intTypePromotion=1

Đồ án Chi tiết máy: Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn phương án 9

Chia sẻ: _Đào Hà _CHi | Ngày: | Loại File: PDF | Số trang:65

0
19
lượt xem
5
download

Đồ án Chi tiết máy: Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn phương án 9

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

"Đồ án Chi tiết máy: Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn phương án 9" trình bày các thông số đầu vào; tính toán chọn động cơ; thiết kế đai; thiết kế bộ truyền bánh răng; thiết kế trục và then; tính toán chọn ổ; thiết kế kết cấu vỏ; thiết kế các chi tiết phụ; dung sai lắp ghép.

Chủ đề:
Lưu

Nội dung Text: Đồ án Chi tiết máy: Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn phương án 9

  1. Đồ Án Chi Tiết Máy GVHD: Dương Đăng Danh MỤC LỤC  Lời nói đầu.……………………………………………………Trang 1  Các thông số đầu vào…………………………………………………3  Tính toán chọn động cơ……………………………………………….4  Thiết kế đai……………………………………………………………8  Thiết kế bộ truyền bánh răng………………………………………...13  Thiết kế trục và then…………………………………………………30  Tính toán chọn ổ…………………………………………………….48  Thiết kế kết cấu vỏ…………………………………………………..54  Thiết kế các chi tiết phụ…………………………………………….56  Dung sai lắp ghép……………………………………………………62  Tài liệu tham khảo…………………………………………………...65 SVTH: Nguyễn Anh Khoa MSSV: G0901235 1
  2. Đồ Án Chi Tiết Máy GVHD: Dương Đăng Danh LỜI NÓI ĐẦU ---***--- Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí. Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại. Vì vậy, việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất quan trọng trong công cuộc hiện đại hoá đất nước. Hiểu biết, nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết kế các hệ thống truyền động là những yêu cầu rất cần thiết đối với sinh viên, kỹ sư cơ khí. Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi, có thể nói nó đóng một vai trò quan trọng trong cuộc sống cũng như sản xuất. Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu. Đồ án thiết kế máy giúp ta tìm hiểu và thiết kế hộp giảm tốc, qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn học như Nguyên lý máy, Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật…, và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí. Hộp giảm tốc là một trong những bộ phận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản như bánh răng, ổ lăn,… Thêm vào đó, trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ AutoCad, điều rất cần thiết với một sinh viên cơ khí. Em chân thành cảm ơn thầy Dương Đăng Danh , các thầy cô khoa cơ khí đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án. Với kiến thức còn hạn hẹp, vì vậy thiếu sót là điều không thể tránh khỏi, em rất mong nhận được ý kiến từ thầy cô. Kính chúc quý thầy cô sức khỏe và hạnh phúc. SVTH: Nguyễn Anh Khoa MSSV: G0901235 2
