intTypePromotion=3

Đồ án chi tiết máy: Thiết kế hộp giảm tốc (Phương án số 39)

Chia sẻ: Mai Văn Tú | Ngày: | Loại File: PDF | Số trang:76

0
330
lượt xem
66
download

Đồ án chi tiết máy: Thiết kế hộp giảm tốc (Phương án số 39)

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

Với kết cấu nội dung gồm 4 phần, đồ án chi tiết máy "Thiết kế hộp giảm tốc" giới thiệu đến các bạn cách tính toán động học hệ dẫn động cơ khí, thiết kế các chi tiết truyền động, thiết kế các chi tiết đỡ nối, thiết kế vỏ hộp, các chi tiết phụ và chọn chế độ lắp trong hộp,... Đây là tài liệu tham khảo hữu ích cho các bạn chuyên ngành Cơ khí - Chế tạo máu.

Chủ đề:
Lưu

Nội dung Text: Đồ án chi tiết máy: Thiết kế hộp giảm tốc (Phương án số 39)

  1. LỜI NÓI ĐẦU Môn học chi tiết máy đóng vai trò rất quan trọng trong chương trình đào tạo kỹ sư và cán bộ kỹ thuật về nghiên cứu cấu tạo, nguyên lý làm việc và phương pháp tính toán thiết kế các chi tiết, các cụm chi tiết nằm trong các thiết bị máy móc phục vụ cho công nghiệp, nông nghiệp và giao thông vận tải... Đồ án môn học chi tiết máy có sự kết hợp chặt chẽ giữa lý thuyết vào thực tiễn. Lý thuyết tính toán các chi tiết máy được dựa trên cơ sở những kiến thức về toán học, vật lý, cơ học lý thuyết, nguyên lý máy, sức bền vật liệu, v.v..., được chứng minh và hoàn thiện qua quá trình thí nghiệm và thực tiễn sản xuất. Đồ án môn học chi tiết máy là một đồ án có tầm rất quan trọng đối với một sinh viên khoa cơ khí, nó giúp cho sinh viên hiểu sâu những kiến thức cơ bản về cấu tạo, đặc điểm, nguyên lý làm việc và phương pháp tính toán thiết kế các chi tiết máy có công dụng chung, bồi dưỡng cho sinh viên khả năng giải quyết những vấn đề nảy sinh khi tính toán và thiết kế chi tiết máy, từ đó làm cơ sở để vận dụng vào việc thiết kế máy sau này. Hộp giảm tốc là một cơ cấu truyền động phổ biến trong ngành cơ khí và có vài trò rất quan trọng trong ngành cơ khí, vì vậy thiết kế hộp giảm tốc không chỉ giúp sinh viên nắm chắc kiến thức của các môn đã được học mà còn giúp sinh viên quen dần với thực tiễn sản xuất, với thực tiễn làm việc đặc thù của ngành cơ khí. Do là lần đầu tiên làm quen với công việc tính toán, thiết kế chi tiết máy cùng với sự hiểu biết còn hạn chế cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo tài liệu và bài giảng của các môn học có liên quan song bài làm của sinh viên không thể tránh được những thiếu sót. Sinh viên kính mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo nhiệt tình của các Thầy cô bộ môn giúp cho sinh viên ngày càng tiến bộ. Cuối cùng sinh viên xin chân thành cảm ơn các Thầy (Cô) bộ môn, đặc biệt là Thầy Trần Văn Hiếu đã trực tiếp hướng dẫn, chỉ bảo một cách tận tình giúp sinh viên hoàn thành tốt nhiệm vụ được giao. Hà Nội ngày 2 tháng 10 năm 2015 Sinh viên thực hiện Mai Văn Tú Page 4
