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

Đồ án Chi tiết máy - Trần Đăng Khuê

Chia sẻ: Phan Minh Luat | Ngày: | Loại File: PDF | Số trang:52

Thêm vào BST
Báo xấu
209
lượt xem 42
download
 
  Download Vui lòng tải xuống để xem tài liệu đầy đủ

Đồ án "Chi tiết máy" giới thiệu tới người đọc các nội dung:Tính toán chọn động cơ và tỉ số truyền, tính toán bộ truyền đai, thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc, kiểm tra bôi trơn ngâm dầu, kiểm nghiệm then, chọn ổ lăn và nối trục. Mời các bạn cùng tham khảo nội dung chi tiết.

Chủ đề:

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

Lưu

Nội dung Text: Đồ án Chi tiết máy - Trần Đăng Khuê

  1. Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011 LỜI NÓI ĐẦU Đất nước ta đang trên đà phát triển, do đó khoa học kĩ thuật đóng một vai trò quan trọng trong công cuộc công nghiệp hóa, hiện đại hóa đất nước. Việc áp dụng khoa học kĩ thuật chính là làm tăng năng suất lao động, thay thế sức lao động của người lao động một cách có hiệu quả nhất, bảo đảm an toàn cho người lao động trong quá trình làm việc. Để tạo nền tảng tốt cho bước phát triển trong tương lai, chúng ta cần đầu tư, nghiên cứu, giáo dục, phát triển khoa học kĩ thuật một cách nghiêm túc ngay từ trong các trường đại học. Đồ án môn học Chi Tiết Máy là một môn học giúp sinh viên ngành Chế Tạo Máy có bước đi chập chững, làm quen với công việc thiết kế mà mỗi người kĩ sư cơ khí sẽ gắn cuộc đời mình vào đó. Học tốt môn học này sẽ giúp cho sinh viên mường tượng ra được công việc tương lai, qua đó có cách nhìn đúng đắn hơn về con đường học tập đồng thời tăng thêm lòng nhiệt huyết, yêu nghề cho mỗi sinh viên. Không những thế quá trình thực hiện đồ án sẽ là thử thách thực sự đối với những kĩ năng mà sinh viên đã được học từ những năm trước như vẽ cơ khí, kĩ năng sử dụng phần mềm: Autocad, Autocad Mechanical, Autodesk Inventor… cùng với những kiến thức trong những môn học nền tảng: Nguyên lí máy, Chi tiết máy, Dung sai và Kĩ thuật đo… Trong quá trình thực hiện đồ án, chúng em nhận được sự chỉ dẫn rất tận tình của thầy PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc cùng các quý thầy cô khác trong Khoa. Sự giúp đỡ của các thầy cô là nguồn động lực lớn lao cỗ vũ tinh thần cho chúng em trên con đường học tập, rèn luyện đầy gian lao vất vả. Do đây là bản thiết kế kĩ thuật đầu tiên mà chúng em thực hiện nên chắc chắn sẽ mắc phải những thiếu xót, sai lầm. Em rất mong nhận được sự góp ý chân thành từ phía các thầy cô. Em xin chân thành cảm ơn. Sinh viên thực hiện Trần Đăng Khuê SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 2
  2. Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011 Mục lục LỜI NÓI ĐẦU ................................................................................................................................. 2 Phần một: Tính toán chọn động cơ và tỉ số truyền: ....................................................................... 4 1.1. Tính toán chọn động cơ: ......................................................................................................... 4 1.2. Phân phối tỉ số truyền và tính toán động học hệ dẫn động xích tải:.......................................... 5 Phần hai: Tính toán bộ truyền đai:................................................................................................. 7 2.1. Thông số ban đầu: .................................................................................................................. 7 2.2. Tính toán thiết kế bộ truyền đai: ............................................................................................. 7 Phần ba:Thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc ............................................................................. 9 3.1 Tính toán bộ truyền cấp nhanh: .......................................................................................... 9 3.2 Tính toán bộ truyền cấp chậm:.......................................................................................... 