ă n khớp không tố t, có va đập, vì vậy khi thiết kế ta tính theo cặp bánh răng dịch chỉnh. III.1.1.Chọn vật liệu làm bánh răng. _ Bánh răng nhỏ : chọ n thép 45, thường hoá có: k1= 600 N/mm2 ; ch1= 300N/mm2 ; HB = 200. Phôi đúc, giả thiết đường kính phôi (6090) mm. _Bánh răng lớn: chọn thép 35 thường hóa có: b=500 N/mm2 ; ch= 260 N/mm2 ; HB = 170. Phôi rèn, giả thiết đườ ng kính phôi (100300) mm. III.1.2.Đ ịnh ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép: 1. Ứng xuất tiếp xúc cho phép: Số chu k ỳ tương đương của bánh nhỏ: Ntđ1= 60 u (Mi/Mmax)3ni.Ti (3.1) Trong đó: _ Mi,ni,Ti là moment xoắ n, số vòng quay trong 1 phút và tổng số giờ bánh ră ng làm việc ở chế độ i. _ Mmax là moment xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng (không kể mômen quá tải) _ u là số lầ n ă n khớp của một răng khi bánh răng quay 1 vòng. Ntđ1=60.1.6,5.330.16.1450.[13.4/8 + (0,5)3.4/8]= 167,95.107 > No với N0_ số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc. Thường N0=107. Như vậy số chu kỳ làm việc tương đương của bánh lớn: Ntđ2= Ntđ1/in = 167,95.107 / 3,576= 46,97.107> No Do đó hệ số chu kỳ ứng suất k’N của cả hai bánh ră ng đều bằng 1. Theo bảng 3-9: []Notx= 2,6.HB []tx = []Notx. k’N. []tx1= 520 N/mm2 Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C4B Trang: - 11 -
  12. ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC CHI TIÃÚT MAÏY []tx2= 442 N/mm2 2.Ứng suất uốn cho phép: Số chu k ỳ tương đương của bánh ră ng: Ntđ = 60 u (Mi/Mmax)mni.Ti (3.2) Các thông số như trên. m_ bậc của đường cong mỏi uố n. Đối với thép thường hoá m= 6. Vậy số chu kỳ tương đương của bá nh lớ n là: Ntđ2= 60.1.6,5.16.330.405.[16.4/8 + (0,5)6.4/8]= 42,3.107 Ntđ1= 3,576.42,3.107= 151,3.107 .  Cả Ntđ1 và Ntđ2 > No . Với N0_chu kỳ cơ sỡ của đường cong mỏi uốn. N0=5.106 . Do đó k’’N = 1_hệ số chu kỳ ứng suất uốn 1,5 1 .k 'N ' []u= (3.3) do răng làm việc một mặt n.k  Giới hạn mỏi uốn c ủa thép 45: -1= 0,43. k = 0,43.600=258 N/mm2. Giới hạn mỏi uốn c ủa thép 35: -1= 0,43.500 = 215 N/mm2. Hệ số an toàn: n = 1,5. Hệ số tập trung ứng suất ở chân ră ng: k = 1,8. 1,5.258.1 = 143,3 N/mm2. Bánh nhỏ: []u1= 1,5.1,8 1,5.215 = 119,4N/mm2. Bánh lớn: []u2= 1,5.1,8 III.1.3.Sơ bộ chọn hệ số tải trọng k: Do ổ bố trí đối xứng Có thể chọ n sơ bộ k = 1,5 III.1.4.Chọn hệ số chiề u rộng bánh răng: Do bộ truyền cấp nhanh là bộ truyền bánh răng chử V, phân đôi. Do vậy tải trọng tác dụng lên một bánh là nhỏ. Vậy chọn A= b/A = 0,3 III.1.5.Xác định khoả ng cách trục: 2  1,05.10 6  k .N   . ' .n (3.4) A1  (i  1) 3  .  [ ] .i   tx 2 A 2 ’-hệ số phả n ánh sự tă ng khả năng tải tính theo sức bền tiếp xúc của bánh răng nghiêng so với bánh ră ng thẳng. Chọn  ’= 1,2. k_ hệ số tải trọng n2=405 (v/p) tx2=442N/mm2 2  1,05.10 6  1,5.5,3664 A1  (3,576  1) 3   442.3,576  . 0,3.1,2.405 132,66mm    Chọn A1=135 III.1.6.Tinh vận tốc vòng v c ủa bánh răng và chọn ccx chế tạo bánh ră ng: Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C4B Trang: - 12 -
  13. ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC CHI TIÃÚT MAÏY Vận tốc vòng của bánh răng trụ: 2. . A1 .n1 2. .135.1450  4,48m / s (3.5) v  60.1000(i  1) 60.1000.(3,576  1) Với vận tốc này theo bảng (3-11) ta chọn c ấp chính xác 9. III.1.7.Đ ịnh chính xác hệ số tải trọng k và khoả ng cách trục A: Hệ số tải trọ ng k được tính theo công thức : k = ktt.kđ.(3.6) ktt- hệ số tập trung tả i trọng kđ- hệ số tải trọng độ ng. Chiều rộ ng bánh ră ng: b = A.A = 0,3. 135 = 40,5 mm. Đường kính vòng lă n bánh ră ng nhỏ: 2. A 2.135 d1    59mm i  1 3,576  1 40,5 do đó: d= b/d1=  0,68 59 Tra bả ng 3-12 ta tìm được kttbảng = 1,03 Hệ số tập trung tải trọng thực tế: ktt= (kttbảng+ 1)/2 = 1,015. 2,5.m n Giả sử: b  (3.7) theo bảng 3-14 ta tìm được kđ= 1,4. sin Hệ số tải trọ ng k = ktt.kđ = 1,015.1,4=1,421 1,5  1,421 ksơbộ=1.5. Vậy sai số k=  5,5%  5% 1,421 k 1,421 Nh ư vậy lấy chính xác A = Asơbộ. 3  133 mm.(3.8)  135.3 k sb 1,5 Như vậy có thể lấy chính xác A = 133mm.(3.8) b=0,3.133=40mm III.1.8.Xác định mođun, số răng và góc nghiêng của răng: Modun pháp: mn = (0,01  0,02).A = (1,33  2,66)mm Theo bảng 3-1 chọn mn= 2mm. Sơ bộ chọ n góc nghiêng  = 10o Số răng của bánh nhỏ: 2. A.cos  2.133.cos10 o  28 . (3.8) Z1   mn (i  1) 2(3,576  1) Số răng bánh lớn: Z2= Z1.i = 28.3,576 = 100 Tính chính xác góc nghiêng  : Z t .mn 128.2 cos =  0,984 (3.10)  2. A 2.130 Vậy  = 10 o 3 / Chiều rộ ng bánh ră ng b thỏa mãn điề u kiệ n: b = 40mm Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C4B Trang: - 13 -
  14. ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC CHI TIÃÚT MAÏY 2,5.mn 2,5.2 kiể m tra đ iều kiện (3.7) :b>  28,65mm thoả  sin 10 o 3 / sin  III.1.9.Kiểm nghiệ m sức bền uốn c ủa răng: Ztđ=Z/cos3 .(3.11) Tính số ră ng tươ ng đương: Ztđ1 =28/(0,984)3 =29 Bánh nhỏ: Ztđ2 =100/(0,984)3= 105 Bánh lớn: Hệ số dạng răng theo bảng 3-18: y1 = 0,451 y2 = 0,517 Lấy  ’’=1,5_hệ số phản ánh khả năng tải khi tính theo sức bền uốn c ủa bánh răng nghiêng so với bộ truyề n bánh ră ng thẳng. Đối với bánh ră ng nhỏ: 19,1.10 6.k .N 19,1.10 6.1,5.5,3664  34,98 N / mm 2 (3.12)  u1   2 2 y1 .mn .Z1.n1 .b. ' ' 0,451.2 .28.1450.40.1,5 vậy  u1 < []u1=143,3 N/mm2 Đối với bánh ră ng lớn: u2 = u1.y1/y2 (3.13) u2 = 34,98.0,451/0,517=30,51N/mm2 < []u2 = 119,4 N/mm2. III.1.10.Kiểm nghiệ m sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột: ính ưng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: []txqt=2,5[]Notx.