  3. Đồ Án Chi Tiết Máy GVHD: Dương Đăng Danh ĐỀ TÀI 6: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN PHƢƠNG ÁN 9 Hệ thống dẫn động thùng trộn gồm: 1- Động cơ điện; 3 pha không đồng bộ; 2- Bộ truyền đai thang; 3- Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp phân đôi; 4- Nối trục đàn hồi; 5- Thùng trộn. Số liệu thiết kế: phƣơng án 9 Công suất trên trục thùng trộn, P : 3,5 KW Số vòng quay trên trục thùng trộn, n(v/p) : 30(v/p). Thời gian phục vụ, L(năm) : 6 Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ. (1 năm làm việc 250 ngày, ngày làm 2 ca, 1 ca làm việc 8 giờ) Chế độ tải: T1 = T ;T2 = 0,2T ;T3 = 0,2T ;t1= 12s ;t2 = 60s ;t3= 28s SVTH: Nguyễn Anh Khoa MSSV: G0901235 3
  4. Đồ Án Chi Tiết Máy GVHD: Dương Đăng Danh PHẦN THUYẾT MINH TÍNH TOÁN ---***--- PHẦN I: TÍNH TOÁN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN BỐ TỈ SỐ TRUYỀN I. Chọn động cơ: 1. Xác định hiệu suất hệ thống:  Hiệu suất truyền động:   kn .br2 .d .ol4 Trong đó: kn  0.99 : Hiệu suất khớp nối. br1  0.98 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng. br2  0.98 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng. d  0.96 : Hiệu suất bộ truyền đai. ol  0.99 : Hiệu suất ổ lăn.    kn .br1.br 2 .d .ol4  0,877 2. Tính công suất đẳng trị ( công suất tính toán ):  Công suất tính toán : 2 n T  1  Ti  ti 12.12  0, 22.60  0, 22.28 Ptd  Pmax  3,5.  1,379( KW ) n 12  60  28  ti 1  Công suất cần thiết trên trục động cơ: Pt 1,379 Pct    1,57( KW )  0,877  Tỉ số truyền chung của bộ truyền : uch  ud .uh  3.8  24 Trong đó: uh = 8 là tỉ số truyền của hộp giảm tốc 2 cấp phân đôi. ud = 3 là tỉ số truyền của bộ truyền đai thang. SVTH: Nguyễn Anh Khoa MSSV: G0901235 4
  5. Đồ Án Chi Tiết Máy GVHD: Dương Đăng Danh  Số vòng quay sơ bộ của động cơ: nsb  nlv .uch  30.24  720(vòng / phút ) 3. Chọn động cơ điện, bảng thông số động cơ điện:  Động cơ điện được chọn phải có công suất Pdc và số vòng quay đồng bộ thoả mãn điều kiện: + Pdc ≥ Pct = 1,57 (KW) + nđb ≈ nsb Dựa vào bảng P1.3 trang 236 sách “ Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí Tập Một” của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển ta chọn động cơ . Kiểu động cơ Công suất Vận tốc quay cosφ % Tmax/Tdn Tk/Tdn (KW) (vòng/phút) 4A132S8Y3 4 720 0,7 83 2,2 1,8 II. Phân phối tỉ số truyền:  Chọn tỉ số truyền của hệ thống dẫn động: n 720 uch  dc   24 nlv 30  Ta chọn uh = 8 ( tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp phân đôi, u1 = 3,08; u2 = 2,6 (bảng 3.1 trang 43 [1]) uch 24  ud    3 (tỉ số truyền của bộ truyền đai thang) uh 8 III. Lập bảng đặc tính: 1. Tính toán công suất trên các trục: Pct  3,5( KW ) Pct 3,5 P3    3,571( KW ) ol .kn 0,99 .0,99 P3 3,571 P2    3, 681( KW ) br2 .ol 0,98.0,99 P2 3, 681 P1    3, 794( KW ) br1.ol 0,98 .0,99 P1 3, 794 Pdc    4( KW ) d .ol 0,99.0,96 2. Tính toán số vòng quay trên các trục: SVTH: Nguyễn Anh Khoa MSSV: G0901235 5
