» Luận Văn - Báo Cáo

» Cơ khí - Chế tạo máy

Đồ án chi tiết máy: Thiết kế hệ dẫn động cơ khí

Chia sẻ: Nguyễn Văn Bộ | Ngày: | Loại File: DOC | Số trang:51

Báo xấu

971
lượt xem 232
download

Download Vui lòng tải xuống để xem tài liệu đầy đủ

Thiết kế đồ án chi tiết máy là sự kết hợp chặt chẽ giữa lý thuyết và thực nghiệm, từ đó sinh viên có cơ hội tổng kết lại những lý thuyết và làm quen với công việc thiết kế. Dưới đây là đồ án chi tiết máy với đề tài "Thiết kế hệ dẫn động cơ khí" sẽ giúp các bạn nắm thêm được kiến thức thiết kế đồ án chi tiết máy.

Chủ đề:

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

Lưu

Nội dung Text: Đồ án chi tiết máy: Thiết kế hệ dẫn động cơ khí

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY –PA3  GVHD: Văn Hữu Thịnh Lời mở đầu Môn học chi tiết máy là một trong những môn học cơ sở giúp cho sinh viên chuyên ngành cơ khí có một cách nhìn tổng quan về nền công nghiệp đang phát triển như vũ bão. Đây là môn học đóng vai trò quan trọng trong chương trình đào tạo kỹ sư và các cán bộ kỹ thuật, nguyên lý làm việ và phương pháp tính toán các chi tiết phục vụ cho các máy móc ngành công _ nông nghiêp, giao thông vận tải,…….. Thiết kế đồ án chi tiết máy là sự kết hợp chặt chẽ giữa lý thuyết và thực nghiệm, từ đó sinh viên có cơ hội tổng kết lại những lý thuyết và làm quen với công việc thiết kế. Trong các nhà máy xí nghiệp, khi cần vận chuyển vật liệu rời chủ yếu sử dụng các máy vận chuyển gián đoạn, các máy vận chuyển liên tục. Khác với các máy vận chuyển gián đoạn, các thiết bị máy vận chuyển có thể làm việc trong một thời gian dài, việc vận chuyển có năng suất cao và được sử dụng rộng rãi khi vận chuyển các vật liệu rời người ta đã sử dụng băng tải. Băng tải thường được sử dụng để vận chuy ển các loại v ật li ệu như: than đá, cát, sỏi, thóc… Băng tải thường được cấu tạo bởi ba bộ phận chính: Động cơ truyền lực và mô men xoắn cho hộp giảm tốc tiếp đó đến băng tải. Hộp giảm tốc thường dùng cho băng t ải là hôp giảm tốc bánh răng trụ một cấp, hai cấp, bánh vít_trục vít, bánh răng_ trục vít. Để làm quen với việc đó, em được giao Thiết kê hệ dẫn động băng tải (xích_tải),với những kiến thức đã học và sau một thời gian nghiên cứu cùng với sự hướng dẫn tận tình của thầy Văn Hữu Thịnh_cán bộ giảng dạy thuộc bộ môn chi tiết máy, đến nay đồ án của em đã được hoàn thành. Tuy nhiên, vẫn còn bị hạn chế về kinh nghiệm thực tế, nên đồ án của em không tránh khỏi những thiếu sót. Em rất mong được sự chỉ bảo của các thầy cô trong bộ môn để đồ án của em được hoàn thiện hơn. Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô trong bộ môn đã tận tình giúp đỡ em, đặc biệt là thầy hướng dẫn. -1- Tp Hồ Chí Minh, ngày 5 tháng 5 năm 2012 Sinh viên thực hiện (Ký, ghi rõ họ tên) Nguyễn Trọng Nghĩa SVTH:Nguyễn Trọng Nghĩa – MSSV: 09107023 Trang 1
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY –PA3  GVHD: Văn Hữu Thịnh NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN ........................................................................................................................... ........................................................................................................................... ........................................................................................................................... ........................................................................................................................... ........................................................................................................................... ........................................................