zunia.vn

Tuyển sinh 2024 dành cho Gen-Z

zunia.vn

» Luận Văn - Báo Cáo

» Cơ khí - Chế tạo máy

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

Chia sẻ: _ _ | Ngày: | Loại File: PDF | Số trang:55

Báo xấu

59
lượt xem 13
download

Download Vui lòng tải xuống để xem tài liệu đầy đủ

Đồ án "Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn" 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 Cơ kỹ thuật, Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật, Vẽ thiết kế bằng máy tính ...; 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. Mời các bạn cùng tham khảo!

Chủ đề:

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

Lưu

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

Đồ án Chi Tiết Máy Đề số 4 – Phƣơng án 1 GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc TRƢỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP. HCM KHOA CƠ KHÍ BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY ĐỒ ÁN MÔN HỌC: CHI TIẾT MÁY Sinh viên thực hiện:THÂN TRỌNG KHÁNH ĐẠT . MSSV:20800418 Ngành đào tạo: Chế tạo máy Giáo viên hƣớng dẫn: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc. Ngày hoàn thành: Ngày bảo vệ: ĐỀ TÀI Đề số 4: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN Phương án số:01 Hệ thống dẫn động thùng trộn gồm: SVTH: Thân Trọng Khánh Đạt – MSSV:20800418 Trang 1
Đồ án Chi Tiết Máy Đề số 4 – Phƣơng án 1 GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 1- Động cơ điện 3 pha không đồng bộ; 2- Nối trục đàn hồi; 3- Hộp giảm bánh răng trụ 2 cấp đồng trục; 4- Bộ truyền xích ống con lăn; 5- thùng trộn. Số liệu thiết kế: Công suất trên trục thùng trộn, P(KW)=3kw : Số vòng quay trên trục thùng trộn, n(v/p) =42: Thời gian phục vụ, L(năm)=5 : Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ. (1 năm làm việc 250 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ). Chế độ tải: T1 = T ; t1=60 giây; T2 =0.82T ; t2=12 giây YÊU CẦU 01 thuyết minh, 01 bản vẽ lắp A0; 01 bản vẽ chi tiết. NỘI DUNG THUYẾT MINH 1. Xác định công suất động cơ và phân bố tỉ số truyền cho hệ thống truyền động. 2. Tính toán thiết kế các chi tiết máy: a. Tính toán các bộ truyền hở (đai hoặc xích). b. Tính các bộ truyền trong hộp giảm tốc (bánh răng, trục vít). c. Vẽ sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền và tính giá trị các lực d. Tính toán thiết kế trục và then. e. Chọn ổ lăn và nối trục. f. Chọn thân máy, bu lông và các chi tiết phụ khác. 3. Chọn dung sai lắp ghép. 4. Tài liệu tham khảo. SVTH: Thân Trọng Khánh Đạt – MSSV:20800418 Trang 2
Đồ án Chi Tiết Máy Đề số 4 – Phƣơng án 1 GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc MỤC LỤC Trang MỤC LỤC ............................................................................................................................. 3 LỜI NÓI ĐẦU ...................................................................................................................... 5 PHẦN 1: XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN .......... 6 1.1. Chọn động cơ ............................................................................................................... 6 1.2. Phân bố tỷ số truyền ..................................................................................................... 7 1.3. Bảng đặc tính ............................................................................................................... 8 PHẦN 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY .................................................... 9 2.1. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH ỐNG CON LĂN ....................................................... 