  2. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Phương án số 39 PHẦN I: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ 1. Chọn loại động cơ. 1.1. Chọn kiểu động cơ điện: Chọn loại động cơ xoay chiều không đồng bộ ba pha rôto lồng sóc. Loại này dùng phổ biến trong các ngành công nghiệp, với hệ dẫn động cơ khí (hệ dẫn động băng tải, xích tải, vít tải,... dùng với các hộp giảm tốc). 1.2. Chọn công suất động cơ: Công suất của động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ nhằm đảm bảo cho nhiệt độ của động cơ khi làm việc không lớn hơn giá trị cho phép. Để đảm bảo điều kiện đó cần thỏa mãn yêu cầu sau: dc Pdm  Pdtdc (kW) trong đó: Pdm dc : công suất định mức của động cơ Pdtdc : công suất đẳng trị trên trục động cơ 2  Pict  t i ta có: P P dc dt dc lv   Pct  . t  lv  ck với: Plvct : giá trị công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác Plvdc : công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ Plvdc  Plvct /  Pict : công suất phụ tải ở chế độ thứ i trên trục công tác t i , t ck : thời gian làm việc ở chế độ thứ i và thời gian cả chu kì Plvct  Ft .v /103  4600.1,4 /103  6,44 (kW) v : vận tốc của băng tải, v  1, 4 (m / s) Ft : lực tác dụng lên trục công tác Ft  4600(N)   : hiệu suất chung của toàn bộ hệ thống   1 .2 .3 .4 ..... trong đó: 1 , 2 , 3 , 4 ,..... : là hiệu suất của các bộ truyền và các cặp ổ trong hệ thống dẫn động. Theo sơ đồ đề bài thì :   2br .3ol .d .k GVHD: Trần Văn Hiếu SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01 Page 5
  3. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Phương án số 39 br : hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ: br =0,98 ol : hiệu suất một cặp ổ lăn: ol =0,995 d : hiệu suất của bộ truyền đai: d =0,96 k : hiệu suất của khớp nối: k =0,99    0,98 .0,995 .0,96.0,99  0,899 2 3  Plvdc  6, 44 / 0,899  7,2 (kW)  Hệ số xét đến sự thay đổi tải không đều β : 2 2 2 2 T  t T  t T  t T  t    i  . i   1  . 1   2  . 2   3  . 3  T1  t ck  T1  t ck  T1  t ck  T1  t ck 15 2 45 20  12.   0,9  .  (0,7) 2 .  0,765625 80 80 80  Pdtdc  7, 2.  7, 2.0,765625  5,5125 (kW) 1.3. Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ  Số vòng quay đồng bộ của động cơ (còn gọi là tốc độ từ trường quay) được xác định theo công thức: 60f n db  p Trong đó: f – tần số dòng điện xoay chiều (Hz) (f=50Hz); p – số đôi cực từ; p=1;2;3;4;5;6.  Số vòng quay của trục công tác: 60.103.v 60.103.1, 4 n ct    89,13 (v / ph) .D 3,14.300 Với: D: đường kính tang dẫn của băng tải: D=300(mm)  Tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống : ut u t  u h .u d trong đó: ud là tỉ số truyền của bộ truyền đai uh là tỉ số truyền của hộp giảm tốc . Theo bảng 1.2 ta có +, Truyền động bánh răng trụ , HGT bánh răng trụ 2 cấp uh=(8…40) +, Truyển động đaiud=(3…5)  chọn uh= 10; ud =3;  u t  u h .u d .u k  10.3  30 GVHD: Trần Văn Hiếu SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01 Page 6
  4. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Phương án số 39  Số vòng quay trên trục động cơ nsb n sb  n ct .u t  89,13.30  2673,9 (v / ph) 1.4. Chọn động cơ thực tế Tra bảng P1.3[1] Ta chọn động cơ: 4A112M2Y3 có: Pdc  7,5 (kW) ; n dc  2922 (v / ph) Tmax Tk  2, 2; 2 Tdn Tdn 1.5. Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ Kiểm ta điều kiện mở máy và điều kiện quá tải của động cơ vừa chọn: Pdc  7,5  Pdtdc  5,5125 n dc  2922  n sb  2673,9 Tmm Tk  T Tdn  thỏa mãn điều kiện mở máy và điều kiện quá tải của động cơ. 2. Phân phối tỷ số truyền Tỷ số truyền chung của toàn bộ hệ thống: n dc 2922 u    32,78 n ct 89,13 2.1. Tỷ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc  Ký hiệu: uh là tỷ số truyền của hộp giảm tốc ung là tỷ số truyền ngoài hộp giảm tốc  Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài: u ng  u d Ta chọn u d  2, 4;  u ng  2, 4 2.2. Tỷ số truyền của bộ truyền trong hộp giảm tốc u   u h .u ng GVHD: Trần Văn Hiếu SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01 Page 7
  5. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Phương án số 39 u  32,78  uh    13,66 u ng 2, 4 u1  4,71 u h  13,66   u 2  2,9 với u1: tỷ số truyền cấp nhanh u2: tỷ số truyền cấp chậm 3. Tính toán các thông số trên trục 3.1. Tính công suất trên các trục  Công suất danh nghĩa trên trục động cơ: Plvct Pdc  P  dc  7, 2 (kW)  lv  Công suất danh nghĩa trên trục I: PI  Plcdc .k .ol  7, 2.0,99.0,995  7,1 (kW)  Công suất danh nghĩa trên trục II: PII  PI .br .ol  7,1.0,98.0,995  6,92 (kW)  Công suất danh nghĩa trên trục III: PIII  PII .br .ol  6,92.0,98.0,995  6,75 (kW) 3.2. Tính số vòng quay của các trục  Số vòng quay của trục I: n dc 2922 nI    2922 (v/ph) u dcI 1  Số vòng quay của trục II: nI 2922 n II    620,38 (v/ph) u III 4,71  Số vòng quay của trục III: n II 620,38 n III    213,93 (v/ph) u IIIII 2,9  Số vòng quay của trục công tác: n III 213,93 n ct    89,1375 (v/ph) u IIIct 2, 4 3.3. Tính momen xoắn trên các trục GVHD: Trần Văn Hiếu SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01 Page 8
  6. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Phương án số 39 Momen xoắn trên các trục được tính theo công thức: 9,55.106.Pk Tk  nk  Momen xoắn trên trục động cơ: 9,55.106.Pdc 9,55.106.7, 2 Tdc    23531,83 n dc 2922  Momen xoắn trên trục I: 9,55.106.7,1 TI   23180,02 (Nmm) 2922  Momen xoắn trên trục II: 9,55.106.6,92 TII   106525,033 (Nmm) 620,38  Momen xoắn trên trục III: 9,55.106.6,75 TIII   301325,1998 (Nmm) 213,93  Momen xoắn trên trục công tác: 9,55.106.6, 44 Tct   689967,7465 (Nmm) 89,1375 3.4. Bảng kết quả tính toán Trục Công tác Đ/cơ I II III Thông số Công suất 6,44 7,2 7,1 6,92 6,75 (kW) Tỷ số truyền 1 4,71 2,9 2,4 (-) Số vòng quay 89,1375 2922 2922 620,38 213,93 (v/ph) Momen 23531,83 23180,02 106525,033 301325,1998 689967,7465 (Nmm) GVHD: Trần Văn Hiếu SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01 Page 9
  7. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Phương án số 39 PHẦN II: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG 1. Thiết kế bộ truyền đai 1.1. Chọn loại đai Chọn tiết diện đai hình thang thường Ta có: PIII = 6,75 (kW) – công suất trên trục bánh đai chủ động n3 = 213,93(v/ph) số vòng quay trên trục bánh đai chủ động u = 2,4 – tỷ số truyền của bộ truyền đai   0,02 - hệ số trượt của bộ truyền đai Từ bảng 4.13[1] các thông số của đai hình thang ta chọn loại đai B với các thông số: Kích thước tiết diện (mm) Diện tích Đường Chiều dài Kí kính bánh giới hạn l tiết diện A hiệu bt b h yo đai nhỏ d 1 (mm) (mm2) (mm) B 19 22 13,5 4,8 230 200-400 1800-10600 1.2. Các kích thước và thông số của bộ truyền đai  Đường kính bánh đai nhỏ ta chọn d1=250 (mm)  vận tốc của đai: .d1.n 3 .250.213,93 v   2,8 (m/s) 60000 60000 mà v  2,8  vmax  25 (m/s) (thỏa mãn điều kiện)  d 2  d1.u.