................................................................... ........................................................................................................................... ........................................................................................................................... ........................................................................................................................... ........................................................................................................................... ........................................................................................................................... ........................................................................................................................... ........................................................................................................................... ........................................................................................................................... ........................................................................................................................... ........................................................................................................................... ........................................................................................................................... ........................................................................................................................... ........................................................................................................................... ........................................................................................................................... ........................................................................................................................... ........................................................................................................................... ........................................................................................................................... ........................................................................................................................... ........................................................................................................................... ........................................................................................................................... ........................................................................................................................... ........................................................................................................................... Tp.HCM, ngày tháng 05 năm 2012. Giảng viên hướng dẫn ( Ký , ghi rõ họ tên ) SVTH:Nguyễn Trọng Nghĩa – MSSV: 09107023 Trang 2
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY –PA3  GVHD: Văn Hữu Thịnh Trường ĐHSPKT Tp.HCM ĐẦU ĐỀ THIẾT KẾ ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY Khoa Cơ khí Chế tạo máy THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ Bộ môn: Cơ sở Thiết kế máy ( Đề số : 03 ) A. ĐẦU ĐỀ: 1.Sơ đồ động 1 2 Gồm: 1: Động cơ điện 2: Nối trục 3: Hộp giảm tốc 4: Bộ truyền xích 5: Thúng tròn 2. Các số liệu ban đầu: a. Công suất truyền trên trục công tác ( P) : 5,2 (KW) b. Số vòng quay trên trục công tác (n) : 98 (vòng/phút) c. Số năm làm việc (a) : 5 (năm) 3. Đặc điểm của tải trọng: Tải trọng va đập nhẹ. Quay một chiều. 4. Ghi chú: Năm làm việc (y) 300 ngày, ngày làm việc 2 ca, 1 ca 6 giờ. Sai số cho phép về tỷ số truyền Δu=2-3% B. KHỐI LƯỢNG CỤ THỂ: 1. Một bản thuyết minh về tính toán. 2. Một bản vẽ lắp hộp giảm tốc ( khổ A0). SVTH:Nguyễn Trọng Nghĩa – MSSV: 09107023 Trang 3