15 Phần bốn: Kiểm tra bôi trơn ngâm dầu........................................................................................ 23 Phần năm:Thiết kế trục ................................................................................................................ 24 4.1 Thiết kế trục 1:....................................................................................................................... 24 4.2 Thiết kế trục 2 ........................................................................................................................ 28 4.3 Thiết kế trục 3:....................................................................................................................... 32 Phần sáu: Kiểm nghiệm then ........................................................................................................ 35 Phần bảy: Chọn ổ lăn và nối trục.................................................................................................. 39 I – Trục đầu vào 1:....................................................................................................................... 39 II – Trục trung gian 2: .................................................................................................................. 41 III – Trục đầu ra 3:....................................................................................................................... 43 IV – Chọn nối trục vòng đàn hồi: ................................................................................................. 46 Phần tám: Thiết kế vỏ hộp và các chi tiết phụ .............................................................................. 47 Phần chín: Chọn dầu bôi trơn và dung sai lắp ghép .................................................................... 50 TÀI LIỆU THAM KHẢO ............................................................................................................. 53 SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 3
  3. Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011 Phần một: TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ,PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN. 1.1. Tính toán chọn động cơ: 1.1.1. Số liệu ban đầu: Hệ thống truyền động băng tải làm việc có các thông số sau: - Lực vòng trên băng tải: F = 2500 N - Vận tốc băng tải: v = 1,25 m/s - Đường kính tăng dẫn: D = 400 mm - Thời gian phục vụ: L = 7 năm Hệ thống truyền động băng tải quay 1 chiều, làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ (1 năm làm việc 280 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ). 1.1.2. Xác định công suất cần thiết của động cơ: Pt Công suất trên trục động cơ điện được xác định theo công thức: Pct  (theo (2.8))  Trong đó: Pct - công suất cần thiết trên trục động cơ, kW; Pt - công suất tính toán trên trục máy công tác, kW;  - hiệu suất truyền động. Hiệu suất truyền động:    K ol3  brc brt d  0, 99  0, 99 3  0, 97  0, 96  0, 95  0,85 (theo (2.9)) với:  K - hiệu suất nối trục đàn hồi ;  ol - hiệu suất 1 cặp ổ lăn; brc - hiệu suất 1 cặp bánh răng côn; brt - hiệu suất 1 cặp bánh răng nghiêng;  d - hiệu suất bộ truyền đai, trị số của các hiệu suất trên tra theo bảng 2.3. Hệ thống truyền động băng tải làm việc với sơ đồ tải trọng như sau: SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 4
  4. Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011 Theo (2.12) và (2.13), công suất làm việc trên trục máy công tác: 2 2 2 2  T1  T  T   0,83.T  t  2 t .12    .60 F .v  T  1  T  2 2500.1, 25  T   T  Pt  Ptd  .  .  2, 69kW 1000 t1  t2 1000 12  60 Pt 2, 69 Khi đó: Pct    3,165 kW.  0,85 1.1.3. Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ: Theo (2.17) , số vòng quay của trục máy công tác: v 1, 25 = 60000 = 60000. = 59,68 vòng/phút D  .400 trong đó: v - vận tốc băng tải, v = 1,25 m/s; D – đường kính tang dẫn, D = 400 mm. Từ bảng 2.4 , ta chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng côn - trụ hai cấp u h  12 ; u d  4 , do đó số vòng quay sơ bộ của động cơ theo (2.18) như sau: n sb  nlv nt  12  4  59, 68  2864, 64 vòng/phút Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ ndb  3000 vòng/phút. 1.1.4. Chọn động cơ: Theo bảng P1.3 với Pct  3,165 kW và ndb  3000 vg/ph ta dùng động cơ DK51-2 có Pdc  4,5 kW, ndc  2900 vòng/phút. 1.2. Phân phối tỉ số truyền và tính toán động học hệ dẫn động xích tải: 1.2.1. Phân phối tỉ số truyền: Chọn loại hộp giảm tốc bánh răng côn trụ 2 cấp: SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 5
