zunia.vn

Tuyển sinh 2024 dành cho Gen-Z

zunia.vn

» Luận Văn - Báo Cáo

» Cơ khí - Chế tạo máy

Đồ án: Cơ sở thiết kế máy

Chia sẻ: Tran Van Dung | Ngày: | Loại File: PDF | Số trang:60

Báo xấu

1.484
lượt xem 240
download

Download Vui lòng tải xuống để xem tài liệu đầy đủ

Cơ sở thiết kế máy là một môn học nhằm nghiên cứu rồi tính toán thiết kế các tiết máy có công dụng chung. Môn học đã đưa ra những kiến thức rất cơ bản về cấu tạo,nguyên lý cũng như phương pháp tính toán các chi tiết máy có công dụng chung.Từ đó sinh viên có thể giải quyết được những bài toán thực tế lám ra các chi tiết một cách khoa học nhất. Đối với sinh viên Cơ khí thì môn học lại càng có ý nghĩa quan trọng hơn. Có thể nói đó là một kho...

Chủ đề:

Bình luận(2) Đăng nhập để gửi bình luận!

Lưu

Nội dung Text: Đồ án: Cơ sở thiết kế máy

Tr ườ ng……………………………… Khoa………………………….. ĐỒ ÁN Cơ sở thiết kế máy
Đồ án cơ sở thiết kế máy LỜI NÓI ĐẦU Cơ sở thiết kế máy là một môn học nhằm nghiên cứu rồi tính toán thiết kế các tiết máy có công dụng chung. Môn học đã đưa ra những kiến thức rất cơ bản về cấu tạo,nguyên lý cũng như phương pháp tính toán các chi tiết máy có công dụng chung.Từ đó sinh viên có thể giải quyết được những bài toán thực tế lám ra các chi tiết một cách khoa học nhất. Đối với sinh viên Cơ khí thì môn học lại càng có ý nghĩa quan trọng hơn. Có thể nói đó là một kho tàng kiến thức chuyên môn. Vì vậy việc thực hiện đồ án của môn học là một bước rất quan trọng để ta có thể tiếp cận được với tri thức, với thực tiễn. Từ đó hoàn thiện chuyên môn. Trong quá trình thực hiện đồ án, với sự hướng dẫn nhiệt tình của thầy Vũ Xuân Trường, em đã hoàn thành bản thiết kế hệ dẫn động xích tải dùng hộp giảm tốc bánh răng côn 1 cấp. Tuy vậy, với thời gian có hạn và những kiến thức còn thiếu sót nên bài làm không thể tránh khỏi những sai lầm. Rất mong nhận được sự chỉ bảo của quý thầy cô cùng bè bạn. Trong quá trình thưc hiện đồ án môn học có sử dụng các tài liệu: - Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí .Trịnh Chất –Lê Văn Uyển-T1. - Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí .Trịnh Chất –Lê Văn Uyển-T2. Em xin chân thành cảm ơn! Hưng Yên, ngày 10 tháng 04 năm 2010 Sinh viên Đặng Đức Đại Giáo viên hướng dẫn: Vũ Xuân Trường Sinh viên thực hiện: Đặng Đức Đại Lớp: CTK8LC2
Đồ án cơ sở thiết kế máy MỤC LỤC Bản thuyết minh đồ án gồm những phần chính sau: Phần I : Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền. Phần II : Tính toán thiết kế các bộ truyền. Phần III : Tính toán và kiểm nghiệm trục, chọn then. Phần IV : Tính và chọn ổ, khớp nối. Phần V : Bôi trơn ăn khớp và bôi trơn ổ trục. Phần VI : Thiết kế vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết máy khác. Phần VII : Xây dựng bản vẽ lắp và chọn kiểu lắp ghép. Giáo viên hướng dẫn: Vũ Xuân Trường Sinh viên thực hiện: Đặng Đức Đại Lớp: CTK8LC2