(3.14) Bánh nhỏ: []txqt1 = 2,5.520 = 1300 N/mm2. Bánh lớn: []txqt2 = 2,5.442 = 1105 N/mm2. ính ưng suất uốn cho phép khi quá tải: []uqt =0,8.ch.(3.15) Bánh nhỏ: []uqt1 = 0,8.300 = 240 N/mm2. Bánh lớn: []uqt2 = 0,8.260 = 208 N/mm2. Kiể m tra sức bền tiếp xúc: (i  1) 3 .k .N I 1,05.10 6 . k qt (3.16) ; kqt=1,4.  txqt   '.b.n I A.i 1,05.10 6 4,5763.1,5.5,3664 1,4  275N / mm 2   txqt1  133.3,576 1,2.40.1450 1,05.10 6 4,576 3.1,5.5,1281 . 1,4  508,64 N / mm 2 txqt2= 133.3,576 1,2.40.405 txqt1 < 1300 N/mm2  thỏa mãn. txqt2
  15. ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC CHI TIÃÚT MAÏY Modun pháp: mn= 2mm Số răng: Z1 = 28 ; Z2 = 100 n = 20o Góc ăn khớp:  = 10 o 3 / Góc nghiêng: Chiều cao răng: h=2,25.mn=2,25.2=4,5mm Chiều cao đầu răng : hd=mn=2 mm Độ hở hướng tâm c1=0,25.mn= 0,25.2=0,5mm Khoảng cách trục: A = 133mm. Bề rộng bánh răng: b= 40mm. Pr Đường kính vòng chia: dc1=mn.Z1/cos (3.17) P a1 Pn  dc1= 2.28/cos10 o 3 / = 57mm ; P'1 o /  dc2= 2.100/ cos10 3 = 203 mm P'1 P1 Đường kính vòng đỉnh: de1 = dc1 + 2.mn  de1= 57+2.2=61 mm.  de2 = 203+ 2.2 = 207 mm. Đường kính vòng chân: di1 = dc1 - 2.mn-2.c  di1= 57-4-1=52 mm. di2 = 203 - 4 - 1 = 198 mm. III.1.12.Tính lực tác dụng lên trục: Lực tác d ụng lên bánh răng được chia làm 3 thành phầ n: lực vòng P, lực hướng tâm Pr và lực dọc trục Pa. 2.Mx 2.9,55.10 6.N 1 ính lực vòng: (3.18) P  d n.d 2.9,55.10 6.5,3664 P  1240,15 N 1450.57 P.tg n 1240,15.tg 200 Lực hướng tâm: Pr   458,4 N (3.19)  cos10o3/ cos  Pa = P.tg = 1240,15.tg10 o 3/ = 219,79N. Lực dọc trục: III.2.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG C ẤP CHẬM: III.2.1.Chọn vật liệu làm bánh răng. Bánh ră ng nhỏ: chọn thép 45 thường hóa có: bk3 = 600 N/mm2 ; ch3 = 300 N/mm2 ; HB = 200. Notx3=520N/mm2 Phôi đúc, giả thiết đường kính phôi (6090) mm. Bánh ră ng lớn: chọn thép 35 thườ ng hóa có: bk4 = 500 N/mm2 ; ch4 = 260 N/mm2 ; HB = 170. Notx4=442N/mm2 Phôi đúc, giả thiết đường kính phôi (100300) mm. III.2.2.Đ ịnh ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép: 1.Ứng s uất tiếp xúc cho phép: Số chu k ỳ tương đương của bánh ră ng: Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C4B Trang: - 15 -