  6. Đồ Án Chi Tiết Máy GVHD: Dương Đăng Danh ndc 720 n1    240(vòng / phút ) ud 3 n 240 n2  1   77,922(vòng / phút ) u1 3, 08 n2 77,922 n3    29,97(vòng / phút ) u2 2, 6 3. Tính Moment xoắn trên các trục: P 3, 794 T1  9,55.106. 1  9,55.106.  150969,58( Nmm) n1 240 P2 3, 681 T2  9,55.106.  9,55.106.  451137, 68( Nmm) n2 77,922 P3 3,571 T3  9,55.106.  9,55.106.  1137906, 24( Nmm) ndc 29,97 P4 3.5 T4  9,55.106.  9,55.106.  1115281,95( Nmm) nlv 29,97 Pdc 4 Tdc  9,55.106.  9,55.106.  53055,56( Nmm) ndc 720 *Bảng đặc tính kỹ thuật của hệ thống truyền động : Trục Trục 1 Trục 2 Trục 3 Trục 4 động cơ Công Suất 4 3,794 3,681 3,571 3,5 (KW) Tỉ số 3 3,08 2,6 1 truyền u Số vòng quay n 720 240 77,922 29,97 29,97 (vòng/phút) Momen xoắn T 53055,56 150969,58 451137,68 1137906,24 1115281,95 (Nmm) SVTH: Nguyễn Anh Khoa MSSV: G0901235 6
  7. Đồ Án Chi Tiết Máy GVHD: Dương Đăng Danh Hình vẽ minh họa vị trí các trục: SVTH: Nguyễn Anh Khoa MSSV: G0901235 7
  8. Đồ Án Chi Tiết Máy GVHD: Dương Đăng Danh PHẦN II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG Số liệu đầu vào: Công suất: P1 = 4 (KW) Số vòng quay: nđc =720 (v/p) Tỷ số truyền: ud = 3 Điều kiện làm việc: quay một chiều ,làm việc hai ca, tải va đập nhẹ. (1 năm làm việc 250 ngày, ngày làm 2 ca, 1 ca làm việc 8 giờ). 1.Chọn loại đai: Dựa vào Pdc = 4 (KW) và n = 720 (v/p) và hình 4.22 trang 153 sách “Cơ sở thiết kế máy“ của Nguyễn Hữu Lộc và các thông số kĩ thuật trên ta chọn đai dạng B Từ bảng 4.3 trang 128 sách “Cơ sở thiết kế máy“ của Nguyễn Hữu Lộc ta có các thông số kĩ thuật của đai loại B là: bp = 14 mm bo = 17 mm h = 10,5 mm yo= 4mm d1 = 140 – 280 mm l = 800 – 6300 mm A = 138 mm2 2. Đƣờng kính bánh đai nhỏ: d1 = 1,2dmin = 1,2.140 = 168 (mm) - Theo tiêu chuẩn (trang 148 sách “Cơ sở thiết kế máy“ của Nguyễn Hữu Lộc) ta chọn : d1 = 180 mm 3.Vận tốc đai:  d1n1  .180.720 v1    6,786(m / s) 60000 60000 4.Đƣờng kính bánh đai lớn: SVTH: Nguyễn Anh Khoa MSSV: G0901235 8
  9. Đồ Án Chi Tiết Máy GVHD: Dương Đăng Danh d2  ud1 (1   )  3.180.(1  0,01)  534,6(mm) Với ε = 0,01 : hệ số trượt tương đối Theo tiêu chuẩn chọn d2 = 560 (mm) 5.Tỷ số truyền: d2 560 u   3,14 d1 (1   ) 180(1  0, 01) Sai lệch so với thông số kĩ thuật: 4,6% 6.Khoảng cách trục: 2  d1  d 2   a  0,55(d1  d 2 )  h  2(180  560)  a  0,55(180  560)  10,5  1480  a  417,5 Ta có: u=3,14 ta chọn a = d2 = 560 (mm) 7.Chiều dài đai: d  d   560  180 2 2  (d1  d2 )  (180  560) L  2a   1 2  2.560    2346,854(mm) 2 4a 2 4.560 Theo tiêu chuẩn chọn L = 2240 (mm) 8.Số vòng chạy của đai trong 1s: v 6, 786 i   3, 03s 1  i   10s 1 L 2, 24 Với L là chiều dài đai L = 2,24 (m) Điều kiện được thỏa 9.Tính lại khoảng cách trục a: k  k 2  8 2 a 4 Với: d1  d 2 180  560 K  L   2240    1077, 611 2 2 SVTH: Nguyễn Anh Khoa MSSV: G0901235 9