Đồ án cơ sở thiết kế máy TÀI LIỆU THAM KHẢO 1, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí .Trịnh Chất –Lê Văn Uyển - T1. 2, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí .Trịnh Chất –Lê Văn Uyển - T2. Giáo viên hướng dẫn: Vũ Xuân Trường Sinh viên thực hiện: Đặng Đức Đại Lớp: CTK8LC2
Đồ án cơ sở thiết kế máy II. Bộ truyền trong 2.1. Chọn vật liệu: Theo bảng 6.1- 92 [I] chọn: Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241…285, có σb1 = 850 MPa, σch1 = 580MPa Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 , có σb2 = 850 MPa, σch2 = 580MPa 2.2. Phân phối tỉ số truyền: ubr = 3,4 2.3. Xác định ứng suất cho phép Theo bảng 6.2 với thép 45, tôi cải thiện đạt rắn HB 180…350 o s H lim = 2HB + 70 SH = 1,1 o s Flim = 1,8 HB SF = 1,75 o o s H lim và s Flim là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho Trong đó phép ứng với số chu kì cơ sở SH , SF là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB1 = 275; độ rắn bánh răng lớn HB2 = 260 o o s H lim1 = 2HB1 + 70 = 2.275 + 70 = 620MPa s Flim1 = 1,8 . 275 = 495 MPa o o s H lim 2 = 2HB2 + 70 = 2.260 + 70 = 590MPa s Flim 2 = 1,8 . 260 = 468MPa Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc NHO = 30 H 2,4 (CT 6.5 – 93) [I] HB NHO1 = 30 H 2,4 = 30.2752,4 = 2,15.107 => HB1 NHO2 = 30 H 2,4 = 30.2602,4 = 1,88.107 => HB2 Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương 3 T  = 60.c ∑  i  .ni .t i NHE ( CT 6.7 – 93) [I] T   max  2 3 2 => NHE1 = 60.1.354,62.24000.( 13. + 0,83. +0,3 3 . ) 7 7 7 Giáo viên hướng dẫn: Vũ Xuân Trường Sinh viên thực hiện: Đặng Đức Đại Lớp: CTK8LC2
Đồ án cơ sở thiết kế máy = 26 . 107 > NHO1 . Do đó hệ số tuổi thọ KHL1 = 1 2 3 2 => NHE2 = 60.1.104,3. 24000.( 13. + 0,83. +0,3 3 . ) 7 7 7 = 7,7.10 7 > NHO2 => KHL2 = 1  σ ° H lim  Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σH] =  .Z R .Z V .K xH .K HL (CT 6.1 – 91) [I]    SH  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. Chọn sơ bộ ZR.Zv.KxH = 1 620 => [σH]1 = 1,1 .1= 563, 6 MPa 590 [σH]2 = 1,1 .1= 536, 4 MPa Vậy để tính bộ truyền bánh răng côn răng thẳng ta lấy [σH] = [σH]2 = 536,4 MPa mF T  NFE = 60.c ∑  i  .ni .t i Theo ( CT 6.8 – 93) [I] T   max  2 3 2 NFE1 = 60.1.354,62. 24000.( 16. + 0,86. +0,3 6 . ) = 20,3. 107 > NFO = 4.106 . 7 7 7 Do đó KFL1 = 1 2 3 2 NFE2 = 60.1.104,3. 24000.( 16. + 0,86. +0,3 6 . ) = 5,98. 107 > NFO = 4.106. 7 7 7 => KFL2 = 1  σ ° F lim  Theo ( CT 6.2 – 92) [I] [σ F ] =  .YR .YS .K xF .K FC .K FL    SF  Với KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải. Với bộ truyền quay 1 chiều KFC =1 YR : hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng YS: hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất Giáo viên hướng dẫn: Vũ Xuân Trường Sinh viên thực hiện: Đặng Đức Đại Lớp: CTK8LC2