  16. ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC CHI TIÃÚT MAÏY Ntđ = 60 u (Mi/Mmax)3ni.Ti (3.20) Số chu k ỳ tương đương của bánh ră ng nhỏ: Ntđ3 = Ntđ2 = 46,97.107 > No Như vậy số chu kỳ làm việc tương đương của bánh lớn: Ntđ4 = Ntđ2/ic =46,97.10 7 /2,98=15,76.107> No Nên chọn k’N = 1 cho cả 2 bánh ră ng  []tx = []Notx. k’ = 2,6.HB Ứng xuấ t tiếp xúc cho phép c ủa bánh lớn: []tx4 = 442 N/mm2 Ứng xuấ t tiếp xúc cho phép c ủa bánh nhỏ:[]tx3 = 520N/mm2 Để tính sức bề n ta dùng trị số nhỏ : []tx4 = 442 N/mm2 2.Ứng suất uốn cho phép: Số chu k ỳ tương đương của bánh lớn: Ntđ3 = Ntđ2= 42,3.107 Ntđ4 = Ntđ3/ic = 42,3.107/2,98=14,19.107  Cả Ntđ1 và Ntđ2 > No =5.106 do đó k’’N = 1. Theo công thức (3.3) 1,5 1 .k 'N ' []u = do răng tải một mặt. n.k  Giới hạn mỏi uốn c ủa thép 45: -1 = 0,45.600 = 270 N/mm2. Giới hạn mỏi uốn c ủa thép 35: -1 = 0,45.500 = 225 N/mm2. Hệ số an toàn: n = 1,5. Hệ số tập trung ứng suất ở chân ră ng: k = 1,8. 1,5.270.1 = 150 N/mm2. Bánh nhỏ: []u1 = 1,5.1,8 1,5.225.1 = 125 N/mm2. Bánh lớn: []u2 = 1,5.1,8 III.2.3.Sơ bộ chọn hệ số tải trọng k: Có thể chọ n sơ bộ k = 1,5. Do ổ bố trí đối xứng III.2.4.Chọn hệ số chiề u rộng bánh răng: Do bộ truyền cấp chậ m là bộ truyền bánh răng thẳ ng. 9,55.10 6.N Vận tốc thấp. Mà theo công thức M x  (3.21). n Vậy bộ truyề n cấp chậm chịu tải lớn hơn bộ truyền cấp nhanh. Chọn A = b/A = 0,4 III.2.5.Xác định khoả ng cách trục: 2  1,05.10 6  k .N   .n (3.22) A  (ic  1)  . 3  [ ] .i   tx 4 c A4 2  1,05.10 6  1,5.5,1281 A  ( 2,98  1)   442.2,98  . 0,4.136  178mm. 3    Lấy A = 178mm. Chiều rộ ng bánh ră ng: b3 = A.A = 0,4.178= 71mm. Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C4B Trang: - 16 -
  17. ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC CHI TIÃÚT MAÏY III.2.6.Tinh vận tốc vòng v c ủa bánh răng và chọn ccx chế tạo bánh ră ng: Vận tốc vòng của bánh răng trụ: 2. . A.n II 2. .178.405  1,9m / s (3.23) v  60.1000(ic  1) 60.1000.(2,98  1) Với vận tốc này theo bảng 3-11 ta chọn cấp chính xác chế tạo là 9. III.2.7.Đ ịnh chính xác hệ số tải trọng k và khoả ng cách trục A: Đường kính vòng lă n bánh ră ng nhỏ: 2. A 2.178 d3    90mm ic  1 2,98  1  d = b/d1 = 0,8. Tra bả ng 3-12 ta tìm được kttbảng = 1,05. Hệ số tập trung tải trọng thực tế: ktt = (kttbảng + 1)/2 = 1,025 Giả sử: b  2,5mn theo bảng 3-14 ta tìm được kđ = 1,2.  k = ktt.kđ =1,23. 1,5  1,23   k=  21,95%  5% 1,23 k khác với trị số chọn sơ bộ nên cần tính lạ i khoảng cách trục A. k 1,23 Acx  Asb .3  178.3  167mm k sb 1,5 Như vậy lấy chính xác A = 167mm. Chiều rộng bánh răng: b3 = A.A = 0,4.167 = 67mm III.2.8.Xác định modun, số răng và góc nghiêng của răng: Modun pháp: m = 0,02.A = 0,02.167=3,34 mm. Ta chọn mn = 3 Số răng của bánh nhỏ 2. A. 2.167  28 .