  5. Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011 ndc 2900 Tỉ số truyền ut của hệ dẫn động: ut    48,6 (theo (3.23)) nlv 59, 68 trong đó : ndc - số vòng quay của động cơ đã chọn, ndc  2900 vòng/phút; nlv - số vòng quay của trục máy công tác, nlv  59, 68 vòng/phút. Phân phối tỉ số truyền của hệ dẫn động: ut  uh u x  59, 68 (theo (3.24) ) ut 48, 6 Suy ra: uh    12 ud 4 Dựa vào hình 3.20 , ta chọn tỉ số truyền cấp nhanh của hộp giảm tốc u1  4 và tỉ số truyền cấp chậm của hộp giảm tốc u2  3 . ut 48, 6 Tính lại giá trị của u d theo ut trong hộp giảm tốc: ud   4 u1u 2 3  4 Vậy ta chọn ud  4 1.2.2. Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục: Plv 2, 69 P3 2, 72 P3    2, 72 kW; P2    2, 86 kW  K 0, 99  brt . ol 0, 96  0, 99 P2 2, 68 P1 2, 98 P1    2, 98 kW; Pdc    3,17 kW  brc . ol 0, 97  0, 99  d . ol 0, 95  0, 99 ndc 2900 n 725 ndc  2900 (v/p) ; n1    725 (v/p); n2  1   181, 25 (v/p) ud 4 u1 4 n2 181, 25 n3    60, 42 (v/p) u2 3 3,17 2, 98 Tdc  9, 55  10 6   10439,14 Nmm ; T1  9,55  10 6   39253, 79 Nmm 2900 725 2,86 2, 72 T2  9,55  106   150692, 41 Nmm ; T3  9, 55  10 6   429923, 87 Nmm 181, 25 60, 42 BẢNG PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN Trục Động cơ I II III Thông số Công suất P, kW 3,17 2,98 2,86 2,72 Tỉ số truyền u 4 4 3 Số vòng quay n, vòng/phút 2900 725 181,25 60,42 Mômen xoắn T, Nmm 10439,14 39253,79 150692,41 429923,87 SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 6
  6. Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011 Phần hai: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI 2.1. Thông số ban đầu: - Công suất truyền đến: P  3,17 kW - Số vòng quay: ndc  2900 vòng/phút - Tỉ số truyền: u  4 2.2. Tính toán thiết kế bộ truyền đai: Bước 1. Chọn tiết diện đai: Với công suất và số vòng quay như trên ta chọn đai tiết diện A (hình 4.1). Bước 2. Chọn các thông số cơ bản của bộ truyền đai: Theo bảng 4.13 chọn đường kính bánh đai nhỏ d1  125 mm.  d1n1  .125.2900 Vận tốc đai v    18,98 m/s ( nhỏ hơn vận tốc cho phép vmax  25 60000 60000 m/s) Theo công thức 4.2, với   0, 02 , đường kính bánh đai lớn d 2  ud1 (1   )  4.125.(1  0, 02)  490 mm Theo bảng 4.26 đường kính tiêu chuẩn d 2  500 mm Như vậy tỉ số truyền thực tế: d2 500 ut    4, 08 d1 (1   ) 125.(1  0, 02) Và sai lệch (ut  u ) (4, 08  4) u   .100%  2%  4% u 4 Theo bảng 4.14 chọn sơ bộ khoảng cách trục a  0,95.d 2  0, 95.500  475 mm, theo công thức 4.4 chiều dài đai: ( d 2  d1 ) 2 (500  125)2 l  2a  0,5 ( d1  d 2 )   2.475  0,5 (125  500)   2006(mm) 4a 4.475 Theo bảng 4.13 chọn chiều dài đai tiêu chuẩn: l  2000 mm. v 18,98 Theo 4.15 nghiệm số vòng chạy của đai trong 1s: i    9, 49
  7. Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011 với :   2000  0,5 (125  500)  1018, 25 d 2  d1 500  125    187, 5 2 2 57(d 2  d1 ) 57.(500  125) Theo 4.7 góc ôm 1  180   180   135   min  120 a 471,87 Bước 3. Xác định số đai: Theo công thức 4.16 PK 1 d 3, 71.1,35 z   1, 63 [ P0 ]C Cl Cu C z 3, 01.0,88.1, 04.1,14.0,98 Trong đó : Theo bảng 4.7, K d  1,35 Với 1  135 ta chọn C  0,88 (bảng 4.15) Với l  2000  1,176 chọn Cl  1, 04 (bảng 4.16) l0 1700 Với u  4 ta chọn Cu  1,14 (bảng 4.17) Với v  18,98 m/s, d1  125 mm, chọn [ P0 ]  3,01 kW (bảng 4.19) Với P1  3, 71  1, 23 ta chọn C z  0,98 (bảng 4.18) [ P0 ] 3, 01 Lấy z  2 đai. Chiều rộng bánh đai, theo 4.17 và bảng 4.21 B  ( z  1)t  2e  (2  1).15  2.10  35 mm Đường kính ngoài của bánh đai: d a  d  2h0  125  2.3, 3  131, 6 mm Bước 4. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục: 780.P1 K d 780.3,71.1,35 Theo 4.19 Fa   Fv   37,83  154, 78 N vC z 18,98.0,88.2 Trong đó: Fv  qm .v 2  0,105.18,982  37,83 N (bảng 4.22) Theo 4.21 lực tác dụng lên trục : 1 135 Fr  2 F0 z sin( )  2.154, 78.2.sin( )  572 N 2 2 SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 8