9 2.1.1. Xác định thông số xích và bộ truyền ...................................................................... 10 2.1.2. Tính kiểm nghiệm xích về độ bền .......................................................................... 11 2.1.3. Đƣờng kính đĩa xích .............................................................................................. 11 2.1.4. Xác định lực tác dụng lên trục ................................................................................ 12 2.2. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG ..................................................................... 12 2.2.1. Cấp chậm:bánh răng trụ răng nghiêng .................................................................... 12 2.2.1.1. Chọn vật liệu .................................................................................................. 12 2.2.1.2. Xác định hệ số tuổi thọ .................................................................................. 13 2.2.1.3. Giới hạn mỏi tiếp xúc và giới hạn mỏi uốn ..................................................... 14 2.2.1.4. Ứng suất cho phép .......................................................................................... 14 2.2.1.5. Chọn hệ số ...................................................................................................... 15 2.2.1.6. Xác định sơ bộ khoảng cách trục..................................................................... 15 2.2.1.7. Modun răng, góc nghiêng răng, tỉ số truyền .................................................... 15 2.2.1.8. Các thông số hình học chủ yếu bộ truyền bánh răng........................................ 16 2.2.1.9. Giá trị các lực tác dụng lên bộ truyền .............................................................. 16 2.2.1.10. Chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng bánh răng .......................................... 17 2.2.1.11. Chọn hệ số tải trọng động ............................................................................. 17 2.2.1.12. Kiểm nghiệm độ bền ..................................................................................... 18 2.2.1.13. Các thông số và kích thƣớc bộ truyền bánh răng nghiêng.............................. 19 2.2.2. Cấp nhanh: bánh răng trụ răng nghiêng .................................................................. 20 SVTH: Thân Trọng Khánh Đạt – MSSV:20800418 Trang 3
Đồ án Chi Tiết Máy Đề số 4 – Phƣơng án 1 GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 2.2.2.1. Chọn vật liệu .................................................................................................. 21 2.2.2.2. Xác định hệ số tuổi thọ .................................................................................. 21 2.2.2.3. Giới hạn mỏi tiếp xúc và giới hạn mỏi uốn ..................................................... 21 2.2.2.4. Ứng suất cho phép .......................................................................................... 22 2.2.2.5. Chọn hệ số ...................................................................................................... 22 2.2.2.6. Xác định sơ bộ khoảng cách trục..................................................................... 23 2.2.2.7. Modun răng, góc nghiêng răng, tỉ số truyền .................................................... 23 2.2.2.8. Các thông số hình học chủ yếu bộ truyền bánh răng........................................ 24 2.2.2.9. Giá trị các lực tác dụng lên bộ truyền .............................................................. 