(1  )  250.2, 4.(1  0,02)  588 (mm) vì đường kính bánh đai được tiêu chuẩn hóa nên theo bảng 4.21 [1] ta chọn d2=600 (mm)  tỷ số truyền thực tế của bộ truyền đai: d2 600 ud    2, 45 d1.(1  ) 250.(1  0,02) 2, 45  2, 4  sai lệch tỷ số truyền: u  100  2,083% 2, 4 (nằm trong phạm vi cho phép về sai lệch tỷ số truyền). GVHD: Trần Văn Hiếu SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01 Page 10
  8. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Phương án số 39  Khoảng cách trục (a): Chọn a/d2=1,2 suy ra a = 1,2.d2 = 1,2.600=720 (mm) Ta có: 0,55.(d1  d 2 )  h  a  2.(d1  d 2 )  0,55.(250  600)  13,5  720  2.(250  600)  467,5  720  1700 (thỏa mãn điều kiện chọn a)  Chiều dài đai (l): (d1  d 2 )2 Ta có: l  2.a  0,5.(d1  d 2 )  4.a (250  600) 2  l  2.720  0,5.(250  600)  4.720  2817,71 (mm) Chiều dài đai được quy tròn theo tiêu chuẩn nên ta chọn chiều dài đai l=2800 (mm).  Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ: i  v / l  2,8 / 2,8  1  i max  10 (thỏa mãn)  Khoảng cách trục (a) theo chiều dài tiêu chuẩn (l): l=2800 (mm)    2  8. 2 a 4  d  d2   250  600  Trong đó:   l    1   2800      1464,823  2   2  d  d 600  250  2 1   175 2 2 1464,828  (1464,828)2  8.(175)2 a   710,87 (mm) 4  Góc ôm (α1): 57o (d 2  d1 ) 57o.(600  250) 1  180 o  180  o  156,3o  120o a 842 1.3. Xác định số đai.  Số đai z được tính theo công thức: PIII .K d z [Po ].C ClC u C z GVHD: Trần Văn Hiếu SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01 Page 11
  9. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Phương án số 39 trong đó: PIII - công suất trên trục bánh đai chủ động: PIII=6,75 (kW) [Po] - công suất cho phép, tra bảng 4.19[1] ta được [Po]=2,3 (kW) Kd - hệ số tải trọng động, tra bảng 4.7[1] ta được Kd=1,1 Cα - hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α1, C  1  0,0025(180  1 )  1  0,0025(180  156,3)  0,941 Cl – hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai, ta có lo=3750, l=2800 nên l/lo=2800/3750=0,75 tra bảng 4.16  Cl=0,935 Cu – hệ số xét đến ảnh hưởng của tỷ số truyền u=2,45 tra bảng 4.17  Cu=1,135 Cz – hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai, ta có PIII/[Po]=6,75/2,3=2,935  Cz=0,95 6,75.1,1 z  3, 4 2,3.0,941.0,935.1,135.0,95 chọn z =4  Chiều rộng bánh đai B B  (z 1).t  2e  (4 1).25,5  2.17  110,5 (mm)  Đường kính ngoài của bánh đai da d a1  d1  2h o  250  2.5,7  261, 4 (mm) d a 2  d 2  2h o  600  2.5,7  611, 4 (mm) 1.4. Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục.  Lực căng đai được xác định theo công thức: 780PIII .K d F0   Fv v.C .z trong đó: Fv – lực căng do lực ly tâm sinh ra Fv=qmv2 trong đó: qm – khối lượng 1 mét chiều dài đai, tra bảng 4.22 v – vận tốc vòng, m/s PIII – công suất trên trục bánh đai chủ động, kW GVHD: Trần Văn Hiếu SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01 Page 12