Đồ án cơ sở thiết kế máy KxF : hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn Chọn sơ bộ YR.YS.KxF = 1 495.1.1 => [σF]1 = 1, 75 = 283 MPa 468.1.1 => [σF]2 = 1, 75 = 267 MPa Ứng suất quá tải cho phép [σH]max = 2,8. σch2 = 2,8. 580 = 1624 MPa [σF1]max = 0,8. σch1 = 0,8. 580 = 464 MPa [σF2]max = 0,8. σch2 = 0,8. 580 = 464 MPa 2.4. Tính toán bộ truyền bánh răng a. Xác định chiều dài côn ngoài: T1 .K Hβ R E = K R . u 2 + 1.3 (1 − K be ).K be .u [σ H 2 ] (CT 6.52a – 112) [I] Với KR = 0,5 Kd : hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng Với bộ truyền động bánh côn răng thẳng bằng thép Kd = 100 MPa1/3 Kbe : hệ số chiều rộng vành răng Kbe = 0,25…0,3. Chọn Kbe = 0,25 KHβ : hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng bánh răng côn. Tra bảng 6.21 – 113 [I] với K .u 0,25.3,4 => 2 − K = 2 − 0,25 = 0,48 be be Và trục bánh côn lắp trên ổ đũa, sơ đồ I, HB
Đồ án cơ sở thiết kế máy 2 RE 2.170,28 d e1 = = = 96,09 (mm) u +1 3,4 2 + 1 2 Tra bảng 6.22 – 114 [I] được z1p = 19 Với HB < 350 z1 = 1,6. z1p = 1,6.19 = 30,4 răng Chọn z1 = 31 răng. Đường kính trung bình và môđun trung bình: Theo CT 6.54 – 114 [I]: dm1 = (1 – 0,5Kbe) de1 = (1 - 0,5. 0,25).96,09 = 84,07 (mm) d 84,07 Theo CT 6.55 – 114 [I]: mtm = z = 31 = 2,71 (mm) m1 1 Mô đun vòng ngoài theo CT 6.56 – 115 [I] m 2,71 mte = 1 − 0,5.K = 1 − 0,5.0,25 = 3,09 mm tm be Theo bảng 6.8 – 99 [I] lấy trị số tiêu chuẩn mte = 3mm . Do đó: mtm = mte . (1 - 0,5Kbe) = 3.(1 – 0,5. 0,25) = 2,625 mm d m1 84,07 z1 = = = 32,02 . Lấy z1 = 32 răng mtm 2,625 Lấy z2 = 109 răng => z2 = u1.z1 = 32 .3,4 =108,8 z 109 Tính lại tỉ số truyền: um = z = 32 = 3,4 2 1 Góc côn chia z 32 δ1 = arctg z = arctg 109 = 16,36 = 160 21’39’’ 1 2 δ2 = 90 0 – δ1 = 900 –160 21’39’’ = 73038’21” Theo bảng 6.20 – 112 [I], với z1 = 32, chọn hệ số dịch chỉnh đều x1 = 0,31 x2 = - 0,31 Đường kính trung bình của bánh nhỏ: dm1 = z1. mtm = 32 .2,625 = 84 (mm) Chiều dài côn ngoài : Giáo viên hướng dẫn: Vũ Xuân Trường Sinh viên thực hiện: Đặng Đức Đại Lớp: CTK8LC2
Đồ án cơ sở thiết kế máy z1 + z 2 2 = 0,5 . 3. 32 + 109 = 170,40 mm 2 2 Re = 0,5 mte 2 c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Theo CT 6.58 – 115 [I] ứng suất tiếp xúc 2 2T1.K H . u1 +1 [σH] = Z M Z H Z e 0,85.bd 2 u m1 Trong đó: ZM: Hệ số kế đến cơ tính của vật liệu ăn khớp Tra bảng 6.5 – 96 [I] ZM = 274 MPa1/3 ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Với x1 + x2 = 0 tra bảng 6.12 – 106 [I] được ZH = 1,76 Zε: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Với bánh côn răng thẳng 4 - ea ea : hệ số trùng khớp ngang Theo CT 6.59a – 115 [I] : Zε = 3 Theo CT 6.38b – 105 [I] 1 1 1 1 ea = [1,88 – 3,2.  +  ]cosβm = [1,88 – 3,2.  +  ].1 = 1,75 z   32 109   1 z2  4 − 1,75 => Zε = = 0,866 3 KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc Theo CT 6.39 – 106 [I] KH = KHβ. KHα. KHv K Hβ : Hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. Theo bảng 6.21 – 113 [I] Chọn : KHβ = 1,14 KHα : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. Với bánh răng côn thẳng KHα = 1 KHv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp v bd H m1 KHv = 1 + 2T K K 1 Hb Ha d m1 .(u + 1) vH = δ H .g 0 .v. Trong đó (CT 6.64 – 116) [I] u Giáo viên hướng dẫn: Vũ Xuân Trường Sinh viên thực hiện: Đặng Đức Đại Lớp: CTK8LC2