34 2.2.2.10. Chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng bánh răng .......................................... 24 2.2.2.11. Chọn hệ số tải trọng động ............................................................................. 24 2.2.2.12. Kiểm nghiệm độ bền ..................................................................................... 25 2.2.2.13. Các thông số và kích thƣớc bộ truyền bánh răng nghiêng.............................. 26 2.3. THIẾT KẾ TRỤC – CHỌN THEN .............................................................................. 26 2.3.1. Chọn vật liệu chế tạo các trục ................................................................................ 26 2.3.2. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực .......................................... 27 2.3.3. Xác định lực tác dụng lên trục................................................................................ 27 2.3.4. Chọn then bằng và kiểm nghiệm then .................................................................... 36 2.3.5. Kiểm nghiệm trục .................................................................................................. 37 2.4. TÍNH TOÁN Ổ LĂN – NỐI TRỤC ............................................................................. 38 2.4.1. Tính chọn nối trục đàn hồi ..................................................................................... 38 2.4.2. Tính chọn ổ lăn ...................................................................................................... 39 PHẦN 3: CHỌN THÂN MÁY, BULONG VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ ................................... 46 1. Xác định kích thƣớc của vỏ hộp ....................................................................................... 46 2. Các chi tiết phụ khác ........................................................................................................ 47 3. Chọn Bulong .................................................................................................................... 50 4. Dung sai và lắp ghép ........................................................................................................ 54 TÀI LIỆU THAM KHẢO ...................................................................................................... 55 SVTH: Thân Trọng Khánh Đạt – MSSV:20800418 Trang 4
Đồ án Chi Tiết Máy Đề số 4 – Phƣơng án 1 GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 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 nƣớc. 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 sƣ 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 nhƣ sản xuất. Đối với các hệ thống truyền động thƣờng gặp thì hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu. Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí 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 nhƣ Cơ kỹ thuật, Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật, Vẽ thiết kế bằng máy tính ...; 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 nhƣ 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 Cơ khí, đây là điều rất cần thiết với một sinh viên cơ khí. Em chân thành cảm ơn thầy PGS.TS NGUYỄN HỮU LỘC, các thầy cô và các bạn trong 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 đƣợc ý kiến từ thầy cô và các bạn. Sinh viên thực hiện Thân Trọng Khánh Đạt SVTH: Thân Trọng Khánh Đạt – MSSV:20800418 Trang 5