  10. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Phương án số 39 780.6,75.1,1  F0   0,3.(3,136) 2  552, 47 (N) 2,8.0,941.4  Lực tác dụng lên trục:  1   156,3o  Fr  2F0 .z.sin    2.552, 47.4.sin    4325,57 (N)  2   2  1.5. Bảng kết quả tính toán Kí Thông số Giá trị Đơn vị hiệu Đường kính bánh đai nhỏ d1 250 mm Đường kính bánh đai lớn d2 600 mm Tỷ số truyền ud 2,45 - Hệ số trượt  0,02 - Khoảng cách trục a 710,87 mm Góc ôm α1 156,3 độ(o) Chiều dài đai l 2800 mm Số đai z 4 - Chiều rộng bánh đai β 110,5 mm Đường kính ngoài bánh da1 261,4 mm đai da2 611,4 Lực căng đai F0 552,47 N Lực tác dụng lên trục Fr 4325,57 N 2. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh  Các thông số đầu vào: P  PI  7,1 (kW), T  TI  23180,02 (Nmm) n  n I  2922 (v/ph), u  u1  4,71 Thời gian sử dụng: 300.8.8.1=19200 (giờ) Tải trọng thay đổi: T1=T; T2=0,9T; T3=0,7T GVHD: Trần Văn Hiếu SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01 Page 13
  11. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Phương án số 39 2.1. Chọn vật liệu làm bánh răng Tra bảng 6.1[1] ta chọn: Vật liệu làm bánh răng nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB 241…285, có giới hạn bền b1  850 (MPa) , giới hạn chảy ch1  580 (MPa) . Ta chọn độ rắn bề mặt là HB1 = 245. Vật liệu làm bánh răng lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB 192…240, có giới hạn bền b2  750 (MPa) , giới hạn chảy ch2  450 (MPa) , vì tốc độ quay và cường độ làm việc của bánh răng lớn nhỏ hơn tốc độ quay và cường độ làm việc của bánh răng nhỏ nên ta chọn độ rắn bề mặt bánh răng lớn nhỏ hơn bánh răng nhỏ 15 đơn vị.  ta chọn HB2 = 230. 2.2. Xác định ứng suất cho phép Ứng suât tiếp xúc cho phép [H ] và ứng suất uốn cho phép [F ] được xác định theo công thức:  oHlim  [H ]    .ZR .ZV .K xH .K HL  H  S  oFlim  [F ]    .YR .YS .K xF .K FL  F  S trong đó: ZR – hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc ZV – hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng KxH – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng YR – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng YS – hệ số xét đến độ nhám của vật liệu đối với tập trung ứng suất Ys  1,08  0,0695.ln(m) KxF – hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn vì lúc đầu là tính toán thiết kế sơ bộ nên ta lấy:  ZR .ZV .K xH  1  [H ]  H lim .K HL / SH o    R S xF Y .Y .K  1 [F ]  Flim .K FL / SF  o trong đó: oH lim - ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở, được tính theo công thức: oHlim  2HB  70 (tra bảng 6.1[1]) GVHD: Trần Văn Hiếu SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01 Page 14
  12. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Phương án số 39  oHlim1  2HB1  70  2.245  70  560 (MPa) oHlim2  2HB2  70  2.230  70  530 (MPa) oFlim - ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở, được tính theo công thức: oFlim  1,8HB  oFlim1  1,8HB1  1,8.245  441 (MPa) oFlim2  1,8HB2  1,8.230  414 (MPa) SH – hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc, tra bảng 6.2[1] ta được SH=1,1 SF – hệ số an toàn khi tính về uốn, tra bảng 6.2[1] ta được SF=1,75 KFC - hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải trọng, vì bộ truyền quay 1 chiều nên KFC=1 KHL, KFL – hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền, được xác định theo công thức: K HL  mH N HO / N HE K FL  mF N FO / N FE trong đó : mH, mF – bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn mH=6, mF=6 NHO – số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc NHO  30H2,4 HB , với HHB – độ rắn Brinen.  