zunia.vn

Tuyển sinh 2024 dành cho Gen-Z

zunia.vn

» Luận Văn - Báo Cáo

» Cơ khí - Chế tạo máy

Đồ án Thiết kế sản phẩm với CAD: Chi tiết máy đóng trục

Chia sẻ: Buivancuong Buivancuong | Ngày: | Loại File: DOCX | Số trang:68

Báo xấu

133
lượt xem 26
download

Download Vui lòng tải xuống để xem tài liệu đầy đủ

Đồ án Thiết kế sản phẩm với CAD sau đây gồm 7 phần, bao gồm: Tính toán động học hệ dẫn động cơ khí, thiết kế bộ truyền bánh răng, thiết kế trục, chọn ổ lăn, tính mối ghép then, các chi tiết phụ. Tham khảo nội dung đồ án để hiểu rõ các nội dung trên.

Chủ đề:

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

Lưu

Nội dung Text: Đồ án Thiết kế sản phẩm với CAD: Chi tiết máy đóng trục

Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD Mục lục Trang 1
Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD PHẦN 1 TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ 1.1. CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN 1.1.1. Chọn kiểu, loại động cơ Chọn động cơ điện để dẫn động máy móc hay các thiết bị công nghệ là giai đoạn đầu tiên của quá trình thiết kế. Vi ệc ch ọn động c ơ có ảnh hưởng lớn đến việc lựa chọn, thiết kế hộp giảm tốc, các điều ki ện sản xuất, điều kiện về kinh tế… Do đó việc chọn đúng loại động cơ rất quan trọng. Động cơ điện: gồm có loại động cơ 1 chiều và loại động cơ xoay chiều. + Động cơ điện một chiều : là loại động cơ có ưu điểm là có thể thay đổi trị số của mô men và vận tốc góc ở phạm vi rộng, khởi động êm, hãm và xoay chiều dễ dàng. Tuy nhiên loại này khó ki ếm, giá thành cao, phải tăng thêm vốn đầu tư để dặt các thiết bị chỉnh lưu. + Động cơ điện xoay chiều: có loại động cơ xoay chiều một pha và loại động cơ điện xoay chiều ba pha. Động cơ điện xoay chiều một pha thì có công suất nh ỏ, ch ỉ s ử dụng trong sinh hoạt. Trong công nghiệp thường dùng loại động cơ ba pha đồng bộ và không đồng bộ. So với loại động cơ ba pha không đồng bộ thì động c ơ ba pha đồng bộ có vận tốc góc không đổi, thiết bị tương đối phức tạp, gia thành cao vì cần thiết bị khởi động. Thường chì sử dụng cho các trường hợp công suất lớn, ít phài mở máy và dừng máy. Động cơ ba pha không đồng bộ gồm có hai kiểu: kiểu roto dây cuốn và kiểu roto lồng sóc. Loại động cơ không đồng bộ kiểu dây cuốn cho phép đi ều ch ỉnh tốc độ trong phạm vi nhỏ, có dòng điện mở máy th ấp nh ưng cos ϕ thấp, giá thành cao, vận hành phức tạp do đó chỉ dùng trong một phạm vi hẹp. Loại động cơ không đồng bộ kiểu lồng sóc có k ết c ấu đ ơn gi ản, giá thành hạ, dễ bảo dưỡng, có thể trực tiếp đầu với lưới điện ba pha mà không cần biến đổi dòng. Nhưng hiệu suất và hệ số cos ϕ thấp hơn so với loại động cơ ba pha đồng bộ, không điều chỉnh được vận tốc. Trang 2
Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD Nhờ có những ưu điểm trên đáp ứng được các yêu cầu cơ bản về chọn loại động cơ. Do đó, ta chọn loại động cơ điện ba pha không đồng bộ kiểu dây quấn. 1.1.2. Chọn công suất động cơ Công suất động cơ được chọn theo điều kiện nhi ệt đ ộ nh ằm đ ảm bảo cho nhiệt độ của động cơ khi làm việc không lớn hơn trị s ố cho phép. Để đảm bảo điều kiện đó nó phải thỏa mãn yêu cầu sau: (kw) Trong đó: - Công suất định mức trên trục của động cơ. – Công suất đẳng trị trên trục động cơ. Với tải trọng không đổi thì công suất đẳng trị trên trục động cơ được xác định: Với : Trong đó: - Giá trị công suất làm việc động cơ - Giá trị công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác - Hiệu suất chung toàn bộ truyền. Ta có: - Hiệu suất của bộ truyền: Với : - là hiệu suất của ổ - hiều suất của bánh răng - hiệu suất của khớp nối Chọn giá trị hiệu suất theo bảng ta có 0,99 0,97 1 Vậy ta có: Trang 3
Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD Công suất làm việc của động cơ: 1.1.3. Chọn động số vòng quay đồng bộ của động cơ Số vòng quay của trục động công tác: Ta có với hệ băng tải: D : Đường kính tang băng tải. v : vận tốc vòng quay của băng tải (m/s). Ta có: (v/ph) Xác định số vòng quay đồng bộ nên dùng cho động cơ. Chọn sơ bộ số vòng quay đồng bộ (v/ph) (kể đến hiệu suất trượt thì v/p) Khi đó tỷ số truyền sơ bộ của hệ thống : Tra bảng 1.2 ta thấy nằm trong khoảng tỉ số truyền nên dùng (8…40) đối với truyền động bánh răng trụ hộp giảm tốc hai cấp. 1.1.4. Chọn động cơ thực tế Căn cứ vào công suất đẳng trị đã tính toán được tra bảng P1.1[1] ta chọn động cơ K180M4. Với bảng thông số kỹ thuật của động cơ đã chọn là. Tên động cơ Công Vận tốc (%) Cosϕ suất (KW) quay (V/ph) K180M4 15 1450 0,88 87,5 5,5 1,6 1.1.5. Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải động cơ a. Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ Khi khởi động động cơ cần sinh ra một công suất đủ lớn để thắng được sức ỳ của hệ thống. Do đó phải tiến hành kiểm tra điều kiện mở máy của động cơ. Điều kiện mở máy: Trang 4
Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD Trong đó: là công suất mở máy của động cơ (kw) : là công suất ban đầu của động cơ (kw) Ta thấy điều kiện mở máy của động cơ thỏa mãn. b. Kiểm tra điều kiện qua tải cho động cơ Với sơ đồ tải trọng không đổi thì không cần kiểm tra điều ki ện quá tải cho động cơ vì trong suốt quá trình làm vi ệc t ải tr ọng không th ể lớn hơn được công suất cho phép. 1.2. Phân phối tỉ số truyền Tỉ số truyền chung của toàn hệ thống: Trong đó: ndc: số vòng quay của động cơ đã chọn. (v/ph) ndc= 1450 (v/ph) nct :số vòng quay của trục động công tác (v/ph). Ta có: Mà: Với uh; tỉ số truyền các bộ truyền trong hộp giảm tốc ung: tỉ số truyền ngoài hộp giảm tốc. ung=1 1.2.1. Tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc Ta có: tỉ số truyền ngoài hộp ung = 1 1.2.2. Tỉ số truyền của bộ truyền trong hộp Ta có => Đối với HGT bố trí đồng trục như trên ta có thể tính tỉ số truyền bộ truyền cấp nhanh u1 theo công thức sau: Vậy ta có Trang 5
Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD 1.3. Tính toán các thông số trên trục 1.3.1. Tính công suất trên trục Công suất danh nghĩa trên trục động cơ tính theo công thức sau. Công suất danh nghĩa trên các trục I,II và III xác định theo công thức sau. Công suất trên trục công tác. 1.3.2. Tính số vòng quay của các trục Tốc độ quay của trục I. Tốc độ quay của trục II: (v/ph) Tốc độ quay của trục III: (v/ph) Tốc độ quay của trục công tác: (v/ph) 1.3.3. Tính mô men xoắn trục Mô men xoắn trục được xác định dựa vào công thức sau. Mô men xoắn trên trục I: Mô men xoắn trên trục II: (N.mm) Mô men xoắn trên trục III: (N.mm) Mo men xoắn trên trục công tác: (N.mm) Trang 6
Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD 1.3.4. Lập bảng kết quả Các kết quả tính ở trên là số liệu đầu vào cho các phần tính toán sau. Ta có bảng số liệu các thông số: Trụ Đ/cơ I II III Công tác c Công suất (kw) 14,405 14,261 13,695 13,152 13,02 Tỷ số 1 7,839 2,306 1 truyền (-) Số vòng quay(v/ph) 1450 1450 184,67 80,214 80,214 Mô men (Nmm) 93928,4 707084,926 1565771,8 1550114,175 8 9 Trang 7
Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD PHẦN 2 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 2.1. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM 2.1.1. Chọn vật liệu Để đảm bảo khả năng chịu tải, tính công nghệ, điều kiện sản xuất, tính kinh tế cho việc chế tạo và thiết kế hộp giảm tốc.Vì vậy, ta phải chọn loại vật liệu cho phù hợp. Đây là loại HGT có công suất trung bình do đó chỉ cần chọn vât liệu nhóm I, có độ rắn , bánh răng được thường hóa hoặc tôi cải thiện. Nhờ có độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện, bộ truyền có khả năng chạy mòn. Tra bảng 6.1[1] ta chọn loại vật liệu: Loại Nhãn Nhiệt Độ rắn Giới hạn Giới hạn bánh răng hiệu thép luyện bền chảy (MPa) (MPa) Nhỏ 45 Tôi cải HB192…240 750 450 thiện Lớn 45 Tôi cải HB192…240 750 450 thiện 2.1.2. Ứng suất cho phép Ứng suất tiếp xúc cho phép [] và ứng suất uốn cho phép[] được xác định: Với: ZR: Hệ số kể đến ảnh hưởng độ nhám bề mặt răng làm việc Trang 8
Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD Zv : Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng KxH: Hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng KHL,KFL: Hệ số tuổi thọ YR : Hệ số kể đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt lượn chân răng YS: Hệ số kể đến ánh hưởng đến độ nhạy của vật liệu tới sự tập trung ứng suất KxF: Hệ số kể đến ảnh hưởng kích thước bánh răng tới độ bền uốn KFC: Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc đặt tải Khi tính toán sơ bộ: Do đó ta có: Trong đó: và là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với sô chu kỳ cơ sở. Tra bảng 6.2[1] ta có trị số của và Ứng suất tiếp xúc ứng với số chu kỳ cơ sở :=2HB+70 Hệ số an toàn khi tính tiếp xúc : =1,1 Ứng suất uốn cho phép ứng với cố chu kỳ cơ sở : =1,8HB Hệ số an toàn khi tính về uốn : =1,75 Chọn độ rắn bánh nhỏ : HB3 = 230 Chọn độ rắn bánh lớn : HB4 = 215 Như vậy ta có: Đối với bộ truyền quay một chiều, tải trọng một phía thì KFC =1 Ta có: ; Trang 9
Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD Với mH,mF : Là bậc của đường cong tiếp xúc, đường cong uốn. Với vật liệu có thì: mH= 6,mF = 6 NHO: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc Bánh nhỏ: Bánh lớn: NFO: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn ; NFO= 4.106 đối với các loại thép. NHE,NFE: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Vì tải không đổi ta có: Với c là số lần ăn khớp trong một vòng quay, c =1 (vì tải trọng một chiều nên trong một vòng quay một đôi răng ăn khớp một lần) n: số vòng quay trong một phút : Tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét Ta có (chu kỳ) (chu kỳ) Ta thấy : NHE > NHO, NFE > NFO. Ta chọn NHE = NHO, NFE =NFO. KHL = KFL =1 Vậy ta có ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ và lớn làn lượt là: (MPa); (MPa) Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ và lớn làn lượt là: (MPa); (MPa) Do là hộp giảm tốc sử dụng bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng nên ta có thể lấy trung bình giá trị của hai bánh để tính toán. Vậy ứng suất cho phép của cấp chậm là: Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: Ứng suất uốn cho phép khiu quá tải: Trang 10
Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD 2.1.3. Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng 2.1.3.1. Khoảng cách trục Hộp giảm tốc đồng trục nên ta có khoảng cách trục cấp chậm cũng như cấp nhanh. Do cấp chậm chịu momen xoắn lớn hơn nên tính toán khoảng cách trục aw2 cho cấp chậm, cấp nhanh sẽ lấy theo cấp chậm để đảm bảo trục cấp nhanh không thừa bền. Ứng với : hệ số chiều rộng vành răng là tỉ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục. Tra bảng 6.6[1] ta chọn = 0,4. : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng. Tra bảng 6.5[1] Ta chọn = 43(MPa)1/3 : hệ số kể đến sự phân bộ không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng . Với hệ số Tra bảng 6.7[1] ta chọn =1,05 Ta có: Ta chọn : = 220(mm) 2.1.3.2. Xác định các thông số ăn khớp a. Xác định mô đun Tra bảng trị số tiêu chuẩn của modun (bảng 6.8[1]) ta chọn mm. b. Chiều rộng vành răng Công thức quan hệ: Chọn sơ bộ = 140 c. Số răng Số răng bánh nhỏ: Trang 11
Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD Chọn Chọn =99 Ta có tỉ số truyền thực: Góc nghiêng: d. Tính các thông số truyền khác. Dựa vào bảng 6.11[1] + Khoảng cách trục : + Đường kính vòng chia : + Đường kính vòng lăn: + Đường kính đỉnh răng: + Đường kính chân răng : + Góc profin gốc + Đường kình cơ sở: + Góc profin răng: + Góc ăn khớp: + Hệ số trùng khớp dọc: + Hệ sô trùng khớp ngang : 2.1.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau. 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 : Góc nghiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở. Trang 12
Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc Trong đó: : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. Trị số cấp chính xác phụ thuộc vào vận tốc vòng : Tra bảng 6.13[1] ta chọn cấp chính xác theo ta được cấp chính xác là 9. Từ đó tra bảng 6.14[1] ta chọn , Ta có: với hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp. Tra bảng 6.15[1] ta có : =0,002 : hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2. Tra bảng 6.16[1] ta có : =73 Vậy ta có Vậy ta có ứng suất tiếp xúc trên mặt răng Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép [σH]CX = [σH].Zv.ZR.KxH Trong đó : [σH] = (MPa) Với v = 1,66 (m/s) < 5 (m/s),độ rắn bề mặt răng HB < 350 ⇒ lấy Zv = 1 Đường kính vòng đỉnh da < 700 (mm) ⇒ lấy KxH = 1 Với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5 ÷ 1,25 (µm) ⇒ lấy ZR = 0,95 ⇒ [σH]CX = 468,19.1.0,95.1 = 444,78 (MPa) Như vậy σH < [σH]CX do đó thoả mãn độ bền tiếp xúc chênh lệch: Trang 13
Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD Ta chọn và chọn để đảm bảo quá trình ăn khớp tải trọng phân bố đều. 2.1.5. Kiểm nghiệm răng độ bền uốn Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép: Trong đó: TII = 707084,926 – momen xoắn trên bánh chủ động, Nmm; m - modun pháp, mm; bw – chiều rộng vành răng, mm; bw = 88 mm. dw3 - đường kính vòng lăn bánh chủ động, mm; dw3 = 132,61 mm : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng với là hệ số trùng khớp ngang : hệ số kể đến độ nghiêng của răng. YF3, YF4 : là hệ số dạng răng của bánh 3 và 4, chúng phụ thuộc vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh Số răng tương đương : tra bảng 6.18 [ 1] với bánh răng không cần dịch chỉnh nên ta có hệ số dịch chỉnh là x = 0 Tra bảng 6.18[1] ta được : YF3 = 3,70, YF4 = 3,61 Tra bảng 6.7[1] ta có với sơ đồ HGT đồng trục, trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng được Tra Bảng 6.14[1] : trị số hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn với bánh răng thẳng KFα = 1,27 (v
Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD Ta có : ta có hệ số tải trọng tính uốn Vậy ứng suất sinh ra tại chân bánh răng chủ động Ứng suất sinh ra tại chân bánh răng bị động • xác định chính xác ứng suất uốn cho phép : với m = 3 (mm) ⇒YS = 1,08 - 0,0695ln(3) = 1,0036 YR = 1,1 : phụ thuộc độ nhám KxF = 1 vì da < 400(mm) [σF3]CX = [σF3]YRYSKxF =236,57. 1,1 . 1,0036 . 1 = 261,177 (MPa) > σF3 [σF4]CX = [σF4]YRYSKxF =221,14. 1,1 . 1,0036 . 1 = 244,144 (MPa) > σF4 ⇒ Vậy thoả mãn điều kiện độ bền uốn 2.1.6. Kiểm nghiệm răng về quá tải Khi làm việc răng có thể bị quá tải (thí dụ như lúc mở máy , hãm máy ..) với hệ số quá tải •ứng suất tiếp xúc cực đại : < [σH]max = 1260 (MPa) •thoả mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt. •ứng suất uốn cực đại : < [σF3]max = 360 (MPa)s < [σF4]max = 360 (MPa) => đã thoả mãn điều kiện phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng. Trang 15
Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD 2.1.7. Bảng Các thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm Thông số Giá trị Đơn vị Thông số Giá trị Đơn vị aw 220 mm h 5,625 ψba 0,4 β 14,4 độ bw3 93 mm α 20 độ bw4 88 mm αt = αtw 20,58 độ Z3 43 Răng εα 1,72 Z4 99 Răng εβ 2,32 ut 2,302 v 1,28 m/s mn 3 mm σH 441,46 MPa d3 133,24 mm σF3 114,04 MPa d4 306,76 mm σF4 111,26 MPa dw3 133,24 mm [σH]cx 444,78 MPa dw4 306,76 mm [σF3]cx 261,17 MPa da3 139,24 mm [σF4]cx 244,14 MPa da4 312,76 mm σHmax 1260 MPa df3 125,74 mm σF3max 360 MPa df4 299,26 mm σF4max 360 MPa db3 125,204 mm ∆σ H 0,74 % db4 288,26 mm Trang 16
Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD 2.2. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH 2.2.1 . Chọn vật liệu Chọn vật liệu là thép nhóm I có độ rắn HB < 350 . •Tra bảng 6.1[1] : Loại Nhãn Nhiệt Độ rắn Giới hạn Giới hạn bánh hiệu thép luyện bền chảy răng (MPa) (MPa) Lớn 45 Tôi cải HB192… 750 450 thiện 240 Nhỏ 45 Tôi cải HB241… 850 580 thiện 285 2.2.2. Ứng suất cho phép Ứng suất tiếp xúc cho phép [] và ứng suất uốn cho phép[] được xác định: Khi tính toán sơ bộ: Do đó ta có: và là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với sô chu kỳ cơ sở. Tra bảng 6.2[1] ta có trị số của và Ứngsuất tiếp xúc ứng với số chu kỳ cơ sở :=2HB+70 Hệ số an toàn khi tính tiếp xúc : =1,1 Ứng suất uốn chocho phép ứng với cố chu kỳ cơ sở : =1,8HB Hệ số an toàn khi tính về uốn : =1,75 Chọn độ rắn bánh nhỏ : HB1 = 250 Chọn độ rắn bánh lớn : HB2 = 235 Trang 17
Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD Như vậy ta có: Đối với bộ truyền quay một chiều, tải trọng một phía thì KFC =1 Ta có: Với mH,mF : Là bậc của đường cong tiếp xúc, đường cong uốn. Với vật liệu có thì: mH= 6,mF = 6 NHO: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc Bánh nhỏ: Bánh lớn: NFO: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn ; NFO= 4.106 đối với các loại thép. NHE,NFE: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Vì tải không đổi ta có: Với c là số lần ăn khớp trong một vòng quay, c =1 (vì tải trọng một chiều nên trong một vòng quay một đôi răng ăn khớp một lần) Trong đó : n: số vòng quay trong 1 phút : Số vòng quay của trục I: nI = 1450 (v/ph) Số vòng quay của trục I: nII = 184,67(v/p) : tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét: = 28032(h) Ta thấy NHE > NHO do đó ta lấy NHE = NHO để tính Do đó hệ số tuổi thọ sét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền: KHL = KFL = 1 a.Tính sơ bộ ứng suất cho phép: Bánh nhỏ Trang 18
Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD Bánh lớn Do là bộ truyền dung bánh răng trụ răng nghiêng nên ta có thể lấy trung bình hai ứng suất sơ bộ để tính toán. Ta có ứng suất tiếp xúc của bộ truyền: b. ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: c. ứng suất uốn cho phép: c. ứng suất uốn khi quá tải: 2.2.3. Xác định các thông số ăn khớp Vì là hộp giảm tốc đồng trục nên ta có khoảng cách trục aw1 = aw2= 220(mm) ta chọn Chiều rộng vành răng: Chọn = 66 a.Xác định các thông số ăn khớp Mô đun Tra bảng 6.8[1] trị số mô đun tiêu chuẩn ta chọn giá trị mô đun tiêu chuẩn là Xác định số răng và góc nghiêng Ta chọn sơ bộ Vậy ta có: Chọn Z1 = 19 Z2 = u.Z1 = 7,839.19 = 148,9 chọn Z2 =150 Ta có: Tỉ số truyền thực Không nên dịch chỉnh bánh răng để đảm bảo khoảng cách trục đã chọn từ bước tính trước. Góc nghiêng thực: Đường kính vòng chia: Đường kính vòng lăn : Đường kính đỉnh răng : Trang 19
Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD Đường kình chân răng : Góc profin răng : Góc ăn khớp : Hệ số trùng khớp ngang : Hệ số trùng khớp dọc : 2.2.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng phải thỏa mãn điều kiện: Trong đó: ZM : Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp tra trong bảng 6.5[1] có được ZM = 274(Mpa)1/3 ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: là góc nghiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở Vậy ta có Zε : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng : Zε = vì εβ = 2,2 >1; εα = 1,623>1,1 ⇒ Zε = = 0,78 KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc : trong đó : với = 0,5 . 0,3. (7,89 + 1) =1,275 KHβ = 1,1 tra theo bảng 6.7[1] ứng với sơ đồ 5. KHα: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp Vận tốc vòng của bánh răng : Tra Bảng 6.13[1] Chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng v < 4 (m/s) ⇒ cấp chính xác của bánh răng là 9. Tra Bảng 6.14[1] được Trang 20

CÓ THỂ BẠN MUỐN DOWNLOAD

LV.01: Bộ Luận Văn Thạc Sĩ Quản Trị Kinh Doanh MBA

165 tài liệu

2070 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.