Đồ án Chi Tiết Máy Đề số 4 – Phƣơng án 1 GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc Phần 1: XÁC ĐỊNH CÔNG SUÂT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 1.1. CHỌN ĐỘNG CƠ: 1.1.1. Chọn hiêu suất của hệ thống:  Hiệu suất truyền động:   knbr1br 2xol  0,99.0,98.0,98.0,95.0,994  0,8677 4  Với: kn  0,99 : hiệu suất nối trục đàn hồi br1  0,98 : hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 1. br 2  0,98 : hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 2.  x  0,95 : hiệu suất bộ truyền xích ống con lăn ol  0,99 : hiệu suất ổ lăn. 1.1.2. Tính công suất cần thiết:  Công suất tính toán: 2 2 2 2  T1   T2  T   0,82T    t1    t2  T  .60   T  .12 Ptt  Ptd  Pmax T  T   3      2,917  kW  (1.1) t1  t2 60  12 Ptt 2,917  Công suất cần thiết: Pct    3,362  kW   0,8677 1.1.3. Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ:  Số vòng quay trên trục công tác: nlv=42 (vòng/phút)  Chọn sơ bộ tỷ số của hệ thống: uch  uh .ux  16.2  32 uh  16  : tæ soá truyeàn cuûa hoäp giaûm toác baùnh raêng truï hai caáp  8  40  Với  ux  2  : tæ soá truyeàn cuûa boä truyeàn xích  2  5 SVTH: Thân Trọng Khánh Đạt – MSSV:20800418 Trang 6
Đồ án Chi Tiết Máy Đề số 4 – Phƣơng án 1 GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc  Số vòng quay sơ bộ của động cơ: nsb  nlv . uch  42 . 32  1344  voøng phuùt  1.1.4. Chọn động cơ điện:  Pñc  Pct  3,362  kW    Động cơ điện có thông số phải thỏa mãn:  nñc  nsb  1344  voøng phuùt    Tra bảng 235 tài liệu (*) ta chọn:  Pñc  4 , 0  kW   Động cơ 4A100L4Y3   nñc  1420  voøng phuùt   1.2. PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN:  Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động: nñc 1420 uch    33,809 nlv 42  Tra bảng 3.1 trang 43 Tài liệu (*) ta chọn tỷ số truyền hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục: u  4 : tæ soá truyeàn cuûa caëp baùnh raêng caáp nhanh  uh  16  u1  u2  uh  4 vôùi  1 u2  4 : tæ soá truyeàn cuûa caëp baùnh raêng caáp chaäm   Vậy tỷ số truyền của bộ truyền xích: uch 33,809 ux    2,1126 u1 .u2 5,23.3,06 1.3. BẢNG ĐẶC TRỊ: 1.3.1. Phân phối công suất trên các trục: Pmax 3  P3    3.190  kW  ol . x 0,99.0,95 P3 3,190  P2    3,288  kW  olbr 2 0,99.0,98 P2 3,288  P 1   3,389  kW  olbr1 0,99.0,98 SVTH: Thân Trọng Khánh Đạt – MSSV:20800418 Trang 7
Đồ án Chi Tiết Máy Đề số 4 – Phƣơng án 1 GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc P 3,389  Pñctt  1   3,458  kW  olkn 0,99.0,99 1.3.2. Tính toán số vòng quay trên các trục:  n1  nñc  1420 (voøng / phuùt) n1 1420  n2    355  voøng phuùt  u1 4 n2 355  n3    88,75  voøng phuùt  u2 4 1.3.3. Tính toán moomen xoắn trên các trục: Pñctt 3,458  Tñc  9,55.106  9,55.106   23256,27  Nmm  nñc 1420 P 3,389  T1  9,55.106 1  9,55.106   22 792,22  Nmm  n1 1420 P2 3,288  T2  9,55.106  9,55.106   88451,83  Nmm  n2 355 P3 3,190  T3  9,55.106  9,55.106   343261,97  Nmm  n3 88,75 P 3  T4  9,55.106  9,55.106   682 142,86  Nmm  n3 42 1.3.4. Bảng đặc tính: Trục Thông số Động cơ I II III IV Công suất (kW) 3,458 3,389 3,288 3,190 3 Tỷ số truyền u 4 4 2,1126 Số vòng quay 1420 1420 355 88,75 42 (vòng/phút) Momen xoắn 23 256,27 22 792,22 88 451,83 343 261,97 682 142,86 (Nmm) SVTH: Thân Trọng Khánh Đạt – MSSV:20800418 Trang 8
Đồ án Chi Tiết Máy Đề số 4 – Phƣơng án 1 GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc PHẦN 2 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY 2.1. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH: 2.1.1. Chọn loại xích:  Công suất trên đĩa xích nhỏ của bộ truyền xích chính là công suất trên trục 3: P3=3,190 (Kw), với số vòng quay đĩa xích nhỏ n3=88,75 (vòng/phút)  Vì số vòng quay thấp, tải trọng va đập nhẹ nên ta chọn loại xích ống con lăn 2.1.2. Thông số bộ truyền:  Theo bảng 5.4 Tài liệu (*), với u=2,1126, chọn số răng đĩa xích nhỏ z1  27 , do đó số răng đĩa xích lớn z2  z1.ux  27.2,1126  57  zmax  120 .  