NHO1  30H2,4 HB1  30.245 2,4  1,6.107 NHO 2  30H2,4 HB2  30.230 2,4  1,39.107 NFO – số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn vì bánh răng làm bằng thép nên NFO=4.106  NFO1  NFO2  4.106 NHE, NFE – số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương, vì bộ truyền làm việc với tải trọng thay đổi nên ta có: N HE  60.c. (Ti / Tmax ) 3.n i .t i N FE  60.c. (Ti / Tmax ) mF .n i .t i trong đó: c – số lần ăn khớp trong một vòng quay, c=1 ni – số vòng quay ở chế độ thứ i GVHD: Trần Văn Hiếu SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01 Page 15
  13. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Phương án số 39 ti – thời gian làm việc ở chế độ thứ i nên ta có: N HE1  60.c.n i . (Ti / Tmax ) 3.t i 15 45 20  60.1.2922.19200.(13.  0,9 3.  0,7 3. )  2,3.109 80 80 80 N HE1 2,3.109 N HE2    0,5.109 u1 4,71 N FE1  60.c.n1  (Ti / Tmax ) 6 .t i 15 45 20 =60.1.2922.19200.(16 .  0,96.  0,76. )=1,74.109 80 80 80 N FE1 1,74.109 N FE 2    0,37.109 u1 4,71  N HE1  N HO1  K HL1  1 N  N  K HL2  1  HE 2 HO2 Ta có:   N FE1  N FO1  K FL1  1  N FE 2  N FO2  K FL2  1 Như vậy ta có: [H ]1  oH lim1 .K HL1 / SH =560.1/1,1=509,1 (MPa) [H ]2  oH lim 2 .K HL2 / SH =530.1/1,1=481,82 (MPa) [F ]1  oFlim1 .K FL1 / SF =441.1/1,75=250 (MPa) [F ]2  oFlim 2 .K FL2 / SF =414.1/1,75=236,57 (MPa) Vì là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng nên ta có: [H ]1  [H ]2 509,1  481,82 [H ]=  2 2 =495,46 (MPa)
  14. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Phương án số 39 [F1 ]max  0,8.ch1  0,8.580  464 (MPa) [F2 ]max  0,8.ch 2  0,8.450  360 (MPa) 2.3. Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền  Xác định sơ bộ khoảng cách trục: T1.K H ta có: a w1  K a .(u1  1). 3 [H ]2 .u1. ba trong đó: K a - hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng tra bảng 6.5[1] ta có: K a =43 T1 – momen xoắn trên trục bánh răng chủ động, T1=23180,02 (Nmm) [H ] - ứng suất tiếp xúc cho phép, [H ] =495,46 (MPa) u1 – tỷ số truyền của bộ truyền đang tính, u1=4,71  ba - hệ số, tra bảng 6.6[1] ta được  ba =0,3 K H - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc, phụ thuộc vào vị trí của bánh răng dối với các ổ và hệ số  bd ,  bd  0,53 ba .(u1  1)  0,53.0,3.(4,71  1)  0,9  1 tra bảng 6.7[1] ta được K H =1,15 23180,02.1,15  a w1  43.(4,71  1). 3  104, 4 (mm) 495, 462.4,71.0,3 Chọn aw1=104 (mm) 2.4. Xác định các thông số ăn khớp 2.4.1 Môđun (m) m  (0,01  0,02)a w1 =(0,01  0,02).104  1,04  2,08 Vì trị số môđun được tiêu chuẩn hoá nên theo bảng 6.8[1] ta chọn giá trị của môđun m=1,5. 2.4.2. Xác định số răng, góc nghiêng β và hệ số dịch chỉnh x. GVHD: Trần Văn Hiếu SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01 Page 17