Đồ án cơ sở thiết kế máy π .d m1 .n1 3,14.84.354,62 = = 1,55 (m/s) Với v= 60000 60000 Theo bảng 6.13 – 106 [I] với bánh răng côn răng thẳng, v = 1,55 (m/s) ≈ 1,5 (m/s) => chọn cấp chính xác 9. σH: Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp Theo bảng 6.15 – 107 [I] chọn σH = 0,006 go : Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2 Theo bảng 6.16 – 107 [I] chọn go = 73 84.(1 + 3,4) = 7,07 (m/s) => vH = 0,006.73.1,55. 3,4 KHv: Hệ số xét đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp v H . bd m1 KHv = 1 + 2. T K K Hβ Hα 1 Trong đó b: chiều rộng vành răng b = Kbe. Re = 0,25. 170,4 = 42,6 mm 7,07.42,6.84 => KHv =1 + = 1,12 2.90486.1,14.1 => KH = 1,14 . 1. 1,12 = 1,56 Thay các giá trị vừa tính vào ta được: 2.90486.1,56. 3,4 2 + 1 = 448,7 MPa σ H = 274.1,76.0,866. 0,85.42,6.84 2.3,4 [σ’H] = σ H .Z R .Z v .K xH Với [σ’H] là độ bền tiếp xúc cho phép Với Ra = 2,5…1,25 μm => ZR = 0,95 da < 700 mm => KxH = 1 v < 5 m/s => Zv = 1 => [σ’H] = 536,4.0,95.1.1 = 509,58 MPa ⇒ σ H = 448,7 < [σ ' H ] = 509,58 Vậy thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc; Giáo viên hướng dẫn: Vũ Xuân Trường Sinh viên thực hiện: Đặng Đức Đại Lớp: CTK8LC2
Đồ án cơ sở thiết kế máy Do đó có thể lấy chiều rộng vành răng b = 45 mm d. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Điều kiện bền uốn: 2.T1 .K F .Yε .Yβ .YF 1 [σ’F] = (CT 6.65 – 116) [I] 0,85. b. mtm .d m1 Trong đó KF : Hệ số tải trọng khi tính về uốn K F = K Fβ .K Fα .K Fv Với K Fβ là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng K Fβ = 1,29 (tra ở trên) K Fα : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. Tra bảng 6.14 – 107 [I] với bánh răng côn thẳng K Fα = 1,37 K Fv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp ν F .b.d m1 KFv = 1 + 2T .K .K 1 Fβ Fα d m1 ( u +1) Với ν F = δ F .g 0 .v (CT 6.64 – 116) [I] u δF : tra bảng 6.15 – 107 [I] δF = 0,016 go : tra bảng 6.16 – 107 [I] go = 73 84.(3,4 + 1) = 18,87(m / s) => vF = 0,016 . 73 .1,55 . 3,4 18,87.42,6.84 KFv = 1 + 2.90486.1,29.1,37 = 1,21 Do đó KF = 1,29. 1,37. 1,21 = 2,13 Yb : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng Với răng thẳng Yb = 1 YF1, YF2 : hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2 Số răng tương đương Giáo viên hướng dẫn: Vũ Xuân Trường Sinh viên thực hiện: Đặng Đức Đại Lớp: CTK8LC2
Đồ án cơ sở thiết kế máy z 32 32 zv1 = cos δ = cos16°21'39' ' = 0,9595 = 33,35 1 1 z 109 109 zv2 = cos δ = cos 73°38'21' ' = 0,2816 = 387,07 1 1 x1 = 0,31 x2 = - 0,31 => Tra bảng 6.18 – 109 [I] được YF1 = 3,80 YF2 = 3,60 1 1 => Yε = e = 1, 76 = 0,568 εα = 1,76 a Thay các giá trị vừa tính được: 2.90486.2,13.0,568.1.3,8 σ F1 = = 104,20 MPa