Theo công thức (5.3) tài liệu (*), công suất tính toán: P  P .k.kz .kn  3,190.1,95.0,926.2, 254  12,98 kw t 3 Trong đó: với z1=27, kz=25/27=0,926; với n01= 200 (vg/ph), kn=n01/n3=200/88,75=2,254 Theo công thức (5.4) và bảng 5.6 Tài liệu (*): k  k0 .ka .kñc .kñ .kc .kbt  1.1.1.1,2.1,25.1,3  1,95 Với: k0=1: đƣờng tâm của xích làm với phƣơng nằm ngang 1 góc < 400 . ka=1: khoảng cách trục a=(3050)pc. kđc=1: điều chỉnh bằng 1 trong các đĩa xích. kđ=1,2: tải trọng động va đập nhẹ. kc=1,25: làm việc 2 ca 1 ngày. kbt=1,3: môi trƣờng có bụi, chất lƣơng bôi trơn II (đạt yêu cầu).  Theo bảng 5.5 Tài liệu (*) với n01=200 (vng/ph), chọn bộ truyền xích 1 dãy có bƣớc xích pc=31,75mm thỏa mãn điều kiện bền mòn: Pt  [P]  19,3 (kw)  Đồng thời theo bảng (5.8), bƣớc xích pc=31,75mm
Đồ án Chi Tiết Máy Đề số 4 – Phƣơng án 1 GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 2  a z1 + z 2  z 2 - z1  pc 2 1270 27  57  57  27  31, 75 2 2 x + +        122,57 pc 2  2π  a 31, 75 2  2π  1270   Lấy số mắt xích chẳn x=122, tính lại khoảng cách trục theo công thức (5.13) tài liệu (*)  z1 + z 2  z1 + z 2  2  z 2 - z1   2 a = 0,25  pc   X c - +  Xc -  - 2    2  2   π      57+27  27+57  2  57- 27   2  0,25  31,75  122 - + 122-  - 2   1261 mm  2  2   π      Để xích không chịu lực căng quá lớn, giảm a 1 lƣợng bằng: a  0,003.a  4mm , do đó a=1261-4=1257mm.  Số lần va đập của xích: Theo (5.14) tài liệu (*) z1  n1 27  88,75 i   1,31  [i]  25 (baûng 5.9 taøi lieäu (*)) 15  Xc 15.122 2.1.3. Tính kiểm nghiệm xích về độ bền: Q  Theo (5.15) tài liệu (*): s  k d Ft  F0  FV Với : - Theo bảng 5.2 tài liệu (*), tải trọng phá hỏng Q=88500N, khối lƣợng 1m xích q=3,8kg - kđ=1,2 (Tải trọng va đập nhẹ, tải trọng mở máy bằng 150% tải trọng làm việc). Z1.p.n1 27.31,75.88,75 - v   1,2680(m / s) 60000 60000 - Lực vòng: Ft=1000.P/v=1000.3,190/1,2680=2515,8N - Lực căng do lực li tâm: FV=q.v2=3,8.1,26802=6,11N; - Lực căng do trọng lƣợng nhánh xích bị động sinh ra: F0=9,81.kf.q.a=9,81.4.3,8.1,257=187,43N (Với kf=4 khi bộ truyền nằm ngang nghiêng 1 góc
Đồ án Chi Tiết Máy Đề số 4 – Phƣơng án 1 GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc Theo bảng 5.10 với n=200vg/ph, [s]=8,5. Vậy s>[s]: bộ truyền xích đảm bảo đủ bền. 2.1.4. Xác định thông số đĩa xích:  Đƣờng kính đĩa xích: Theo công thức (5.17) tài liệu (*) và bảng 14.4b:  d1=p/sin(π/z1)=31,75/sin(π/27)=273,49mm ; d2=p/sin(π/z2)=31,75/sin(π/57)=576,35mm.(Đƣờng kính vòng chia)  da1=p[0,5+cotg(π/Z1)]=287,51mm; da2=p[0,5+cotg(π/Z2)]=591,35mm (Đƣờng kính vòng đỉnh răng).  df1=d1-2r=273,49-2.9,62=254,25mm và df2=d2-2r=576,35-2.19,05=538,25 (với bán kính đáy r=0,5025d1+0,05=0,5025.19,05+0,05=9,62mm và d1=19,05mm bảng 5.2 sách (*))  Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức (5.18) tài liệu (*):  Đĩa xích 1:  H  0,47. k r .(Ft .K ñ  Fvñ ).E / (A.k d ) 1  0,47. 0,41.(2515,8.1,2  3,69).2,1.105 / (262.1)  468,5MPa Với: Ft=2516,4N : lực vòng. kr=0,41: hệ số ảnh hƣởng số răng xích (Với z1=27). Kđ=1,2: hệ số tải trọng động (Tải động, va đập nhẹ) Fvđ1=13.10-7n1.p3.m=13.10-7.88,75.31,753.1=3,69N: lực va đập trên m dãy xích. E=2E1E2/(E1+E2)= 2,1.105 Mpa A=262mm2: diện tích của bản lề (bảng 5.12 sách (*))   H  468,5  [ H ] . Do đó ta dùng thép 435 tôi cải thiện HB170 có 1 1 [ H ]=500MPa> H sẽ đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1. 1  Đĩa xích 2:  H  0,47. k r .(Ft .K ñ  Fvñ ).E / (A.k d ) 2  0,47. 0,41.(2515,8.1,2  1,75).2,1.105 / (262.1)  468,3MPa Với: Ft=2515,8N : lực vòng. SVTH: Thân Trọng Khánh Đạt – MSSV:20800418 Trang 11