  15. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Phương án số 39  Số răng : Vì là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng có β=8…20o, nên ta chọn sơ bộ β=10o 2a w1.cos  2.104.cos10o  Số răng nhỏ Z1 : Z1    23,9 m(u1  1) 1,5.(4,71  1) vì số răng nguyên nên ta lấy Z1=24  số răng bánh răng lớn Z2 : Z2  Z1.u1  24.4,71  113,04 ta lấy số răng bánh răng lớn: Z2=113  tỷ số truyền thực tế của bộ truyền là : 113 u t1   4,7 24 Sai lệch tỷ số truyền : u t1  u1 u  .100% u1 4,7  4,71  .100%  0, 2123% < 4% (thoả mãn điều kiện) 4,71  Góc nghiêng β : m(Z1  Z2 ) 1,5.(24  113) Ta có : cos     0,988 2a w1 2.104    8,885o  8o53'6" Nhờ có góc nghiêng β của răng nên ở đây không cần phải dịch chỉnh để đảm bảo khoảng cách trục đã tính. 2.5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc  ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc : H  ZM .ZH .Z 2T1.K H .(u t1  1)(b w1.u t1.d 2w1 ) trong đó : ZM – hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, tra bảng 6.5[1] ta có ZM  274 (MPa)1/3 ZH – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH  2cos b / sin 2 tw ở đây : b - góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở tgb  cos  t .tg GVHD: Trần Văn Hiếu SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01 Page 18
  16. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Phương án số 39 mà :  t   tw  arctg(tg / cos ) =arctg(tg20o / cos(8,885o ))  20, 22o  tgb  cos(20, 22o ).tg(8,885o )  0,147  b  8,345o  ZH  2cos8,345o / sin(2.20, 22o )  1,75 Z - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Ta có :  - hệ số trùng khớp dọc b w1.sin    m. ở đây : b w1 - chiều rộng vành răng b w1   ba .a w1  0,3.104  31,2 (mm) 31, 2.sin(8,885o )     1,023 >1 1,5. 1  Z  với  - hệ số trùng khớp ngang   1 1    [1,88  3, 2    .cos ]  Z1 Z2   1 1  =[1,88  3, 2    ].cos(8,885 )  1,698 o  24 113.  1  Z  0,767 1,698 dw1 – đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ, d w1  2a w1 / (u t1  1)  2.104 / (4,7 1)  36,5 (mm) KH – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc K H  K H .K H .K Hv với: KHα – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, ta có vận tốc vòng của bánh răng: GVHD: Trần Văn Hiếu SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01 Page 19
  17. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Phương án số 39 d w1.n1 .36,5.2922 v   5,58 (m/s) 60000 60000 với v=5,58 (m/s) tra bảng 6.13[1] ta chọn cấp chính xác là cấp 8 tra bảng 6.14[1] với cấp chính xác là cấp 8, v=5,58 (m/s) ta được: K H  1,095 K F  1, 282 KHβ – đã tra ở trên, KHβ = 1,15 KHv – hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp vH .b w1.d w1 K Hv  1  2T1.K H .K H trong đó: v H  H .g o .v. a w1 / u t1 H  0,002; tra bảng 6.15[1] và 6.16[1] ta được  g o  56  v H  0,002.56.5,58. 104 / 4,7  2,94 2,94.31, 2.36,5 K Hv  1   1,057 2.23180,02.1,15.1,095  K H  1,15.1,095.1,057  1,33 2.23180,02.1,33(4,7  1)  H  274.1,75.0,767. 31, 2.4,7.36,52 =493,3 (MPa) < [H ]  495,96 (MPa)  Xác định lại chính xác chiều rộng vành răng : 2    2  493,3  b w1   ba .a w1.  H   0,3.104.    30,93  31 (mm) [  H  ]  495, 46  2.6 . Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Để đảm bảo độ bền uốn cho răng thì ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép. 2T1.K F .Y .Y .YF1 F1   [ F1 ] b w1 .d w1 .m GVHD: Trần Văn Hiếu SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01 Page 20