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY –PA3  GVHD: Văn Hữu Thịnh Phụ lục Trang LỜI NÓI ĐẦU 1 Phần I : TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ 3 Phần II : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH 11 Phần III : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 19 I : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CẤP NHANH 19 II : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM 27 III : KIỂM TRA CÁC ĐIỀU KIỆN 36 Phần IV : THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY ĐỠ NỐI 39 A : THIẾT KẾ TRỤC 39 B : TÍNH CHỌN THEN VÀ KHỚP NỐI. 57 C. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ Ổ LĂN 60 Phần V :TÍNH THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC 64 TÀI LIỆU THAM KHẢO SVTH:Nguyễn Trọng Nghĩa – MSSV: 09107023 Trang 4
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY –PA3  GVHD: Văn Hữu Thịnh PHẦN I TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ Ι . CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN : 1.1. Chọn kiểu loại động cơ điện : Trong công nghiệp thường sử dụng nhiều loại động cơ song chúng ta cần chọn loại động cơ sao cho phù hợp nhất để vừa đảm bảo yếu tố kinh tế vừa đẩm bảo yếu tố kỹ thuật ... Dưới đây là 1 vài loại động cơ thường gặp : - Động cơ điện một chiều: loại động cơ này có ưu điểm là có thể thay đ ổi tr ị s ố c ủa mômen và vận tốc góc trong phạm vi rộng, đảm bảo khởi động êm, hãm và đảo chiều dễ dàng ... nhưng chúng lại có nhược điểm là giá thành đắt, khó kiếm và phải tăng thêm v ốn đầu tư để đặt thiết bị chỉnh lưu, do đó được dùng trong các thiết bị vận chuy ển bằng điện, thang máy, máy trục, các thiết bị thí nghiệm ... - Động cơ điện xoay chiều : bao gồm 2 loại : một pha và ba pha + Động cơ xoay chiều một pha có công suất nhỏ do đó chỉ phù hợp cho dân dụng là chủ yếu. + Động cơ xoay chiều ba pha : gồm hai loại: đồng bộ và không đồng - Động cơ ba pha đồng bộ có ưu điểm hiệu suất cao, hệ số tải lớn nhưng có nhược điểm: thiết bị tương đối phức tạp, giá thành cao vì phải có thiết bị phụ để khởi động động cơ, do đó chúng được dùng cho các trường hợp cần công suất l ớn (>100kw), và khi cần đảm bảo chặt chẽ trị số không đổi của vận tốc góc . - Động cơ ba pha không đồng bộ gồm hai kiểu: rôto dây cuốn và rôto lồng sóc . - Động cơ ba pha không đồng bộ rôto dây cuốn cho phép điều chỉnh vận tốc trong một phạm vi nhỏ ( khoảng 5%), có dòng mở máy thấp nhưng cosϕ thấp, giá thành đắt, vận hành phức tạp do đó chỉ dùng hợp trong một phạm vi hẹp để tìm ra vận tốc thích hợp của dây chuyền công nghệ . - Động cơ ba pha không đồng bộ rôto lồng sóc có ưu diểm là kết cấu đơn giản, giá thành hạ, dễ bảo quản, song hiệu suất thấp (cosϕ thấp) so với động cơ ba pha đồng bộ, không điều chỉnh được vận tốc . Từ những ưu, nhược điểm trên cùng với điều kiện hộp giảm tốc của ta, ta đã chọn Động cơ ba pha không đồng bộ rôto lồng sóc. 1.2. Chọn công suất động cơ: Công suất động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ đảm bảo khi động cơ làm việc nhiệt sinh ra không quá mức cho phép. Muốn vậy : dc Pdm ≥ Pdt dc dc Pdm : công suất định mức của động cơ dc Pdt : công suất đẳng trị trên trục động cơ 2 3  P ct  t Σ  i ct  ∑ ti ck dc Vì tải thay đổi nên : P =dc dt p i =1    Plv  lv ct Plv : công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác SVTH:Nguyễn Trọng Nghĩa – MSSV: 09107023 Trang 5