Đồ án cơ sở thiết kế máy Theo các công thức trong bảng 6.19 – 111 [I] Đường kính chia ngoài de1 = mte . z1 = 3 . 32 = 96 mm de2 = mte . z2 = 3 . 109 = 327 mm δ1 = 160 21’39’’ δ2 = 73038’21” Góc côn chia: Chiều cao đầu răng ngoài hae1 = (hte + xn1.cosβm).mte βm : góc nghiêng của răng. βm = 0 hte = cosβm = cos 0 = 1 xn1 = x1 = 0,31 => hae1 = (1 + 0,31.1).3 = 3,93 (mm) hae2 = 2. hte.mte – hae1 = 2.1.3 – 3,93 = 2,07 (mm) Chiều cao chân răng ngoài hfe1 = he – hae1 Với he: chiều cao răng ngoài với c = 0,2 mte he = 2.hte. mte + c => he = 2. 1. 3 + 0,2. 3 = 6,6 (mm) => hfe1 = 6,6 – 3,93 = 2,67 (mm) hfe2 = he – hae2 = 6,6 – 2,07 = 4,53 (mm) Đường kính đỉnh răng ngoài: dae1 = de1 + 2.hae1. cos δ1 = 96 – 2. 3,93. 0,9595 = 88,45 (mm) dae2 = de2 + 2.hae2. cos δ2 = 327 – 2. 2,07. 0,2816 = 325,83 (mm) Giáo viên hướng dẫn: Vũ Xuân Trường Sinh viên thực hiện: Đặng Đức Đại Lớp: CTK8LC2
Đồ án cơ sở thiết kế máy TÍNH ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG I. 1. Chọn động cơ  Công suất Công suất động cơ chọn cần thỏa mãn yêu cầu: Pđc > Pct với β Pt Ptđ = Pct = η = Plv η Fv 9000.0,4 = = 3,6 (kW) Ta có: Plv = (CT 2.11- 20) [1] 1000 1000 2 P  ∑  Pi    1  = 1,4 2. 2 + 12. 2 + 0,8 2. 3 + 0,3 2. 2 = 0,77 β= ∑ ti 7.3600 7 7 7 Từ công thức 2.9 – 19 [1] ta có: η = η Kη đ η brη olη xη ot 2 Theo bảng 2.3 - 19 [1] ta có: η ol = 0,99 η br = 0,97 η ot = 0,99 η đ = 0,95 η x = 0,93 Với η ol ,η ot ,η x ,η br ,η đ lần lượt là hiệu suất của cặp ổ lăn, ổ trượt, xích, cặp bánh răng, đai.Hiệu suất nối trục di động η K = 0,99 Vậy η = 0,99 . 0,95 . 0,99.0,992 . 0,93 . 0,99 = 0,82. Do đó: 3,6.0,77 = 3,37 (kW). Pct = 0,82  Xác định sơ bộ số vòng quay động cơ điện Theo công thức 2.17 - 21 [1]. Số vòng quay của xích tải: 60000 60000 nlv = z.t = 23.50,8 = 21,35 (vòng/phút) Theo công thức 2.15 -21 [1], tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống dẫn động là: usb= usbhộp. usbxích= usbbánh răng. usbtrụcvít. usbxích Từ bảng 2.4 -21 [1] chọn usbbánh răng = 3,4 usbđai =4 usbxích =2 ⇒ usb = 3,4.4.2 = 27,2 Giáo viên hướng dẫn: Vũ Xuân Trường Sinh viên thực hiện: Đặng Đức Đại Lớp: CTK8LC2
Đồ án cơ sở thiết kế máy Theo CT 2.18 - 21 [1] số vòng quay sơ bộ động cơ là: nsb = usb . nct = 27,2.51,35 = 1396,72 (vòng/phút) Vậy chọn số vòng quay đồng bộ động cơ là nđb = 1420 (vòng/phút) Từ bảng P1.3 – 236 [1] với Pct = 3,37 kW, nđb = 1420 (vòng/phút) Ta chọn động cơ có ký hiệu 4A100L4Y3 có Pđc = 4,0 kW, nđc = 1420 vòng/phút, η = 84% ,cos ϕ = 0,84 mm Tk T = 2,2 > mm = 1,4 Tdn T 2. Phân phối tỉ số truyền  Tỉ số truyền chung Ta có công thức tính tỉ số truyền chung: n đc 1420 ut = n = 51,35 = 27,65 = uhộp . ungoài lv chọn sơ bộ uđ = 4, u br = 3,4 ut 27,65 ⇒ uxích = = 2,03 = nlv 4.3.4 2,03 − 2 Kiểm nghiệm: ∆u x = = 1,5% ( Thỏa mãn ) 2  Phân phối tỉ số truyền Vậy ta có: u đ = 4 , u br = 3,4 u x = 2 3. Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục Kí hiệu: Trục 1 là trục nối bánh răng - đĩa xích nhỏ Trục 2 là trục nối đĩa xích lớn - xích tải Ta có: a. Công suất: Pt = Ptđ = β .Plv = 0,82.3,6 = 2,95( KW ) Pt 2,95 P2 = = = 3,2( KW ) (kW) η ot .η x 0,99.0,93 P 3,2 P1 = 2 2 = = 3,36 (kW) η ol .η br 0,99 2.0,97 P1 3,36 Pđc = = = 3,57 (kW) η k .η đ 0,9.0,95 b. Số vòng quay: n2 = u x .nlv = 2,03.51,35 = 104,24 (vòng/phút) n1 = u br .n2 = 3,4.104,24 = 354,41 (vòng/phút) Giáo viên hướng dẫn: Vũ Xuân Trường Sinh viên thực hiện: Đặng Đức Đại Lớp: CTK8LC2
Đồ án cơ sở thiết kế máy n đc = u đ .n1 = 4.354,41 = 1417,64 (vòng/phút) c. Momen các trục: P Áp dụng công thức: Ti = 9,55.10 . n 6 i i 6 P1 9,55.10 .3,36 T1 = 9,55.10 6. = ≈ 90486 (N.mm) n1 354,62 P2 9,55.10 6.3.2 T2 = 9,55.10 6. = ≈ 293000 (N.mm) n2 104,3 ' Pđc 9,55.10 6.3,57 Tlv = 9,55.10 6. = ≈ 24043 (N.mm) nđc 1418 Pct 9,55.10 6.3,37 Tct = 9,55.10 6. = ≈ 626748 (N.mm) nct 51,35 Ta có bảng sau: Trục Động cơ I II Công tác Thông số Công suất P (KW) 3,57 3,36 3,20 3,0 Tỉ số truyền 4 3,4 2,03 u Số vòng quay 1418 354,41 104,3 51,35 n (Vòng/phút) Momen xoắn 24043 90486 293000 626748 T(N.mm) Giáo viên hướng dẫn: Vũ Xuân Trường Sinh viên thực hiện: Đặng Đức Đại Lớp: CTK8LC2
Đồ án cơ sở thiết kế máy PHẦN II: TÍNH TOÁN CÁC BỘ TRUYỀN I, Bộ truyền ngoài 1, Truyền động đai Ta có: Công suất trên bánh đai nhỏ: Pđc = 3,62( KW ) Số vòng quay trên bánh đai nhỏ: nđc = 1397( KW ) Dựa vào hình 4.1-59 [1], ta chọn loại đai thường tiết diện loại A Tính toán thông số đai loại A: - Đường kính bánh đai nhỏ : d1 = 100 − 200(mm) . Chọn d1 = 140(mm) π .d1 .n1 π .140.1397 = 10,24(m / s ) < V mã = 25( m / s) - Vận tốc đai: v = = 60000 60000 Đường kính bánh đai lớn: d 2 = d1 .u.(1 − ε ) CT 4.2 – 53 [1] - Trong đó: Hệ số trượt : ε = 0,01 Tỉ số truyền: u = 4 d 2 = d1 .u.(1 − ε ) =140.4.(1-0,01) = 554,4(mm) Chọn d 2 = 560(mm) theo tieu chuẩn d2 560 Tỉ số truyền: u đ = d .(1 − ε 0 = 140.(1 − 0,01) = 4,04 1. 4,04 − 4 Sai số: ∆u đ = 4,04 .100% = 0,99% < 3% ( thỏa mãn) - Khoảng cách trục a : Theo bảng 4.14 – 60 [1] a u đ = 4,04 ⇒ = 0,95 ⇒ a = 0,95.d 2 = 0,95.560 = 532(mm) d2 Điều kiện của a: 0,55.(d1 + d 2 ) ≤ a ≤ 2.(d1 + d 2 ). (4.14 – 60)[1] ⇒ 0,55.(140 + 560) < a < 2.(140 + 560). 385
Đồ án cơ sở thiết kế máy II. Bộ truyền trong 2.1. Chọn vật liệu: Theo bảng 6.1- 92 [I] chọn: Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241…285, có σb1 = 850 MPa, σch1 = 580MPa Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 , có σb2 = 850 MPa, σch2 = 580MPa 2.2. Phân phối tỉ số truyền: ubr = 3,4 2.3. Xác định ứng suất cho phép Theo bảng 6.2 với thép 45, tôi cải thiện đạt rắn HB 180…350 o s H lim = 2HB + 70 SH = 1,1 o s Flim = 1,8 HB SF = 1,75 o o s H lim và s Flim là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho Trong đó phép ứng với số chu kì cơ sở SH , SF là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB1 = 275; độ rắn bánh răng lớn HB2 = 260 o o s H lim1 = 2HB1 + 70 = 2.275 + 70 = 620MPa s Flim1 = 1,8 . 