  10. Đồ Án Chi Tiết Máy GVHD: Dương Đăng Danh d 2  d1 560  180    190 2 2 1077, 611  1077, 6112  8.1902 a  503(mm) 4 Giá trị a vẫn thỏa mãn trong khoảng cho phép. 10.Góc ôm α1 trên bánh đai nhỏ: 560  180 1  180o  57  136,94o >120 0 thỏa điều kiện không xảy 503 ra hiện tượng trượt trơn. 11.Số dây đai Z: Tra biểu đồ hình 4.21 sách “Cơ sở thiết kế máy“ của Nguyễn Hữu Lộc với các thông số: d1 = 180 mm; v = 6,786 m/s và đai loại B, ta có: [P0] = 2,7 (kW) L0 = 2240 mm P1 Z [ Po ].C .Cu .CL .Cz .Cr .Cv Tính các hệ số sử dụng: Hệ số ảnh hưởng của vận tốc: Cv = 1- 0,05. (0,01. v2 -1)= 1- 0,05. (0,01.6,7862 - 1) = 1,027 Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm đai: C  1, 24(1  e1 /110 )  1, 24(1  e136,94/110 )  0,88 Hệ số xét đến ảnh hưởng của tỉ số truyền u: Cu = 1,14 Hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài đai L: L 2240 CL  6  6 1 L0 2240 Hệ số xét đến sự ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng giữa các dây đai: Giả sử có 2 đai chọn Cz = 0.95 Hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng: Cr = 0,9 SVTH: Nguyễn Anh Khoa MSSV: G0901235 10
  11. Đồ Án Chi Tiết Máy GVHD: Dương Đăng Danh Ta có: P1 4 z   1, 68  P0 .C .Cu .CL .Cz .Cr .Cv 2, 7.0,88.1,14.1.0,95.0,9.1, 027 Chọn : Z = 2 đai 12.Chiều rộng bánh đai: B   z  1 .t  2e Theo bảng 4.21 trang 63 ta có : t = 19 ; e = 12,5; ho=4,2 Ta có : B   2  1 .19  2.12,5  44  mm  13.Đƣờng kính ngoài bánh đai nhỏ: da1 = d1 + 2ho = 180 + 2.4,2 = 188,4 (mm) 14. Đƣờng kính ngoài bánh đai lớn: da2  d2  2ho  560  2.4, 2  568, 4(mm) 15.Lực căng ban đầu: Đây là hệ dẫn động dây đai thang nên ta chọn :  0  1, 5( MPa) ta có: A= 138  F0  A1. 0 .z  138.1,5.2  414( N ) 16.Lực tác dụng lên trục: 1 136, 94 Fr  2.F0 .sin( )  2.414.sin( )  770, 23( N ) 2 2 17.Lực vòng có ích: 1000 P1 1000.4 Ft    589, 45( N ) v1 6.786 18.Hệ số ma sát: Ta có :   136,94  2,39(rad ) 0 1  2.F0  Ft  1  2.414  589, 45  f'  .ln   .ln    0, 75   2.F0  Ft  2, 39  2.414  589, 45  SVTH: Nguyễn Anh Khoa MSSV: G0901235 11
  12. Đồ Án Chi Tiết Máy GVHD: Dương Đăng Danh Hệ số ma sát nhỏ nhất để bộ truyền không bị trượt trơn : Giả sử góc biên dạng bánh đai:   38o   f min  f ' .sin( )  0, 75.sin(19o )  0, 244 2 19.Tính ứng suất lớn nhất cho phép: Ta có:  v  .v12 .106  1200.6, 7862.106  0, 06( MPa) . Trong đó: ρ là khối lượng riêng của đai: chọn ρ = 1200 kg/m3. F0 414 0    1,5( MPa) . A.z 138.2 F 589, 45 t  t   2,136( MPa) . A.z 138.2 2. y0 2.4  u1  .E  .100  4, 444( MPa) . d1 180 Trong đó: E là module