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY –PA3  GVHD: Văn Hữu Thịnh Pi ct : công suất phụ tải trên trục công tác ở chế độ thứ i Plvdc : công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ t i , t ck : Thời gian làm việc ở chế độ thứ i và thời gian cả chu kỳ ct dc Pdt P = lv ηΣ η ∑ : Hiệu suất chung của trạm dẫn động η ∑ = η k .ηbrt .ηo4 .η x 2 Trong đó : η x : Hiệu suất bộ truyền xích η brt : Hiệu suất của một cặp bánh răng ăn khớp η o : Hiệu suất của một cặp ổ lăn η k : Hiệu suất của nối trục đàn hồi Tra bảng 2.3 [I]/19 ta có Bộ truyền xích Bánh răng trụ ổ lăn Nối trục đàn hồi η 0,97 0,98 0,995 1 => η ∑ = 1.0,983.0,9954.0,97 = 0,895 Công thức thực trên trục công tác : Theo đề ra ta có P = 5,2 KW 5,2 => Công suất cần thiết trên trục động cơ là:Pct = = 5.84 (KW) 0,89 Với công suất cần thiết Pct = 5,84 (KW). Ta tra bảng 1.2/235 ta lấy động là: 1500 (vòng/phút)  Pct = 7 (KW) ; n dc = 1440 (vòng/phút) ; Kiểu động cơ DK 52-4 II . PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN : Tỉ số truyền của toàn hệ thống: ndc 1440 UΣ = = = 14,69 nct 98 1 . Tỷ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp : Tra bảng 2.4/21 ta có : Ux = 2 ÷ 5. Chọn Ux = 2 U Σ 14,69  Uh = = = 7,32 Ux 2 2 . Tỷ số truyền của các bộ truyền trong hộp : SVTH:Nguyễn Trọng Nghĩa – MSSV: 09107023 Trang 6
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY –PA3  GVHD: Văn Hữu Thịnh Uh = Un.Uc Đê đảm bảo bôi trơn HGT thì ta phải chọn Un = (1,2 ÷ 1,3 )Uc Chọn Un = 1,2Uc Uh = 1,2Uc2 => Uc = = 2.46 Un = 1,2Uc = 2.46.2,51 = 2.98 Kiểm tra tỷ số truyền U: U = Un.Uc.Ux = 2.3,01.2,51= 14,66 Sai số = 0,03 => Tỷ số truyền chọn là phù hợp. III . XÁC ĐỊNH THÔNG SỐ TRÊN CÁC TRỤC 1 . Tính tốc độ quay của trục : n dc nI = = ndc = 1440 (v/ph) u nt nI 1440 nII = = = 483.22(v / ph) u n 2,98 n 483,22 nIII = II = = 196,43(v / ph) uc 2,46 n 196,43 nIV = III = = 98,29(v / ph) ux 2 . Tính công suất danh nghĩa trên các trục : Pi = Pi-1.η ∑ i dc PI = P lv .ηk.ηo = 6,97.1.0,995 = 5,818 (kW) PII = PI.ηbr.ηo =6,94.0,98.0,995 = 5,67 (kW) PIII = PII. ηbr.ηo = 6,77.0,98.0,995 = 5,53 (kW) PIV = PIII.ηx.ηo = 6,6.0,97.0,995 = 5,34 (kW) 3 . Tính momen xoắn trên các trục : 9,55.10 6.Pi Áp dụng công thức : Ti = ni 9,55.10 6.5,84 => TI = = 38730,69( Nmm) 1440 9,55.106.5,67 TII = = 112057,25( Nmm) 483,22 9,55.106.5.53 TIII = = 268856,55( Nmm) 196,43 9,55.10 6.5,34 TIV = = 519264,96( Nmm) 98,24 SVTH:Nguyễn Trọng Nghĩa – MSSV: 09107023 Trang 7
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY –PA3  GVHD: Văn Hữu Thịnh 9,55.106.5,84 Tdc = = 38730,65( Nmm) 1440 4. Bảng số liệu tính toán: Trục động Trục 1 Trục 2 Trục 3 Trục 4 cơ U Ux n (v/phút) 1440 1440 483,22 196,43 98,2 P (KW) 5,84 5,82 5,67 5,53 5,34 T (Nmm) 38730,65 38597,69 112057,25 268856,55 519264,96 PHẦN II THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH I/- CHỌN LOẠI XÍCH: Có 3 loại xích : xích ống , xích con lăn và xích răng . Trong 3 loại trên ta chọn xích con lăn để thiết kế bởi vì chúng có ưu điểm là : - Có nhiều trên thị trường do đó dễ thay thế - Chế tạo không phức tạp bằng xích răng - Phù hợp với vận tốc yêu cầu - Độ bền mòn của xích con lăn cao hơn xích ống Vì công suất không lớn lên ta chọn xích con lăn 1 dãy . II/- Xác định các thông số xích và bộ truyền: 1/- Chọn số răng đĩa xích: Từ phần I ta đã tính toán và xác định được: Ux = 2 nx = nIII = 196,6(v/ph); Px = PIII = 5,53 (kW) Tra bảng 5.4 [I]/80 với Ux = 2. Ta chọn: Z1 = 25 (Z1 là số răng đĩa xích nhỏ). Do đó ta có số răng đĩa xích lớn Z2 là: SVTH:Nguyễn Trọng Nghĩa – MSSV: 09107023 Trang 8