(3..24) Z3   m (i  1) 3.3,98 Số răng bánh lớn: Z4 = Z3.i = 2,98.28 = 83 Chiều rộ ng bánh ră ng b thỏa mãn điề u kiệ n: Bánh nhỏ b3 = 67mm > 2,5.m  2,5.3  7,5 Chọn bánh lớn b4=67mm  Hệ số thay đổi khoảng cách trục A: A  0,5.m.Z t (3.25) a m với Zt=Z1+Z2=28+83=111_là tổng số răng của cả hai bánh. 167  0,5.3.111  a  0,17 . 3  trị số 1000a/Zt=1000.0,17/1 11=1,53 Theo toán đồ (I_56) 1000/Zt=0,02 Với _hệ số giả m chiề u cao răng.  =0,02.111/1000=0,002 Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C4B Trang: - 17 -
  18. ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC CHI TIÃÚT MAÏY  t=a+_hệ số dịch dao tổng (3.26)  t=0,17+0,002=0,172   Z 2  Z1  t    (3.27)  1= 0,5 t  Zt   = 0,5.[0,172-55/111(0,172-0,002 )]=0,044  2=0.128  góc ăn khớp c ủa răng Z t .m. cos 0 111.3. cos 20 0 cos=   0,93 2. A 2.167 =20028. III.2.9.Kiểm nghiệ m sức bền uốn c ủa răng: Hệ số dạng răng theo bảng 3-18: Với Z3=28;Z4=83. Suy ra 1=0,044; 2=0,128. Vậy y1=0,451;y2=0,511 Đối với bánh ră ng lớn: 19,1.10 6.k .N 19,1.10 6.1,23.5,0004 2  38,27 N / mm 2 < []u2 = 125 N/mm (3.28)  u2   y1 .m 2 .Z 4 .n3 .b 0,451.32.83.136.67 Đối với bánh ră ng nhỏ: u1 = u2.y2/y1 = 38,27.0,511/0,451=43,36< []u1 = 150 N/mm2. III.2.10.Kiểm nghiệ m sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột: Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: []txqt = 2,5[]Notx. Bánh nhỏ: []txqt1 = 2,5.520 = 1300 N/mm2. Bánh lớn: []txqt2 = 2,5.442 = 1105 N/mm2. Ứng suất uố n cho phép khi quá tả i: []uqt = 0,8.ch. Bánh nhỏ: []uqt1 = 0,8.300 = 240 N/mm2. Bánh lớn: []uqt2 = 0,8.260 = 208 N/mm2. Kiể m tra sức bền tiếp xúc: kqt= 1,4. 0,64 i  1 .k .N 0 3 1,05.10 6 . k qt (3.29)  txqt   tx . k qt  . . sin 2 A.i b.n 2,98  13 .1,23.5,1281. 1,05.10 6 0,64 1,4  298,7 N / mm 2  txqt1  . . 167.2,98 sin 2.20 0 28 67.405 txqt1 < 1300 N/mm2  thỏa mãn. Tương tự txqt2=509N/mm2
  19. ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC CHI TIÃÚT MAÏY b3=67 b4=67 chiều cao ră ng h=2,25m-.m=(2,25-0,002).3=6,7mm Đường kính vòng chia: d3 = m.Z1 = 3.28=84mm d4 = m.Z2 = 3.83=249mm Đường kính vòng đỉnh: de3 =(Z1+ 2+ 21- 2).m (3.31) = (28+2+2.0,044-2.0.002).3 =90 mm. de4 =(Z2+ 2+ 22- 2).m (3.32) =(83+ 2+ 2.0,128 -2.0,002).3= 256mm Đường kính vòng chân: di1 = (Z1- 2,5+ 2. 1).m (mm).(3.33) = (28- 2,5+ 2.0,044).3=77mm di2 = (Z2- 2,5+ 2. 2).m (mm).