  8. Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011 Phần ba: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC 3.1 Tính Toán Bộ Truyền Cấp Nhanh Các thông số ban đầu  Công suất đầu vào: P1  2,98 kW  Moment xoắn: = 39253,79  Số vòng quay: = 725 ò / ℎú  Tỉ số truyền: u = 4  Thời gian phục vụ: 7 năm  Quay một chiều, làm việc hai ca ( 1 năm làm việc 280 ngày, một ca 8 giờ)  Chế độ tải: = , = 0.83 = 12 , = 60 1) Chọn vật liệu: Ta chọn vật liệu cho cặp bánh côn răng thẳng như sau: + Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB = 270, có  b1 =850(MPa);  ch1 =580(MPa). + Bánh lớn : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB =255, có  b2 =750(MPa);  ch2  450 (MPa). 2) Xác định ứng suất cho phép : Tính sơ bộ ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc cho phép theo các công thức  F0 lim .K HL  0 .K .K 6.1a và 6.1b ta có: [ H ]  ; [ F ]  F lim FC FL . sH sF Trong đó :  Fo lim ,  H0 lim : lần lượt là ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở, trị số của chúng được tra ở bảng 6.2:  Fo lim  1,8HB và  H0 lim  2 HB  70 sF , sH : lần lượt là hệ số an toàn khi tính về uốn và tiếp xúc tra ở bảng 6.2 sF  1, 75 và sH  1,1 Khi đó:  H0 lim1  2  220  70  610 (MPa)  F0 lim1  1,8  270  486 ( MPa)  H0 lim  2  255  70  580 (MPa) 2  F0 lim 2  1,8  255  459 (MPa) K Fc : Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải ,lấy K Fc  1 (tải trong đặt một phía) SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 9
  9. Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011 N HO K HL , K FL : Hệ số tuổi thọ, được xách định theo công thức 6.3 và 6.4: K HL  mH ; N HE N FO K FL  mF N FE Ở đây: mH , mF : Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn với HB  350 lấy: mH  6; mF  6 NFO , N HO : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn và tiếp xúc + N FO = 4.10 6 với tất cả các loại thép N  2,05.10 7 + N HO  30 H HB 2,4   HO 1 7  N HO2  1,97.10 + N HE , N FE : số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương Vì bộ truyền làm việc ở chế độ tải trọng thay đổi nhiều bậc nên theo các công thức 6.7 và 6.8 mH mF ta có: N HE  60 c   Ti  T  2 .ni .ti ; N FE  60 c   i  .ni .t i T  T  với: c là số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng, c = 1 n i , ti : Số vòng quay và thời gian làm việc ở chế độ i Ta có: 1 5 N HE1  60  1  725  31360  (13   0, 833  )  8, 77  10 8  N HO1  K HL1  1 6 6 1 5 N HE 2  60  1  181, 25  31360  (13   0, 833  )  2,19 108  N HO 2  K HL 2  1 6 6 1 5 N FE1  60  1  725  31360  (16   0,836  )  8, 77  108  N FO1  K FL1  1 6 6 1 5 N FE 2  60  1  181, 25  31360  (16   0, 83 6  )  2,19  10 8  N FO 2  K FL 2  1 6 6 Như vậy: 610 1 580 1  H 1   554, 5 (MPa);  H 2   527, 3 (MPa) 1,1 1,1 Với bánh côn răng thẳng ta có:  H   min  H 1 ; H 2   527,3MPa ; 486  11 459  F 1   277, 7 MPa ;  F 2   262,3MPa 1,75 1,75 Ứng suất quá tải cho phép, theo các công thức 6.13 và 6.14 ta có: [ H ]max  2,8   ch 2  2,8  450  1260  MPa  [ F ]1max  0,8   ch 2  0,8  580  464  MPa  [ F ]2max  0,8   ch 2  0,8  450  360  MPa  SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 10
  10. Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011 3) Xách định chiều dài côn ngoài: Theo công thức 6.52a ta có: T1.k H  Re  k R u 2  1. 3 (1  kbe ).kbe .u.[ H ]2 Trong đó : k R  0,5k d : Hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng,với truyền động 1 bánh côn răng thẳng bằng thép kd  100 (MPa)1/3  kR  0,5 100  50  MPa  3 u: Tỉ số truyền cấp nhanh của hộp giảm tốc, u = 4 T1: Mômen xoắn trên trục dẫn ( T1 = 39253,79 N.mm) Kbe : Hệ số chiều rộng vành răng, lấy Kbe  0, 285 KH : Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng tra K be .u 0, 285.4 bảng 6.21 với :   0, 66 , do trục lắp trên ổ đũa ta được: K H   1,15 2  Kbe 2  0, 285 Suy ra: 39253, 79 1,15 Re  50  4 2  1  3  120, 4mm (1  0, 285)  0, 285  4  527,32 4) Xác định các thông số ăn khớp : Đường kính chia ngoài của của bánh côn chủ động được xác định theo công thức 6.52b: T1.K H  2.Re 2 120, 4 d e1  K d . 