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY –PA3  GVHD: Văn Hữu Thịnh Z2 = Ux.Z1≤ Zmax. Zmax: Được xác định từ điều kiện hạn chế độ tăng xích do bản lề bị mòn sau một thời gian làm việc. Zmax = 120 đối với xích ống con lăn. Z2 = Ux.Z1 = 2.25= 50. Chọn Z2 = 50 < Zmax= 120. 50 Tỉ số truyền thực: Uxt = =2 25 2/- Xác định bước xích p: Theo công thức 5.3[I]/80 công suất tính toán và điều kiện đảm bảo chỉ tiêu độ bền mòn. Ptx = P.k.kZ.kn ≤ [P]. (1) Trong đó: Ptx, P, [P]: Lần lượt là công suất tính toán, công suất cần truyền (P=PIII), công suất cho phép. kZ: Hệ số số răng. Z 01 kZ = , Z1 Z01:bước xích tiêu chuẩn của bộ truyền xích có số răng đĩa nhỏ, Z01= 25. 25 → kZ = =1 25 n01 kn: Hệ số số vòng quay. kn = n1 Vì số vòng quay đĩa nhỏ n1=nx=190,6 (v/ph), nên ta chọn n01 = 200(v/ph). 200 → kn = = 1,02 196,6 Ta có: Hệ số sử dụng k = k0. ka. kdc. kbt. kd. kc Ta bảng 5.6 [I]/82 ta có: k0: Hệ số kể đến ảnh hưởng vị trí bộ truyền, lấy k0=1,25. (Chọn độ nghiêng giữa bộ truyền và phương ngang > 600). ka: Hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích, lấy ka = 1( Khoảng cách trục a=(30...50)p ). SVTH:Nguyễn Trọng Nghĩa – MSSV: 09107023 Trang 9
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY –PA3  GVHD: Văn Hữu Thịnh kdc: Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích, lấy kdc = 1,25 (ứng với vị trí trục được điều chỉnh một trong các đĩa xích). kbt: Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn, lấy kbt = 0,8 ( vì môi trường không bụi, bôi trơn loại I). kd: Hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng, lấy kd = 1,2 (vì tải trọng động ) Kc: Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền , lấy kc = 1,25(làm việc 2ca/ngày). Vậy: k = 1,25.1.1.0,8.1,25.1,2 = 1,5 Vậy ta xác định được Ptx từ công thức trên: Ptx = P.k.kZ.kn = 5,84.1,5.1.1,05 = 11,169 (kW). Ptx = 11,169 (kW) ≤ [P]. Với n01 = 200(v/ph). Tra bảng 5.5[I]/81 ta chọn được bộ truyền xích: bước xích p = 31,5(mm). [P] = 19,3(kw) dc= 9.55(mm) ( Đường kính chốt xích) B=27,46(mm) ( Chiều dài ống xích) Ptx = 11,169 (KW) < [P] = 19,3 (KW). Thoả mãn điều kiện (1) Theo bảng 5.8[I]/83 với n1 = 196,6 < 300(v/ph). p = p max = 50,8(mm), với pmax là bước xích lớn nhất cho phép.  Thoả mãn điều kiện va đập đối với bộ truyền 3/. Khoảng cách truc và số mắt xích: Khoảng cách trục nhỏ nhất giới hạn bởi khe hở nhỏ nhất cho phép giữa các đĩa xích a=(30÷ 50)p mm, hệ số nhỏ dùng khi u = 1..2. hệ số lớn dùng khi u = 6…7 Mặt khác để tránh lực căng quá lớn do trọng lượng bản thân xích gây nên, khoảng cách trục không nên quá lớn a ≤ amax = 80.p. Khi thiết kế sơ bộ chọn: a = 40p .Vậy a = 40p = 40.31,75 = 1270 (mm). Từ khoảng cách trục a = 1016.(mm). Ta xác định được số mắt xích x: SVTH:Nguyễn Trọng Nghĩa – MSSV: 09107023 Trang 10
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY –PA3  GVHD: Văn Hữu Thịnh 2a z1 + z 2 ( z 2 − z1 ) . p 2.1016 25 + 50 ( 50 − 25) .25,4 2 2 x= + + = + + = 117,9 p 2 4Π 2 a 25,4 2 4.3,14 2.1270 Lấy số mắt xích: x = 118. Tính lại khoảng cách trục a theo số mắt xích x = 118 a* = 0,25.p {x- 0,5.(z2 + z1) + [ x − 0,5( z 2 + z1 ) ] 2 − 2[ ( z 2 − z1 ) / π ] 2 } [120 −0,5(50 + 25)]2 −2[(50 −25) / 3,14]2 } = 0,25.25,4 {220- 0,5.(50+25) + = 1271,66(mm) Để xích không chịu lực căng quá lớn, giảm a một lượng ∆a. ∆a = (0,002..0,004)a. Chọn ∆a = 0,004.a ≈ 5. Do đó: a = 1271,85 – 5 = 1266,66 (mm). Sau khi xác định được số mắt xích và khoảng cách trục, cần tiến hành kiểm nghiệm số lần va đập i của bản lề xích trong một giây: z1.n1 25.196,6 i= = = 2,8 .(lần/s) 15.x 15.118 Điều kiện : i ≤ [i]. [i]: Số lần va đập cho phép trong một giây. Tra theo bảng 5.9[I]/85. Dựa vào P = 25,4mm. ta có: [i] = 30. Vậy i = 2,65 < [i] =30. => thoả mãn 4/- Kiểm nghiệm xích về độ bền: Với cả bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu tải trọng va đập trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn: Q Theo công thức : s= ≥ [S] . k d .Ft + F0 + FV Trong đó: Q: Tải trọng phá hỏng, tra theo bảng 52[I].(với p=25,4mm) Q = 88,5kN = 88,5.103(N), khối lượng một mét xích: q = 3,8 Kd : hệ số tải trọng động Kd = 1,2( Chế độ tải trọng va đập nhẹ) SVTH:Nguyễn Trọng Nghĩa – MSSV: 09107023 Trang 11