(3.34) =(83-2,5+ 2.0,128).3= 242mm III.2.12.Tính lực tác dụng lên trục: 2.Mx Lực vòng: (3.35) P d Pr 9,55.10 6.N 3 9,55.10 6.5,1281 vớiMx3= =  120922Nmm 2 405 n2 P1 suy ra P=2.120922/84=2879N P2 P2=P1=2879N Lực hướng tâm: Pr=P.tg=2879.tg20028=1074,5N Pr 1 Phầ n IV: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN. A: THIẾT KẾ TRỤC. IV.A.1. Chọ n vật liệu: Trục phải đảm bảo các yêu cầu: Đả m bảo độ bề n, độ cứng, ít nhạ y với ứng suất tập trung, dể gia công, nhiệ t luyệ n, chịu được mài mòn. Chọn thép 45, tôi cải tiến. HB=200; k=600N/mm2; ch=300N/mm2; Notx=520N/mm2. IV.A.2. Tính sơ bộ trục: Chỉ xét trục chịu ảnh hưởng của mômen xoắn. Tính đ ường kính sơ bộ của các trục: N (mm) (4.1) d  C3 n Trong đó C là hệ số tính toán phụ thuộc ứng suất xoắ n cho phép đối với đầu trục vào và trục truyề n c hung. Lấy C = 120 Đối với trục I: NI = 5,3664 Kw Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C4B Trang: - 19 -
  20. ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC CHI TIÃÚT MAÏY nI = 1450 vòng/phút 5,3664  d I  1203  18,56mm 1450 Chọn d1=20mm Đối với trục II: NII = 5,1281 Kw nII = 405vòng/phút 5,1281  d II  1203  27,97mm 405 Chọn d2=28mm Đối với trục III: NIII = 5,0004 Kw nIII = 136 vòng/phút 5,0004  d III  1203  39,90mm 136 Chọn d3= 40mm Để chuẩn bị c ho b ước tính gần đúng các trục trong 3 trị số dI, dII, dII ta có thể lấy trị số dII = 28mm để chọ n loạ i ổ bi.Theo bảng 17P ta chọ n chiều rộ ng B = 13mm_ là loại ổ trung bình IV.A.3.Tính gần đúng trục: Trình tự : Định kích thước dài của trục Dựa vào các số liệu: - khoả ng cách trục A - chiề u rộng bánh răng b - chiề u rộng đĩa xích, chiề u rộng ổ và các phần tử khác chọ n theo kinh nghiệm. Từ chiều dài trục, ta vẽ sơ đồ tính trục. D ựa vào s ức bề n ta tính được mômen uốn và xoắn tác dụng lên trục. Tổng hợp tác dụng của hai tải trọng này, dựa và thuyết bền 4, ta tính đ ược đường kính trục tại các tiết diệ n nguy hiể m. Từ đó vẽ được kết cấu trục. * Theo bảng 7-1 ta chọn các kích thước như sau: Khe hở giữa các chi tiết quay: c = 10 mm Khe hở giữa bánh răng với thành trong vỏ hộp: a = 15 mm Khoảng cách từ thành trong vỏ hộp đến mặt bên ổ lăn: l2 = 8 mm Chiểu rộ ng ổ: B = 13 mm Đường kính bu lông cạnh ổ để lắp nắp và thân hộp: d1 = 10 mm Chiều cao bu lông ghép nắp và chiề u dày nắp : l3 = 18 mm Khe hở giữa mặt bên xích và đầu bu lông: l4 = 15 mm Chiều rộ ng bánh ră ng cấp nhanh: 40 mm Chiều rộ ng bánh ră ng cấp chậm: 67 mm Chiều dài phần mayơ lắp với trục l5=1,5.d3 l5=1,5.40= 60 Khoảng cách từ nắp ổ đến nối trục IV.A.4.Sơ đồ phát họa hộp giả m tốc: Dựa vào sơ đồ ta tính được chiều dài sơ bộ của các trục. Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C4B Trang: - 20 -

CÓ THỂ BẠN MUỐN DOWNLOAD

AMBIENT
Đồng bộ tài khoản