  18. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Phương án số 39 F1.YF2 F2   [F2 ] YF1 trong đó : T1 – momen xoắn trên trục bánh răng chủ động m – môđun pháp bw – chiều rộng vành răng dw1 – đường kính vòng lăn Y - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Y  1/  với  - hệ số trùng khớp ngang đã tính ở trên  Y  1/1,698  0,59 Y - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Y  1  o /140  1  8,885 /140  0,9365 YF1, YF2 – hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2, phụ thuộc vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh  Z1 24  v1 cos3  cos3 8,885  24,885 Z   ta có :   Z  Z2  113  117,17  v2 cos3  cos3 8,885 tra bảng 6.18[1] ta được : YF1  3,9 YF2  3,6 KF – hệ số tải trọng khi tính về uốn, K F  K F .K F .K Fv trong đó : K F - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn tra bảng 6.14[1] ta được K F  1, 27 K F - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn tra bảng 6.7[1] ta được K F  1,32 K Fv - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn v F .b w1.d w1 K Fv  1  2T1.K F .K F GVHD: Trần Văn Hiếu SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01 Page 21
  19. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Phương án số 39 với: v F  F .g o .v. a w1 / u t1 tra bảng 6.15[1] ta được F =0,006 tra bảng 6.16[1] ta được g o =56 nên v F  0,006.56.5,58. 104 / 4,7  8,82 8,82.30,93.36,5  K Fv  1   1,128 2.23180,02.1,33.1, 27  K F  1,32.1, 27.1,128  1,89 2.23180,02.1,89.0,59.0,9635.3,9  F1   114,712 (MPa) 30,93.36,5.1,5 114,712.3,6  F2   105,888 (MPa) 3,9 Ta có: [F1 ]  [F ]1.YR .Ys .K xF [F2 ]  [F ]2 .YR .Ys .K xF Ys = 1,08-0,0695.ln(m) =1,08-0,0695.ln(1,5)=1,0518 YR = 1(bánh răng phay), KxF =1 (vì da
  20. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Phương án số 39 Để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất uốn cực đại tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép tức là: Fmax  F .K qt  [F ]max F1max  114,712.2, 2  252,3664  464 (MPa) F2max  105,888.2, 2  232,9536  360 (MPa)  Thoả mãn điều kiện quá tải 2.8. Xác định một vài thông số và kích thước của bộ truyền  Đường kính vòng chia: d1  mz1 / cos   1,5.24 / cos(8,885o )  36,44 (mm) d 2  mz2 / cos   1,5.113 / cos(8,885o )  171,56 (mm)  Đường kính vòng lăn: d w1  2a w1 / (u1  1)  2.104 / (4,7 1)  36,5 (mm) d w 2  d w1.u1  36,5.4,7  171,5 (mm)  Khoảng cách trục chia: a1  0,5m.(Z2  Z1 ) / cos   0,5.1,5.(24  113) / cos(8,885 o )  104 (mm)  Đường kính đỉnh răng: d a1  d1  2(1  x1  y1 )m =36,44+2(1+0-0).1,5=39,44 (mm) d a 2  d 2  2(1  x 2  y1 )m =171,56+2(1+0-0).1,5=174,56 (mm)  Đường kính đáy răng : d f 1  d1  (2,5  2x1 )m =36,44  (2,5  2.0).1,5  32,69 (mm) d f 2  d 2  (2,5  2x 2 )m =171,56  (2,5  2.0).1,5  167,81 (mm)  Đường kính cơ sở: d b1  d1.cos   36, 44.cos 20 o  34, 242 (mm) d b2  d 2 .cos   171,55.cos 20 o  161, 204 (mm)  Góc prôfin gốc:   20o GVHD: Trần Văn Hiếu SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01 Page 23

CÓ THỂ BẠN MUỐN DOWNLOAD

 

Đồng bộ tài khoản