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY –PA3  GVHD: Văn Hữu Thịnh Px Ft: Lực vòng, Ft = 1000. . V z1 p.n1 25.25,4.196,43 Trong đó: v = = = 2,08(m / s) 60.103 60.103 1000.6,6 → Ft = = 2658,65( N ) 2,06 FV: Lực căng do lực li tâm sinh ra. FV = q.V2 = 16,44 (N). F0: Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra: F0 = 9,81.kf.q.a(N). Trong đó: a: khoảng cách trục; a=1285,85 mm =1285,85.10-3 m kf: Hệ số phụ thuộc độ võng f của xích và vị trí bộ truyền, f = (0,01÷ 0,02)a Lấy kf = 1 ( Bộ truyền nghiêng một góc > 600). → F0 = 9,81.3,8. 1038,85.10-3 = 47,40(N). Vậy ta tính được s Q 88,7.103 s= = = 27.2 k d .Ft + F0 + FV 1,2.2658,65 + 47,40 + 16,61 Tra bảng 5.10[I] , với bước xích p =25,4 mm và n1=nx=196,6 ta tìm được [S] = 8.5 Vậy S = 27,2> [S] = 8,2 ⇒ Bộ truyền xích đảm bảo độ bền. 5/. Xác định các thông số của đĩa xích và kiểm nghiêm độ bền tiếp xúc: a/. Xác định thông số của đĩa xích: - Đường kính vòng chia của đĩa xích được xác định theo công thức: P P d1 = Sin π  và d2 = Sin π      z  z   1  2 31,75 = 253,32( mm) → d1 = Sin 180     25  SVTH:Nguyễn Trọng Nghĩa – MSSV: 09107023 Trang 12
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY –PA3  GVHD: Văn Hữu Thịnh 31,75 = 505,64(mm) → d2 = Sin 180     50  - Đường kính vòng đỉnh của đĩa xích 1,2:   π    180  da1 = p. 0,5 + cotg   = 25,4.0,5 + cotg   = 267,2(mm)   z1    25    π   180  da2 = p. 0,5 + cotg   = 25,4.0,5 + cot g    = 520,53(mm)  z 2      50  - Đường kính vòng chân của đĩa xích 1,2: df1 = d1 - 2r. Tra bảng 5.2[I]/78 với p=25,4=> d1 = 19,05 (mm) Với r = 0,5025d1 + 0,05 = 0,5025.15,88 + 0,05 = 8,03(mm). → df1 = d1 - 2r = 202,76 - 8,03.2 = 234,08(mm). df2 = d2 - 2r = 441,82 – 8,03.2 = 486,4(mm) b/- Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích: Đĩa xích 1 ứng suất tiếp xúc σH trên mặt răng đĩa xích phải thoả mãn điều kiện: k r1 ( Ft .k d + Fvd ).E σ H 1 = 0,47. ≤ [σ H 1 ] A.k kd Trong đó: [σH]: ứng suất tiếp xúc cho phép MPa.Tra bảng 5.11[I]/86 =>[σH] =500…600 MPa Chọn vật liệu làm đĩa xích 1 là thép 45 tôi cải thiện, đạt độ cứng HB210 đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1. →[σH] = 600MPa. kr: Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích phụ thuộc vào Z. Với Z1 = 25 => kr1 = 0,42 FVd1: Lực va đập trên m dây xích FVd1 = 13.10-7.nx.p3.m Với n1 = 190,6(v/phut) P = 25,4 mm m:số dãy xích m = 1 SVTH:Nguyễn Trọng Nghĩa – MSSV: 09107023 Trang 13
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY –PA3  GVHD: Văn Hữu Thịnh → FVd1 = 13.10-7. 196,6. 25,43.1 = 8.17 (N) Ft: Lực vòng = 2658,65 (N). kd: Hệ số tải trọng động, tra bảng 5.6[I]/82 ta lấy kd = 1,2. A: Diện tích chiếu của mặt tựa bản lề, tra bảng 5.12[I]/87 ta được A = 262 (mm2). Kkd: Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy, kkd = 1 vì có 1 dãy. 2 E1 E 2 E= , Môđun đàn hồi MPa. E1 + E 2 E1,E2: Mô đun đàn hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa. E = 2,1.105 MPa. Vậy ứng suất tiếp xúc σH: 0,42.( 3267.1,2 + 4,06 ).2,1.10 5 δ H1 = 0,47. = 540,22( MPa) 180.1 σH1 = 487,65 Mpa. Mà theo trên ta tra bảng được [σH1] = 500 ÷ 600 MPa. Thoả mãn điều kiện σH1 kr 2 = 0,24 và FVd2 = FVd1 = 4,06 (N), Kkd= 1,2, Ft= 3267(N), A =262(mm2), E = 2,1.105 MPa 0,24.( 3267.1,25 + 4,06).2,1.10 5 δH2 = 0,47. = 355( MPa) 262.1 Ta thấy δH2=355< [δH2]=500MPa => Thoả mãn điều kiện. 6/- Xác định lực tác dụng lên trục: Xác định theo công thức 5.20[I]/92: 6.10 7 .k x .P Fr = kx.Ft = Z . p.n Kx: Hệ số kể đến trọng lượng xích. Lấy kx = 1,05 SVTH:Nguyễn Trọng Nghĩa – MSSV: 09107023 Trang 14