Đồ án Chi Tiết Máy Đề số 4 – Phƣơng án 1 GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc kr=0,23: hệ số ảnh hƣởng số răng xích (Với z2=57). Kđ=1,2: hệ số tải trọng động (Tải động, va đập nhẹ) Fvđ2=13.10-7n2.p3.m=13.10-7.42.31,753.1=1,75 N: lực va đập trên m dãy xích. E=2E1E2/(E1+E2)= 2,1.105 Mpa A=262mm2: diện tích của bản lề (bảng 5.12 sách (*))   H  468,3  [ H ] . Do đó ta dùng thép 45 tôi cải thiện HB170 có 2 2 [ H ]=500MPa> H sẽ đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 2. 1 2.1.5. Xác định lực tác dụng lên trục:  Fr = kx.Ft = 1,15.2515,8=6.107.kx.P/Z.p.n =2893,2 (N) Với kx =1,15 hệ số kể đến trọng lƣợng xích, khi nghiêng 1 góc < 400 Ft=2515,8 N: Lực vòng.  Lực căng do lực li tâm: FV=q.v2=3,8.1,26772=6,107 N;  Lực căng do trọng lƣợng nhánh xích bị động sinh ra: F0=9,81.kf.q.a=9,81.4.3,8.1,257=187,43 N (Với kf=4 khi bộ truyền nằm ngang nghiêng 1 góc
Đồ án Chi Tiết Máy Đề số 4 – Phƣơng án 1 GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc Do bộ truyền có tải trọng trung bình, không có yêu cầu gì đặc biệt. Theo bảng 6.1 tài liệu (*) ta chọn vật liệu cặp bánh răng nhƣ sau:  Bánh chủ động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có σb1=850Mpa, σch1=580Mpa, ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB1=245HB.  Bánh bị động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 có σb2=750Mpa, σch1=450Mpa, ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB2=230HB. 2.2.1.2. Xác định ứng suất cho phép:  Số chu kì làm việc cơ sở: - N HO1  30HB12,4  30.2602,4  1,87.107  chu kì  - N HO 2  30HB2  30.2302,4  1,40.107  chu kì  2,4 - N FO1  N FO 2  4.106  chu kì  - Tuổi thọ: Lh  5.250.2.8  20000  giôø  Số chu kì làm việc tƣơng đƣơng, xác định theo sơ đồ tải trọng m /2  Ti  H N HE1  60c  T   ni ti  max   T 3 60  0,82T  12  3 -  60 .1.      . 355 . 20000  T  60  12  T  60  12     39,41.10  chu kì  7 N HE1 39,41.107 - N HE 2    9,85.107  chu kì  u 4 m  Ti  H N FE1  60c   T  ni ti   max   T 6 60  0,82T  12  6 -  60 .1.      .355.20000  T  60  12  T  60  12     37,66.10  chu kì  7 N FE1 37,66.107 - N FE 2    9,41.107  chu kì  u 4 SVTH: Thân Trọng Khánh Đạt – MSSV:20800418 Trang 13
Đồ án Chi Tiết Máy Đề số 4 – Phƣơng án 1 GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc  N HE1  N HO1  N  N HO 2 - Ta thấy  HE 2 nên chọn N HE  N HO để tính toán.  N FE1  N FO1 N  N  FE 2 FO 2 - Suy ra KHL1  KHL 2  KFL1  KFL 2  1  ỨNG SUẤT CHO PHÉP: Theo bảng 6.2 tài liệu (*) với thép 45, tôi cải thiện:  Giới hạn mỏi tiếp xúc:  0 H lim  2HB  70 ; SH=1,1 - Bánh chủ động:  0 H lim1  2HB1  70  2.245  70  560 MPa - Bánh bị động:  0 H lim2  2HB2  70  2.230  70  530 MPa  Giới hạn mỏi uốn:  0 F lim  1,8HB - Bánh chủ động:  o F lim1  1,8HB1  1,8 . 245  441 MPa  - Bánh bị động:  o F lim2  1,8HB2  1,8 . 230  414  MPa   Ứng suất tiếp xúc cho phép : 0,9 K HL - Tính toán sơ bộ :  H    o H lim   với sH  1,1 (Thép 45 tôi cải thiện) nên sH K 1  H 1    0 H lim1 HL1  560    509,09  MPa  sH 1,1 K 1  H 2    0 H lim 2 HL 2  530    481.82  MPa  sH 1,1  H 1    H 2  509,09  481,82 -   H          495,45  MPa  2 2  Ứng suất uốn cho phép :  o F lim K FC  F     K FL sF Với K FC  1 (do quay 1 chiều), sF  1,75 – tra bảng 6.2 tài liệu (*) 441 414   1,75 .1  252  MPa  và  F1    1,75 .1  236,57  MPa   F 2    SVTH: Thân Trọng Khánh Đạt – MSSV:20800418 Trang 14