3 2    58, 4 mm (1  K be ).K be .u.[ H ] 2 u 1 42  1 Tra bảng 6.22 ta được z1 p  16 với HB  350  z1  1, 6  z1 p  1, 6  16  25, 6 . Đường kính trung bình và modun trung bình của bánh côn nhỏ: dm1  (1  0,5Kbe ).de1  (1  0,5  0, 285)  58,4  50,08mm d m1 50, 08 mtm    1,96mm z1 25, 6 Modun vòng ngoài được xác định theo công thức 6.5: mtm 1, 96 mte    2, 29mm 1  0,5.K be 1  0,5  0, 285 Theo bảng 6.8 lấy giá trị tiêu chuẩn mte  2,5mm do đó: mtm  mte (1  0,5.Kbe )  2,5  (1  0,5  0, 285)  2,13mm d m1 50, 08 z1    23,5 lấy z1  24 (răng) mtm 2,13 z2  u1 z1  4  24  96 răng. SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 11
  11. Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011 z2 96 Do đó tỉ số truyền thực tế u1   4 z1 24 Góc côn chia : z   24  1  arctan  1   arctan    14,04  14o 210, ' 48''  z2   96   2  90  14, 04  75, 96  75 o 57 '36 '' Theo bảng 6.20 với z1  24 ta chọn hệ số dịch chỉnh đều x1  0,39 ; x2  0,39 Đường kính trung bình của bánh nhỏ: dm1  z1.mtm  24  2,13  51,12mm Chiều dài côn ngoài: Re  0,5.mte z12  z22  0,5  2, 5  242  962  123, 69mm 5) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc : 2.T1 .K H . u 2  1 Theo công thức 6.33 ta có:  H  Z M .Z H .Z   [ H ] 0,85.b.d m21 .u Trong đó: 1 zm : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng, theo bảng 6.5 ta có z m  274 MPa 3 4   z  :hệ số kể đến sự trùng khớp của răng ,được xác định theo công thức z   3 Ở đây   là hệ số trùng khớp ngang, được tính theo công thức:  1 1  4  1, 71    1,88  3, 2     cos(  )  1, 71 (với   0 ); ze   0,874  z1 z 2  3 zH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc,theo bảng 6.12 ta có zH  1, 76 T1 : Mômen xoắn trên trục dẫn T1  39253, 79 Nmm K H : Hệ số tải trọng khi tính toán về tiếp xúc, được xác định theo công thức 6.61 K H  K H  .K H  .K HV Ở đây: K H  : Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng K H   1,15 SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 12
  12. Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011 K H : Hệ số kể đến sự tập trung tải trọng không đều trên giữa các răng lấy KH  1 K HV : Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng động, tính theo công thức 6.63 vH .b.d m1 K HV  1  2T1 K H  K H  d m1.(u  1)  .d m1.n 3,14  51,12  725 Trong đó: vH   H .g0 .v với: v    1, 94m / s . Theo u 60000 60000 bảng 6.13 ta chọn cấp chính xác bộ truyền là 8.  H là trị số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp ,theo bảng 6.15 với dạng răng thẳng thì  H  0, 006 . g0 là hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng ,theo bảng 6.16 với cấp chính xác mức làm việc êm là 7 thì g0  47 . Suy ra: 51,12  (4  1) vH  0, 006  47  1, 94   4,37 4 b : chiều rộng vành răng, b  K be .Re  0, 285 123, 69  35, 25 lấy b  35mm . 4,37  35  51,12 Vậy K HV  1   1, 09 2  39253, 79 1 1,15 Do đó K H  1, 09  1,15 1  1, 25 . Với các trị số vừa tìm được ta có: 2  39253, 79 1, 25  42  1  H  274 1,76  0,874.  480, 77 MPa 0,85  35  51,122  4 Theo bảng 6.1 thì [ H ]  [ H ]sb .z R .zv .K xH Trong đó: zv : Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng, với v  1,94  m / s   zv  1 . zR : Hệ số xét đến độ nhám bề mặt, với Ra  2,5 1,25 m  zR  0,95 . K xH :Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng, với d a  700  mm   K xH  1  [ H ]  527, 3 1 0,95  1  500, 94  MPa  Ta thấy  H  [ H ] . Vậy điều kiện bền tiếp xúc được đảm bảo. 6) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: 2.T1 .K F .Y .Y .YF Theo công thức 6.65 ta có:  F 1  0, 85.b.mtm .d m 1 Trong đó: K F : Hệ số tải trọng khi tính toán về uốn, được tính theo công thức 6.71 K F  K F .K F  .K Fv SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 13