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY –PA3  GVHD: Văn Hữu Thịnh → Fr = 1,05.3267 = 2791,58(N). PHẦN III. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG I. Bộ truyền bánh răng cấp nhanh (răng tru răng thẳng) 1. Chọn vật liệu *Bánh răng nhỏ:Thép 45 tôi cải thiện: b= 850 N/mm2 2 c = 580 N/mm HB=245 phôi rèn (giả thiết đường kính phôi nhỏ hơn 100 mm) *Bánh răng lớn:Thép CT35 thường hóa: : b= 750 N/mm2 2 c = 450 N/mm HB=230 phôi rèn(giả thiết đường kính phôi 300-500 mm) 2. Tính ứng suất cho phép a. Ứng suất tiếp xúc cho phép. - Số chu kỳ thay đổi về ứng suất tương đương NHE NHE = 60.c. [( )3 .ni.ti ] = 60.c.ni.t . [( )3. NHE = NFE = N =60.1.1440.38000=37843.10 5 - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thỏa mãn về tiếp xúc NHO=30. + NHO1=30.2452,4= 1,6.107 + NHO2=30.2302,4=1,39.107 Ta thấy: NHE>NHO nên KHL = 1 - Ứng suất tiếp xúc cho phép. [ ]=([ ]/SH ).ZR.ZV.KXH.KHL =2HB+70  = 2.2450+70 = 560 (MPa)  = 2.230 + 70= 530 (MPa) SH = 1,1 ZR.ZV.KXH = 1 KHL = 1 560.1  [ ]1 = =509 (N/mm2) 1,1 SVTH:Nguyễn Trọng Nghĩa – MSSV: 09107023 Trang 15
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY –PA3  GVHD: Văn Hữu Thịnh 530.1  [ ]2 = =481,8 (N/mm2) 1,1 Với cấp nhanh sử dụng bánh răng nghiêng do đó theo (6.12) ta được: 509 + 481,8 [ ]= =495,4 (N/mm2) 2 b.Ứng suất uốn cho phép. - Số chu kỳ thay đổi về ứng suất tương đương NFE NFE = 60.c. [( )mF .ni.ti ] = 60.c.ni.t . [( )mF. Với mF = 6 là bậc của đường cong mỏi. NHE = NFE = N =60.1.1440.38743=37843,2.10 5 -Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn NFO= 4.106 với tất cả các loại thép. Ta thấy NFE > NFO  KFL= 1 -Ứng suất cho phép [ ]= ( [ ]/SF ).YR.YS.KXF.KFC.KFL = 1,8HB (tra bảng 6.2)  = 1,8.245=441MPa)  =1,8.230= 414(MPa) SF = 1,75 YR.YS.KXF = 1 KFC = 1 (do bộ truyền quay một chiều) KFL = 1 441  [ ]1 = = 252 (N/mm2) 1,75 414  [ ]2 = = 236,5 (N/mm2) 1,75 c.Ứng suất cho phép khi quá tải - Với bánh răng thường hóa [ ]Max = 2,8.  [ ]Max = 2,8.450 = 1260 MPa *Ứng suất uốn cho phép khi quá tải [ ]Max = 0,8.  [ ]Max = 0,8.580= 464 MPa SVTH:Nguyễn Trọng Nghĩa – MSSV: 09107023 Trang 16
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY –PA3  GVHD: Văn Hữu Thịnh  [ ]Max = 0,8.450= 360 MPa 3.Thông số cơ bản của bộ truyền. *Khoảng cách trục aw= Ka.(u 1) lấy dấu (+) khi bánh răng ăn khớp ngoài. Bánh răng thẳng: Với Ka= 49,5 (tra bảng 6.5/96) Do vị trí bánh răng nối với các ổ trong hộp giảm tốc là đối xứng Ta chọn : =0,4  =0,53. .(u + 1)  = 0,53.0,4.(3,01 + 1) = 0,802 Chọn =1 Tra bảng 6.7 với các đặc trưng của hệ Ta có : =1,02 (ứng với sơ đồ 7)  aw = 49,5.(3,01 + 1). = 104,2 (mm) Theo tiêu chuẩn chọn aw = 105 (mm) *Các thông số ăn khớp - Môdun ăn khớp: m = (0,01 0,02).aw = (1,18 2,36) Chọn : m= 2 (Bảng 6.8) - Chiều rộng của vành răng bw = .aw = 0.4.104 = 40 (mm). -Xác định góc nghiêng và hệ số dịch chỉnh + =0 + Số bánh răng nhỏ: Z1=2.aw1/m.(u+1)=27 Chọn Z1= 27(răng). + Sôs bánh răng lớn: Z2= U.Z1 = 3,01.47 = 81 Chọn: Z2= 81 (răng) -Tính lại khoảng cách trục aw = =110 (mm). Tính lại tỷ số truyền: Um =Z2/Z1 = 3 Xác định hệ số dịch chỉnh. Hệ số dịch tâm y và hệ số ky Y = aw/m – 0,5( Z1+ Z2) = 0,5 (mm) Ky = = 9,26 SVTH:Nguyễn Trọng Nghĩa – MSSV: 09107023 Trang 17