Đồ án Chi Tiết Máy Đề số 4 – Phƣơng án 1 GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc  ỨNG SUẤT QUÁ TẢI CHO PHÉP:  H   2,8 ch2  2,8.450  1260Mpa   max - [ F1 ]max  0,8 ch1  0,8.580  464Mpa [ F2 ]max  0,8 ch2  0,8.450  360Mpa 2.2.1.3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục: Theo công thức (6.15a) tài liệu (*) ta có: T2 K H  88 451,83 .1,05 aw  Ka  u1  1 3  43  4  1 3  133  mm   ba  H  u1 2 0,4 . 495.452 . 4   Với:  Ka=43: hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng (Bảng 6.5 tài liệu (*)).  T1=88 451,83Nmm: momen xoắn trên trục bánh chủ động.   ba  0,4 ;  bd  0,53 ba (u1  1)  0,53.0,4.(4  1)  1,06  KH   1,05 :trị số phân bố không đều tải trọng trên chiều rông vành răng. Với  bd  1,06 tra bảng 6.7 tài liệu (*).  Với kết quả aw tính đƣợc ta chọn khoảng cách trục tiêu chuẩn aw=160mm. 2.2.1.4. Xác định các thông số ăn khớp:  mn   0,01  0,02  aw  1,6  3,2  mm  , theo bảng trị số tiêu chuẩn 6.8 tài liệu (*) chọn mn  2, 5  mm  Chọn sơ bộ góc nghiêng răng   100  Theo (6.31) tài liệu (*) số răng bánh nhỏ: 2aw .cos    2.160.cos(10) z1    25,2 lấy z1=25 (răng) mn (u  1) 2,5.(4  1)  Số răng bánh lớn: z2  u1.z1  4.25  100 (răng) z2 100  Do đó tỉ số truyền thực : um    4  u1 z1 25 SVTH: Thân Trọng Khánh Đạt – MSSV:20800418 Trang 15
Đồ án Chi Tiết Máy Đề số 4 – Phƣơng án 1 GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc mn  u  1 z1 2,5.  4  1 . 25  Góc nghiêng răng:   arccos  arccos  12,430 2aw 2 .160 2.2.1.5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: Theo công thức (6.33) tài liệu (*) ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc: Z M Z H Z 2T1K H  um  1 H  dw1 bw u Trong đó:  ZM=274 Mpa1/3 : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp (Bảng 6.5 tài liệu (*)).  ZH: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: Theo công thức (6.34) tài liệu (*) 2 cos  b 2 cos11,670 ZH    1,73 sin 2 t w  sin 2.20,440  Với:  b : góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở b  acrtg[cos(t ).tg  ]=acrtg[cos(20.440 ).tg12,430 ]=11,670 với bánh răng nghiêng tg tg 200 không dịch chỉnh  t   tw  acrtg[ ]=acrtg[ ]  20,440 (với  t là góc cos cos12,43 0 profin răng và  tw là góc ăn khớp)  Z  : Hệ số kể dến sự trùng khớp của răng, xác định nhƣ sau: bw .sin(  ) aw . ba .sin(  ) 160.0,4.sin(12.430 ) - Hệ số trùng khớp doc:       1.75  1 m m  .2,5 - Hệ số trùng khớp ngang: 1 1 1 1   [1,88  3,2(  )].cos =[1,88  3,2(  )].cos(12,430 )  1,68 z1 z2 25 100 1 1 - Do đó theo công thức (6.36c) tài liệu (*): Z    0.77  1,68  KH - hệ số tải trọng khi tính tiếp xúc: Theo CT (6.39) tài liệu (*): K H  K H K H  K Hv - K H   1,05 : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. SVTH: Thân Trọng Khánh Đạt – MSSV:20800418 Trang 16
Đồ án Chi Tiết Máy Đề số 4 – Phƣơng án 1 GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc - Theo (6.40) tài liệu (*), vận tốc vòng của bánh chủ động:  d w1.n1  .64.355 v   1.19 (m / s) . Trong đó đƣờng kính vòng lăn bánh chủ 60000 60000 2aw 2.160 động d w1    64 (mm) . um  1 4  1 - Với v=1.19 (m/s) < 2,5 (m/s) theo bảng 6.13 tài liệu (*) dùng cấp chính xác 9 ta chọn K H  1,13 . - Theo ct (6.42) tài liệu (*), ta có:  H   H .g0 .v. aw / um  0,002.73.1,19. 160 / 4  1,1 với  H  0,002 : hệ số kể đến ảnh hƣởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15 tài liệu (*)); g0=73: hệ số kể đến ảnh hƣởng của sai lệch bƣớc răng bánh 1 và 2 (bảng 6.16 tài liệu (*)). vH .bw .d w1 1,1.64.64 - K Hv  1  1  1.02 2.T2 .K H  .K H 2.88 451,83.1,05.1,13 - Vậy K H  K H  .K H .K HV  1,05.1,13.1,02  1.21 2aw 2.160  Đƣờng kính vòng lăn bánh nhỏ: d w1    64mm um  1 4  1   Bề rộng vành răng : bw  aw . ba  0,4.160  64 (mm) Z M Z H Z 2T2 K H  um  1 H  dw1 bw um 274.1,73.0,77 2.88451,83.1,21.  4  1   368,75 MPa (1) 64 64.4  Theo (6.1) với v=1.04 (m/s) < 5 (m/s), Z v=1, với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mực tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công độ nhám Ra=2,5μm do đó ZR=0,95; với vòng đỉnh bánh răng da