275 = 495 MPa o o s H lim 2 = 2HB2 + 70 = 2.260 + 70 = 590MPa s Flim 2 = 1,8 . 260 = 468MPa Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc NHO = 30 H 2,4 (CT 6.5 – 93) [I] HB NHO1 = 30 H 2,4 = 30.2752,4 = 2,15.107 => HB1 NHO2 = 30 H 2,4 = 30.2602,4 = 1,88.107 => HB2 Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương 3 T  = 60.c ∑  i  .ni .t i NHE ( CT 6.7 – 93) [I] T   max  2 3 2 => NHE1 = 60.1.354,62.24000.( 13. + 0,83. +0,3 3 . ) 7 7 7 = 26 . 107 > NHO1 . Do đó hệ số tuổi thọ KHL1 = 1 Giáo viên hướng dẫn: Vũ Xuân Trường Sinh viên thực hiện: Đặng Đức Đại Lớp: CTK8LC2
Đồ án cơ sở thiết kế máy 2 3 2 => NHE2 = 60.1.104,3. 24000.( 13. + 0,83. +0,3 3 . ) 7 7 7 = 7,7.10 7 > NHO2 => KHL2 = 1  σ ° H lim  Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σH] =  .Z R .Z V .K xH .K HL (CT 6.1 – 91) [I]    SH  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. Chọn sơ bộ ZR.Zv.KxH = 1 620 => [σH]1 = 1,1 .1= 563, 6 MPa 590 [σH]2 = 1,1 .1= 536, 4 MPa Vậy để tính bộ truyền bánh răng côn răng thẳng ta lấy [σH] = [σH]2 = 536,4 MPa mF T  NFE = 60.c ∑  i  .ni .t i Theo ( CT 6.8 – 93) [I] T   max  2 3 2 NFE1 = 60.1.354,62. 24000.( 16. + 0,86. +0,3 6 . ) = 20,3. 107 > NFO = 4.106 . 7 7 7 Do đó KFL1 = 1 2 3 2 NFE2 = 60.1.104,3. 24000.( 16. + 0,86. +0,3 6 . ) = 5,98. 107 > NFO = 4.106. 7 7 7 => KFL2 = 1  σ ° F lim  Theo ( CT 6.2 – 92) [I] [σ F ] =  .YR .YS .K xF .K FC .K FL    SF  Với KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải. Với bộ truyền quay 1 chiều KFC =1 YR : hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng YS: hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất KxF : hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn Giáo viên hướng dẫn: Vũ Xuân Trường Sinh viên thực hiện: Đặng Đức Đại Lớp: CTK8LC2
Đồ án cơ sở thiết kế máy Chọn sơ bộ YR.YS.KxF = 1 495.1.1 => [σF]1 = 1, 75 = 283 MPa 468.1.1 => [σF]2 = 1, 75 = 267 MPa Ứng suất quá tải cho phép [σH]max = 2,8. σch2 = 2,8. 580 = 1624 MPa [σF1]max = 0,8. σch1 = 0,8. 580 = 464 MPa [σF2]max = 0,8. σch2 = 0,8. 580 = 464 MPa 2.4. Tính toán bộ truyền bánh răng a. Xác định chiều dài côn ngoài: T1 .K Hβ R E = K R . u 2 + 1.3 (1 − K be ).K be .u [σ H 2 ] (CT 6.52a – 112) [I] Với KR = 0,5 Kd : hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng Với bộ truyền động bánh côn răng thẳng bằng thép Kd = 100 MPa1/3 Kbe : hệ số chiều rộng vành răng Kbe = 0,25…0,3. Chọn Kbe = 0,25 KHβ : hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng bánh răng côn. Tra bảng 6.21 – 113 [I] với K .u 0,25.3,4 => 2 − K = 2 − 0,25 = 0,48 be be Và trục bánh côn lắp trên ổ đũa, sơ đồ I, HB

CÓ THỂ BẠN MUỐN DOWNLOAD

LV.09: Bộ Luận Văn Tốt Nghiệp Chuyên Ngành Quản Trị Kinh Doanh

81 tài liệu

1643 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.