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY –PA3  GVHD: Văn Hữu Thịnh Kx = 0,568 Mà y = = 0.061 Xt= y + y = 0,5 + 0.061 = 1,061 (mm) Hệ số dịch chỉnh bánh 1: X1 = 0,5[ xt – (Z2- Z1).y/Zt] = 0,5 [0,406 – (141-47).0,4/141+47] = 0,28 (mm). Hệ số dịch chỉnh bánh 2: X2 = xt- x1 = 0,406 – 0,103 = 0,781 (mm) Góc ăn khớp = 22,689 4. Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc ZH = = 1,68 1 Tra bảng 6.5/194 ta được hệ số kể đến cơ tính của vật liệu: Zm = 274 MPa 3 Hệ số trùng khớp dọc = =0  Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Z = Với = 1,79 Z = 0,872 Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc KH KH = 3,14.58,85.1440 Tra bảng (6.7) với vận tốc vòng của bánh răng nhỏ v= = 60000 =4,14(m/s) trong đó: = = 58,85 (mm) ta có: = 1,02 =1 Với = 1,02 là hệ số về cấp chính xác và mức làm việc êm tra từ bảng (6.14) với cấp chính xác là 8 KHV = 1 + = 1,285 VH = = 10,08 (m/s) Ta có VH = 10,08 (m/s)
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY –PA3  GVHD: Văn Hữu Thịnh 2.46025,69.1,24.(3,01 + 1) = ZM.ZH.Z . = 274.1,76.0,86. = 461,88 MPa 0,3.118.3,01.58,85 2 => = 461,88 Mpa ≤ [ ] = 495,4 MPa => Thỏa mãn điều kiện tiếp xúc Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn và về quá tải đều đạt yêu cầu. **Các thông số bánh răng cấp nhanh Thông số Giá trị đơn vị aw 110 mm ψba 0,4 bw 40 mm Z1 27 Răng Z2 81 Răng um 3 m 2 mm d1 54 mm d2 162 mm da1 58,876 mm da2 168,18 mm df1 50,12 mm df2 160,124 mm II : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM(RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG). 1.Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền: a)Xác định sơ bộ khoảng cách trục : T2 .K Hβ aw 2 = K a (u 2 + 1).3 [σ H ]2 .u 2 .ψ ba trong đó : SVTH:Nguyễn Trọng Nghĩa – MSSV: 09107023 Trang 19
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY –PA3  GVHD: Văn Hữu Thịnh ψ ba : hệ số, là tỉ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục. Tra bảng 6.6[I]/96 chọn ψ ba = 0,4 => ψbd = 0,5. ψ ba . ( uc + 1 ) = 0,5.0,3.(2,51+1) = 0,55 K a : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng. Tra bảng 6.5 ta chọn K a = 43. K Hβ : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc.Tra bảng 6.7 với ψ bd = 0.55 => KHβ = 1,03 (sơ đồ 3) T 2 =135227,25 N.mm 38597,25.1,03 aw 2 = 43.(2,51 + 1).3 = 60,365(mm) 495,4 2.2,46.0,4 Vì HGT đồng trục nên ta chọn aw 2 =105(mm) b)Xác định các thông số ăn khớp: - Môđun m =(0,01 ÷ 0,02). aW2 =(0,01 ÷ 0,02).134 = 1,34 ÷ 2,68 (mm). Theo bảng 6.8 ta chọn => m = 2 (mm). - Số răng bánh nhỏ : Chọn sơ bộ β = 30 0 . Vì cặp bánh răng phân đôi nên β thuộc vào khoảng 30º ÷ 40º 2.aw 2 . cos β 2.134.0,866 z3 = = = 40 => lấy z3 = 40 m(u 2 + 1) 2,5(2,51 + 1) - Số răng bánh lớn z 4 = u 2 .z3 = 2,51.40 = 98.4 => lấy z4 =98 z 4 65 => tỉ số truyền thực sẽ là : u m = = = 2,45 z3 26 m.zt m( z 3 + z 4 ) 2,5(40 + 98) cos β = = = = 0,991 = >β = 35 0 ∈ (30 o ÷ 40 o ) 2a w 2 2.a w 2 2.134 Nhờ có góc β nên ta không cần phải dịch chỉnh để đảm bảo khoảng cách trục cho trước. - Góc prôfin gốc : α = 20 0 (theo TCVN 1065-71).  tgα   tg 20 0  - Góc prôfin răng : α t = arctg   cos β  = arctg  0,849  = 23,2 0        2.aw 2 2.134 - Đường kính vòng lăn : d w3 = = = 60.86(mm) u m + 1 2,5 + 1 - Chiều rộng vành răng : bw = ψ ba .a w 2 = 0,3.134 = 42( mm) - Hệ số trùng khớp ngang:   1 1    1 1  ε α = 1,88 − 3,2 +  cos β = 1,88 − 3,2 + . cos 32,86 = 1,45 z z    1 2    29 83  bw . sin β 40,2. sin(31,9) 0 εβ = = = 3,82 - Hệ số trùng khớp dọc : m.π 2,5.π SVTH:Nguyễn Trọng Nghĩa – MSSV: 09107023 Trang 20

CÓ THỂ BẠN MUỐN DOWNLOAD

LV.01: Bộ Luận Văn Thạc Sĩ Quản Trị Kinh Doanh MBA

165 tài liệu

1908 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 © 2009-2019 TaiLieu.VN. All rights reserved.