  13. Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011 Với K F  là hệ số xét đến tập chung tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng, theo bảng 6.21 ta được K F   1, 24 , K F là hệ số xét đến tập trung tải trọng không đều giữa các răng K F  1 , K Fv là hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng động, xác định theo công thức: v .b.d m1 K FV  1  F 2T1 K F  K F d m1.(u  1) Với : vF   F .g0 .v theo bảng 6.15 và 6.16 ta có:  F  0, 016 ; g0  47 u  vF  0, 016  47 1,94 51,12  (4  1)  12  K FV  1  12  35  51,12  1, 24 4 2  39253, 79  1 1,15 Vậy K F  1, 24  1, 24 1=1,54 1 1 Y    0,6   1, 71  n0 Y  1  1 140 z1 24 zvn1    24, 74 cos( 1 ) cos(14, 04) z2 96 zvn 2    395, 71 cos( 2 ) cos(75,96) x1  0,39 ; x2   0,39 Tra bảng 6.18 ta được: YF 1  3, 48 ; YF 2  3,63 2  39253, 79  1, 54  0, 6  1  3, 48 Vậy  F1   77, 93 MPa 0,85  35  2,13  51,12 YF 2 3, 63  F 2   F1  77,93   80, 98 MPa YF 1 3, 48 Ta thấy :  F 1   F 1   F 2   F 2  Vậy điều kiện bền uốn của cặp bánh răng côn được đảm bảo. 7) Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải. Theo công thức 6.48 ta có:  Hmax   H K qt  [ H ]max với:  H  480, 77 MPa ; Kqt  1, 4   H max  480, 77  1, 4  526,66MPa  [ sH ]max  1260 MPa Theo công thức 6.49 ta có:  Fmax   F K qt  [ F ]max   F max1   F 1 K qt  77,93  1, 4  109,102MPa  [ F 1 ]max  F max 2   F 2 K qt  80,98  1, 4  113,37 MPa  [ F 2 ]max Vậy độ bền quá tải của răng được thỏa mãn. SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 14
  14. Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011 8) CÁC THÔNG SỐ VÀ KÍCH THƯỚC CỦA BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN: Chiều dài côn ngoài Re  123, 69  mm  Modul vòng ngoài mte  2,5  mm  Chiều rộng vành răng bw  35  mm  Tỉ số truyền u1  4 Cấp chính xác 8 Góc nghiêng của răng b  00 Số răng của các bánh răng z1  24 ; z2  96 Hệ số dịch chỉnh chiều cao răng x1  0, 39 ; x2   0,39 Đường kính chia ngoài : de1  mte .z1  2,5  24  60  mm  de de 2  mte .z2  2,5  96  240  mm  Góc côn chia:  1  14, 04 0 ; 2  75,960 Chiều cao răng ngoài : he he  2hte mte  c  2, 2mte  5,5  mm  Chiều cao đầu răng ngoài : hae hae1  ( hte  xn1 .cos b).mte  (1  0, 39  1)  2, 5  3, 475  mm  hae 2  2.hte .mte – hae1  2  2,5  3,475  1,525  mm  Chiều cao chân răng ngoài : h fe h fe1  he  hae1  5,5 – 3,475  2,025  mm  h fe 2  he  hae 2  5,5  1,525  3,975  mm  Đường kính đỉnh răng ngoài : d ae1  de1  2.hae1 .cos 1  66,74  mm  d ae d ae 2  d e 2  2.hae 2 .cos  2  240, 74  mm  3.2 Tính Toán Bộ Truyền Cấp Chậm: Các thông số ban đầu  Công suất đầu vào: P1  2,86 kW  Moment xoắn: = 150692,41  Số vòng quay: = 181.25 ò / ℎú  Tỉ số truyền: u = 3  Thời gian phục vụ: 7 năm  Quay một chiều, làm việc hai ca ( 1 năm làm việc 280 ngày, một ca 8 giờ)  Chế độ tải: = , = 0.83 SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 15
  15. Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011 = 12 , = 60 1) Chọn vật liệu: Ta chọn vật liệu cho cặp bánh trụ răng nghiêng như sau: + Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB = 270, có  b1 =850(MPa);  ch1 =580(MPa) + Bánh lớn : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB =255, có  b2 =750(MPa);  ch2  450 (MPa) 2) Xác định ứng suất cho phép : Tính sơ bộ ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc cho phép theo các công thức 6.1a và 6.1b ta có:  F0 lim .kHl  0 .k .k  H   ;  F   F lim Fc Fl sH sF Trong đó :  Fo lim ,  H0 lim : lần lượt là ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở, trị số của chúng đươc tra ở bảng 6.2:  Fo lim  1,8HB và  H0 lim  2 HB  70 sF , sH : lần lượt là hệ số an toàn khi tính về uốn và tiếp xúc tra ở bảng 6.2: s F  1, 75 và sH  1,1 Khi đó:  F0 lim1  2  260  70  590  MPa   F0 lim 2  1,8  260  468  MPa   H0 lim 2  2  250  70  570  MPa   Flin2 = 1,8.250 = 450(MPa)  H0 lim1  1,8  250  450  MPa  K Fc : Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải ,lấy KFc  1 (tải trong đặt một phía) K HL , KFL : Hệ số tuổi thọ, được xách định theo công thức 6.3 và 6.4 N HO ; N K HL  mH K FL  mF FO N HE N FE Ở đây: mH , mF : Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn với HB  350 lấy: mH  6; mF  6 N FO , NHO : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn và tiếp xúc N FO = 4.10 6 với tất cả các loại thép N  2,05.10 7 2,4 N HO  30H HB   HO1 7  N HO2  1,97.10 N HE , N FE : số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 16