Đồ án Chi Tiết Máy Đề số 4 – Phƣơng án 1 GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 2T2YF1 Ft K FY Y - Điều kiện bền uồn  F    F  bwd w1mn  Xác định số răng tƣơng đƣơng: z1 25 z2 100 zv1    27 zv 2    107 cos  cos 12, 430 3 3 cos  cos 12, 430 3 3  Theo bảng 6.7 tài liệu (*), K F   1,16 ; theo bảng 6.14 với v=1.19 (m/s) < 2,5 (m/s) và cấp chính xác 9, K F  1,37 , theo (6.47) tài liệu (*) hệ số  F   F .g0 .v. aw / um  0,006.73.1,19. 160 / 4  3,29 (trong đó  F  0,006 theo bảng 6.15; g0=73 theo bảng 6.16. Do đó theo (6.46) vF .bw .d w1 3,29.64.64 K Fv  1  1  1.04 2.T2 .K F  .K F 2.88 451,83.1,16.1,37 Vậy K F  K H  .K H .K HV  1,16.1,37.1,04  1,65  Hệ số dạng răng YF theo bảng 6.18 tài liệu (*) - Đối với bánh dẫn: YF 1  4 - Đối với bánh bị dẫn: YF 2  3, 6 1 1  Y    0,6 : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.  1,68 0 12,430  Y  1  1  0,91: hệ số kể đến độ nghiêng của răng. 140 140  Với m=2.5 mm, YS=1,08 – 0,0695ln(2,5)=1,022; YR=1 (bánh răng phay); KxF=1 (da
Đồ án Chi Tiết Máy Đề số 4 – Phƣơng án 1 GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc YF 2 3,6 -  F 2   F1  62,25.  56 MPa  [ F 2 ]  241,77 MPa YF 1 4 2.2.1.7. Kiểm nghiệm răng về quá tải: Với hệ số quá tải: Kqt=Tmax/T=1  Theo (6.48) tài liệu (*) ứng suất tiếp quá tải:  H max  [ H ]. Kqt  368,75. 1  368,75MPa  [ H ]max  1260MPa  Theo (6.49) tài liệu (*): -  F1max   F1.Kqt  62,25.1  62,25  [ F1 ]max  464MPa -  F 2max   F1.Kqt  56.1  56MPa  [ F 2 ]max  360MPa 2.2.1.8. Bảng thông số và kích thước bộ truyền: Thông số Gía trị Khoảng cách trục aw2=160mm Modul pháp mn=2,5mm Chiều rộng vành răng bw3=64+5=69 và bw4=64 Tỷ số truyền um=4 Góc nghiêng răng β=12,43 Số răng bánh răng z1=25 z2=100 Hệ số dịch chỉnh x1=0 x2=0 Đƣờng kính vòng chia d1=m.z1/cosβ=64 d2=256 Đƣờng kính đỉnh răng da1=d1+2m=69 da2=261 Đƣờng kính đáy răng df1=d1-2,5m=57,75 df2=249,75 Góc profin răng t  20,440 Góc ăn khớp  w  20,440 2.2.2. Cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh: 2.2.2.1. Chọn vật liệu: Do bộ truyền có tải trọng trung bình, không có yêu cầu gì đặc biệt. Theo bảng 6.1 tài liệu (*) ta chọn vật liệu cặp bánh răng nhƣ sau: SVTH: Thân Trọng Khánh Đạt – MSSV:20800418 Trang 19
Đồ án Chi Tiết Máy Đề số 4 – Phƣơng án 1 GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc  Bánh chủ động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có σb1=850Mpa, σch1=580Mpa, ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB1=245HB.  Bánh bị động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 có σb2=750Mpa, σch1=450Mpa, ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB2=230HB. 2.2.2.2. Xác định ứng suất cho phép:  Số chu kì làm việc cơ sở: - N HO1  30HB12,4  30.2602,4  1,87.107  chu kì  - N HO 2  30HB2  30.2302,4  1,40.107  chu kì  2,4 - N FO1  N FO 2  4.106  chu kì  - Tuổi thọ: Lh  5.250.2.8  20000  giôø  Số chu kì làm việc tƣơng đƣơng, xác định theo sơ đồ tải trọng m /2  Ti  H N HE1  60c  T   ni ti  max   T 3 60  0,82T  12  3 -  60 .1.      . 355 . 20000  T  60  12  T  60  12     39,41.10  chu kì  7 N HE1 39,41.107 - N HE 2    9,85.107  chu kì  u 4 m  T  H N FE1  60c  i  ni ti T   max   T 6 60  0,82T  12  6 -  60 .1.      .355.20000  T  60  12  T  60  12     37,66.10  chu kì  7 N FE1 37,66.107 - N FE 2    9,41.107  chu kì  u 4 SVTH: Thân Trọng Khánh Đạt – MSSV:20800418 Trang 20

CÓ THỂ BẠN MUỐN DOWNLOAD

LV.11: Bộ Luận Văn Tốt Nghiệp Chuyên Ngành Tài Chính Ngân Hàng

172 tài liệu

843 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.