đàn hồi của đai: chọn E=100 N/m2 Vậy :  max   1   u1   v   o  0,5 t   u1   v  1,5  0,5.2,136  4, 444  0, 06  7, 072( MPa) 20.Tính tuổi thọ đai: Ta có giới hạn mỏi của đai : ζr = 9 (MPa.) Số mũ đường cong mỏi đối với đai thang: m= 8 (Các thông số đã tính : ζmax = 7,072 (MPa) i= 3,03 (s-1) m  r  7  9  8   .10   .107  Lh   max   7, 072   3153,75 (giờ) 2.3600.i 2.3600.3, 03 SVTH: Nguyễn Anh Khoa MSSV: G0901235 12
  13. Đồ Án Chi Tiết Máy GVHD: Dương Đăng Danh PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG A.CHON VẬT LIỆU VÀ TÍNH ỨNG SUẤT CHO PHÉP: 1.Chọn vật liệu: Vì bộ truyền được bôi trơn tốt nên dạng hỏng chủ yếu là tróc rỗ bề mặt răng nên ta tính theo ứng suất tiếp xúc. Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế ta chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như sau: - Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện, độ rắn HBI = 241÷285 ; ζbI = 850(Mpa); ζ=580(Mpa) - Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện, độ rắn HBII = 192÷240 ; ζbII = 750(Mpa) ; ζchII = 450(Mpa) 2.Xác định ứng suất tiếp xúc: Chọn độ rắn bánh nhỏ: HBI = 250 Chọn độ rắn bánh lớn: HBII = 230 Theo bảng 6.2 trang 94:  0 H lim  2HB  70   0 H lim1  2.250  70  570( MPa)   0 H lim2  2.230  70  530( MPa)  0 F lim  1,8HB  0 F lim1  1,8.250  450(MPa)  0 F lim2  1,8.230  414(MPa) 3.Số chu kỳ làm việc cơ sở : N HO  30HB2, 4  N HO1  30.2502, 4  1,71.107 chu kỳ  N HO 2  30.2302, 4  1,397.107 chu kỳ 4.Số chu kỳ làm việc tƣơng đƣơng: SVTH: Nguyễn Anh Khoa MSSV: G0901235 13
  14. Đồ Án Chi Tiết Máy GVHD: Dương Đăng Danh Ti m2H N HE  60c. ( ) .ni .ti Tmax Với : mH = 6 do HB NHO1 nên KHL1 = 1 NHE2 > NHO2 nên KHL2 = 1 5.Ứng suất tiếp xúc cho phép đƣợc xác định sơ bộ:  H    0 H lim . K HL SH Theo bảng 6.2 trang 94 ta có: SH =1.1 1  H I  570.  518,18( MPa) 1,1 1  H II  530.  481,82( MPa) 1,1 */ Với cấp nhanh sử dụng bánh răng nghiêng: SVTH: Nguyễn Anh Khoa MSSV: G0901235 14
  15. Đồ Án Chi Tiết Máy GVHD: Dương Đăng Danh 1 1  H    H I   H II  518,182  481,822  353, 79( MPa) 2 2 2 2 Ta có 1, 25 H min  1, 25 H II  1, 25.481,82  602, 275(MPa) Ta thấy điều kiện [ H ]min [ H ]  1, 25[ H ]min không thỏa,nên ta chọn  H   481,82(MPa) */ Với cấp chậm sử dụng bánh răng thẳng: Do NHE > NHO => KHL = 1   H    H min   H II  481,82(MPa) 6.Ứng suất uốn cho phép: 6  T  N FE  60.c  i  ni .ti  Tmax   12 6 60 6 28   N FE1  60.1.    0, 2  .   0, 2  . .240.24000 100 100 100  = 41,491.106 (chu kì)  12 6 60 6 28   N FE 2  60.1.    0, 2  .   0, 2  .  .77,922.24000  13, 471.106 100 100 100  (chu kì) NFO = 5.106 (đối với tất cả các loại thép) Vì NFE1 > NFO => KFL1 = 1 NFE2 > NFO => KFL2 = 1 Bộ truyền quay một chiều nên KFC = 1 SF = 1,75  0 F lim .K FL .K FC  F   SF 450.1.1  F1    257,14( MPa) 1, 75 SVTH: Nguyễn Anh Khoa MSSV: G0901235 15