  16. Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011 Vì bộ truyền làm việc ở chế độ tải trọng thay đổi nhiều bậc nên theo các công thức 6.7 và mH mF 6.8 ta có: N H E T  2 T   60 c   i  .n i .t i ; N F E  60 c   i  .n i .t i T  T  với: c là số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng, c = 1, ni , ti : Số vòng quay và thời gian làm việc ở chế độ i. Ta có: 1 5 N HE1  60 1 181,25  31360  (13   0,833  )  2,19.108  N HO1  K Hl2  1 6 6 1 5 N HE 2  60  1 60, 42  31360  (13   0,833  )  7,3.107  N HO 2  K Hl  1 6 6 1 1 5 N FE1  60  1 181, 25  31360  (16   0,836  )  1,5.108  N FO1  K Fl2  1 6 6 1 5 N FE 2  60  1 60, 42  31360  (16   0,836  )  5.107  N FO 2  K Fl1  1 6 6 590  1 570  1 Như vậy:  H 1   536, 36 (MPA);  H 1   518,18 (MPA) 1,1 1,1 Với bánh trụ răng nghiêng theo công thức 6.12 ta có: 1 536,36  518,18  H     H 1   H 2    527, 27 (MPa)   H   1, 25   H 2 2 2 486  1 1 450 1  F 1   277, 7 (MPa);  F 2   257,14 (MPa) 1, 75 1,75 Ứng suất quá tải cho phép ,theo các công thức 6.10 và 6.11 ta có Hmax = 2,8.ch 2 = 2,8.450 = 1260(MPa) F1max = 0,8. ch 2 = 0,8.580 = 464(MPa) F2max = 0,8.ch 2 = 0,8.450 = 360(MPa) 3) Xách định các thông số cơ bản của bộ truyền : Xác định sơ bộ khoảng cách trục theo công thức 6.15a T2 .k H  aw  k a .(u2  1)  3 2  H  .u 2 . ba Trong đó: + ka : Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng.Theo bảng 6.5 ta được 1/3 k a  43  MPA  + T2 : Mômen xoắn trên trục hai của hộp giảm tốc, = 150692,41 +  H  Ứng suất tiếp xúc cho phép ,  H   527, 27  MPa 1/3 +  ba  0,3 tra theo bảng 6.6 SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 17
  17. Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011 + k H  Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không điều trên chiều rộng vành răng khi tải về tiếp xúc. Theo bảng 6.7 với  bd  0, 64 , ta được k H   1, 03 (sơ đồ 5) 1506 92, 41  1, 03 Suy ra: a w  43  (3  1)  3  164, 7 (mm) lấy aw  165 mm 5 27, 27 2  3  0, 3 Ta có: bw 2   ba  aw  0,3 165  49,5mm và bw1  bw2  5  55mm 4) Xách định các thông số ăn khớp Theo công thức 6.17 ta có: m  (0,01  0,02)  aw  (0,01  0,02) 165  1,65  3,3 mm Theo bảng 6.8 chọn môdul pháp m  2,5mm Chọn sơ bộ   100 , do đó cos(  )  cos(100 )  0,9848 , theo công thức 6.19 ta xác định cos(  ) 0, 9848 được số răng bánh nhỏ: z1  2  a w   2  165   32, 5 lấy z1  32 m  (u  1) 2, 5  (3  1) răng. Số răng bánh lớn được xách định theo công thức 6.20: z 2  u 2  z1  3  32  96 lấy z2  96 răng > z 2 96 Do đó tỉ số truyền thực là u 2   3 z1 32 z1  z2 32  96 cos(  )  m   2, 5   0, 97 2  aw 2  165   14,14  140 8’ 28’’ Theo công thức 6.18 ta tính lại khoảng cánh trục: z1  z2 32  96 aw  m   2, 5   165 (mm) 2  cos(  ) 2  0, 97 Ta sử dụng răng không dịch chỉnh x1 = x2 = 0  tan    0 Góc ăn khớp  tw   t  arctan   cos      20,57  20 34'3''   5) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: Theo công thức 6.33 ,ứng suất tiếp xúc trên bề mặt làm việc của răng là 2.T1.K H (u  1)  H  zM .zH .z 2 bw .u.d w1 Trong đó : SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 18
  18. Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011 + zm : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng, theo bảng 6.5 ta có z m  274 (MPA)1/3 + zH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, theo công thức 6.34 ta có 2.cos b zH  sin(2. tw ) Ở đây: b :Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở Theo công thức 6.35 ta có: tg b  cos  t  tg   cos  20,570   tg 14,140   0, 236  b  13, 27 0 Do đó ta theo công thức trên ta có 2.cos(13, 27) zH   1, 72 sin(2.20, 57) + z: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng . Xác định theo công thức 6.36c: sin    sin 14,14  Ta có    bw .  0,3 165   1,54  1  .m 2, 5   Do đó ta có z  1 1   0, 77  1, 694 Trong đó    1, 88  3, 2  1  1  cos(  )  1, 694  z1 z2  Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: aw 165 d w1  2   2  82,5 (mm) u 1 3 1 + K H : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc ,tính theo công thức 6.39 K H  K H  .K H  .K HV Với + K H  :Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra bảng 6.7 ta có K H   1,03 + K H : Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều giữa các đôi răng đồng thời ăn khớp ,trị số của kH được tra theo bảng 6.14 ta được K H  1, 03 + K HV : Hệ số kể đến ảnh hưởng của tải trọng động trong vùng ăn khớp, theo công thức 6.41 ta có: vH .bw .d w1 K HV  1  2T1 K H  K H Trong đó : d w1 .(u  1) vH   H .g 0 .v u +  H : Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp theo bảng 6.15 ta được  H  0,002 + g 0 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng,lấy g0  47 theo bảng 6.16 + v : Vận tốc vòng v   .d w1 .n1  3,14  82,5  181, 25  0, 78 (m/s). Theo bảng 6.13 ta chọn 60000 60000 cấp chính xác cho bộ truyền là 9. 82,5  4 vH  0, 002  47  0, 78   0, 67 3 SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 19
  19. Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011 Vậy ta có: 0, 67  49,5  82,5 K HV  1   1, 009 2 150692, 411,03 1, 03 KH  1,03 1,03 1, 009  1,07 Thay số vào công thức trên ta có : 2  150692, 411, 07  (3  1)  H  247 1, 72  0, 77   409, 95 (MPa) 49,5  3  82, 52 Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép: với v  5  m / s   zv  1 Ra  2,5 1,25 (  m)  zR  0,95 d a  700  mm   K XH  1 Theo 6.1 và 6.1a ta được: [ H ]  [ H ]sb  zv  za  K XH  527, 27  11 1 0,95  500,1 MPa  Ta thấy  H  409,95  [ H ]  500,1 vậy điều kiện bền tiếp xúc được đảm bảo. Để đơn giản trong quá trình tính toán ta lấy bw  50 (mm). 6) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 2  T1  K F  Y  Y  YF 1 Theo công thức 6.43 ta có:  F 1  bw  d w1  m Trong đó : + T1 :mômen xoắn trên bánh chủ động, N.mm + m : modul pháp + bw : chiều rộng vành răng bw  50 (mm) + d w1 :đường kính vòng lăn của bánh chủ động, mm + Y  1  1  0,59 hệ số kể đến sự trùng khớp của răng (với    1,694 )  1, 694 0 0 + Y  1   :hệ số kể đến độ nghiêng của răng Y  1  14,14 =0,899 140 140 + YFi : Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2  z1 32 z v1  cos3  0,973  35, 06  với  z  z 2  96  105,19  v2 cos3 0,973 Vậy theo bảng 6.18 với hệ số dịch chỉnh x1  x2  0 Ta có YF1  3, 75 ; YF2  3, 60 + KF: Hệ số tải trọng khi tính về uốn K F  K F .K F  .K FV Ở đây: SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 20
  20. Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011 + K F  : Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn ,theo bảng 6.7 ta được K F   1, 09 + K F : Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều giữa các răng khi tính về uốn ,theo bảng 6.14 ta được K F  1,12 + K FV : Hệ số kể đến ảnh hưởng của tải trọng động v .b.dm1 K FV  1  F 2T1 K F  K F aw với v F   F .g 0 .v. u Tra bảng 6.15 và 6.16 ta được: +  F  0,006 + g0  47  vF  0, 006  47  0, 78  165  1, 61 3 Vậy ta có: 1, 61  50  82, 5 K Fv  1   1, 02 2  150692, 41  1, 09  1,12  K F  1, 02 1,09 1,12  1, 245 Ta có 2  150692, 411, 245  0,59  0,899  3, 75 +  F1   72,37 (MPa) 50  82,5  2,5 YF 2 3, 6 +  F 2   F1  72,37   69, 48 (MPa) YF 1 3, 75  F 1   F 1  Ta thấy   F 2   F 2  Vậy điều kiện bền uốn được đảm bảo 7) Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải Theo công thức 6.48 ta có:  Hmax   H  k qt  [ H ]max Tmax với:  H  409, 95  MPa  ; kqt   1, 4 T Suy ra:  H max  409,95. 1, 4  485  MPA   [ H ]max  1260  MPa   F max   F .kqt  [ F ]max Suy ra: Fmax1 = F1.kqt = 72,37  1,4 = 101,32(MPA) < F1max  F max1   F 1.kqt  72,37 1, 4  101,32  MPA   [ F 1 ]max  Fmax2   F2 .k qt  69, 48  1, 4  97, 27  MPA   [ F2 ]max Vậy độ bền quá tải của răng được thỏa mãn. SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 21
ADSENSE

CÓ THỂ BẠN MUỐN DOWNLOAD

LV.01: Bộ Luận Văn Thạc Sĩ Quản Trị Kinh Doanh MBA
165 tài liệu
2069 lượt tải
THÔNG TIN
TRỢ GIÚP
HỖ TRỢ KHÁCH HÀNG
Theo dõi chúng tôi

Chịu trách nhiệm nội dung:

Nguyễn Công Hà - Giám đốc Công ty TNHH TÀI LIỆU TRỰC TUYẾN VI NA

LIÊN HỆ

Địa chỉ: P402, 54A Nơ Trang Long, Phường 14, Q.Bình Thạnh, TP.HCM

Hotline: 093 303 0098

Email: support@tailieu.vn

Giấy phép Mạng Xã Hội số: 670/GP-BTTTT cấp ngày 30/11/2015 Copyright © 2022-2032 TaiLieu.VN. All rights reserved.

 

Đồng bộ tài khoản
2=>2