  16. Đồ Án Chi Tiết Máy GVHD: Dương Đăng Danh 414.1.1  F 2    236,57( MPa) 1, 75 Ứng suất quá tải cho phép:  H max  2,8 ch 2  2,8.450  1260 ( MPa)  F1 max  0,8 ch1  0,8.580  464 ( MPa)  F 2 max  0,8 ch 2  0,8.450  360 ( MPa) B.TÍNH TOÁN CẤP NHANH: BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG: 1.Số liệu :  Công suất: P =3,794 (Kw)  Số vòng quay bánh dẫn: n1 = 240 (v/p)  Moment xoắn: T1 =150969,58 (Nmm)  Tỷ số truyền: u1 =3,08  Tuổi thọ: L = 6 (năm) =>Lh = 250.6.8.2 = 24000 (giờ) 2.Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng: a) Chiều rộng vành răng: Chiều rộng vành răng xác định dựa vào bảng 6.15:  ba  0, 25 Suy ra:  .(u  1) 0, 25.(3, 08  1)  bd  ba   0,51 2 2 b) Hệ số tập trung tải trọng K  : Dựa vào  bd ,tra bảng 6.4 ta các định được hệ số tập trung tải trọng : K H   1, 031 ; K F   1, 057 3.Khoảng cách trục: Tính toán cho bánh răng trụ răng nghiêng ta dùng công thức 6.90: SVTH: Nguyễn Anh Khoa MSSV: G0901235 16
  17. Đồ Án Chi Tiết Máy GVHD: Dương Đăng Danh T .K H  75484, 79.1, 031 aw  43(u  1) 3  43.4, 08. 3  132,97 (mm)  ba . H  .u 0, 25. 481,82 .3, 08 2 2 Với T = T1/2 = 150969,58/2 = 75484,79 (Nmm) Theo tiêu chuẩn ta chọn aw = 140 (mm) 4.Thông số ăn khớp: a) Môđun pháp: Theo công thức (6.68) khi H1 , H 2  350HB : mn  (0,01  0,02)aw  1, 4  2,8(mm) Theo tiêu chuẩn chọn môđun pháp: mn  2,5(mm) b) Số răng các bánh răng: Đối với các bánh răng nghiêng, ngoài số răng ta còn phải chọn góc nghiêng  theo điều kiện : 40o    30o 2a w .cos30o 2a .cos40o  z1  w mn (u  1) mn (u  1) 2.140.cos30o 2.140.cos40o   z1  2,5(3, 08  1) 2,5(3, 08  1)  23, 77  z1  21, 03 Chọn z1= 23 răng Ta có số răng bánh bị dẫn : z2  z1.u  23.3,08  70,84 Chọn z2 = 71 răng  Tỉ số truyền thực : z2 71 um    3, 087 z1 23 Sai số tương đối tỉ số truyền : um  u %u   0, 23%  2% u Tính góc  : mn ( z1  z2 ) 2,5(23  71)   arccos  arccos  32,94o 2a w 2.140 5.Xác định kích thƣớc bộ truyền: Theo bảng 6.2: Khoảng cách trục: m( z2  z1 ) 2,5(23  71) aw    140(mm) 2cos 2.cos(32,94) Đường kính vòng chia: SVTH: Nguyễn Anh Khoa MSSV: G0901235 17
  18. Đồ Án Chi Tiết Máy GVHD: Dương Đăng Danh mn .z1 2,5.23 d1    68,51(mm) cos cos(32,94) m .z 2,5.71 d2  n 2   211,5(mm) cos cos(32,94) Đường kính vòng lăn: d w1  d1; d w2  d2 Đường kính vòng đỉnh: d a1  d1  2mn  68,51  5  73,51(mm) d a 2  d 2  2mn  211,5  5  216,5(mm) Đường kính vòng đáy: d f 1  d1  2,5mn  68,51  2,5.2,5  62, 26(mm) d f 2  d 2  2,5mn  211,5  2,5.2,5  205, 25(mm) Bề rộng răng: b  aw . ba  140.0, 25  35(mm) 6.Chọn cấp chính xác cho bộ truyền:  .d1.n1 3,14.68,51.240 v   0,86(m / s) 60000 60000 Dựa theo bảng 6.3 chọn cấp chính xác bộ truyền là : 9 7.Lực tác dụng lên bộ truyền: Lực vòng (6.16) : 2T 2.75484, 79 Ft1    2203, 61( N ) d w1 68,51 Lực hướng tâm (6.17): F .tg nw 2203, 61.tg (20) Fr1  t1   955, 68( N ) cos  cos(32,94) Lực dọc trục (6.18): Fa1  Ft1.tg   2203,61.tg (32,94)  1427,76( N ) 8.Hệ số tải trọng động: Với vận tốc v = 0,86 (m/s) và cấp chính xác 9 tra bảng 6.6 xác định được hệ số tải trọng động: KHv = 1,02 ; KFv = 1,04 9.Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc: Ứng suất tiếp xúc tính toán được xác định bởi công thức (6.86): SVTH: Nguyễn Anh Khoa MSSV: G0901235 18
  19. Đồ Án Chi Tiết Máy GVHD: Dương Đăng Danh Z M .Z H Z 2T K H (u  1) H  d w1 bw .u Trong đó: Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc theo công thức (6.87): 2cos ZH  sin 2 tw Với :  tg nw   tg (20)   tw  arctg    arctg    23, 45 o  cos   cos(32,94)  2.cos(32,94)  ZH   1,52 sin(2.23, 45) Cặp bánh răng bằng thép : ZM = 275 (Mpa1/2) Hệ số ảnh hưởng của tổng chiều dài tiếp xúc theo công thức (6.88): 1 Z   Với :   1 1     1,88  3, 2     cos   z1 z 2     1 1   1,88  3, 2     cos(32,94)=1,42   23 71    Z  0,84 Hệ số tải trọng tính : K H  K H  .K Hv .K H  1,031.1,02.1,13  1,188 KHα = 1,13 (tra bảng 6.11) 275.1,52.0,84 2.75484, 79.1,188.4, 087 H   422,14( MPa) 68,51 35.3, 087 Tính lại ứng suất cho phép theo công thức (6.39): K HL Z R Z V .Kl K xH  H    0 H lim sH Hệ số ảnh hưởng của độ nhám bề mặt: ZR = 1 Hệ số ảnh hưởng tới vận tốc vòng, do HB ≤ 350 thì : SVTH: Nguyễn Anh Khoa MSSV: G0901235 19
  20. Đồ Án Chi Tiết Máy GVHD: Dương Đăng Danh Zv  0,85v0,1  0,85.0,860,1  0,99 Hệ số xét đến ảnh hưởng của điều kiện bôi trơn, thông thường chọn Kl = 1 Hệ số an toàn SH = 1,1 ( tra bảng 6.13) Hệ số ảnh hưởng của kích thước răng: d 68,51 K xH  1, 05  4  1, 05   1, 02 10 104   H    H min Z R Z V .Kl K xH  481,82.1.0,99.1.1, 02  486,54( MPa)  H  422,14(MPa)   H   486,54(MPa) Vậy điều kiện bền tiếp xúc được thoả. 10.Kiểm nghiệm ứng suất uốn: Ứng suất uốn cho phép theo công thức (6.52): K HLYRY x .Y K FC  F    0 F lim sF Trong đó: KFC = 1 ( quay 1 chiều ) Hệ số ảnh hưởng độ nhám : YR = 1 khi phay và mài răng Hệ số kích thước : Yx = 1,05-0,005m=1,05-0,005.2,5 =1,0375 Hệ số độ nhạy vật liệu bánh răng đến sự tập trung ứng suất: Y  1,082  0,172lg m  1,082  0,172lg 2,5  1,01  F1    F1 YRY x .Y K FC  257,14.1.1, 0375.1, 01.1  269, 45(MPa)  F 2    F 2 YRY x .Y K FC  236,57.1.1, 0375.1, 01.1  247,9(MPa) Hệ số dạng răng theo công thức thực nghiệm (6.80) 13, 2 27,9x YF  3, 47    0, 092x 2 zv zv Trong đó: Số răng tương đương: z1 23 zv1    38,9 cos  cos (32,94) 3 3 z2 71 zv 2    120,11 cos  cos (32,94) 3 3 13, 2 YF 1  3, 47   3,81 38,9  13, 2 YF 2  3, 47   3,58 120,11 Đặc tính so sánh độ bền uốn các bánh răng: SVTH: Nguyễn Anh Khoa MSSV: G0901235 20
ADSENSE
ADSENSE

CÓ THỂ BẠN MUỐN DOWNLOAD

 

Đồng bộ tài khoản
2=>2