zunia.vn

Tuyển sinh 2024 dành cho Gen-Z

zunia.vn

» Luận Văn - Báo Cáo

» Cơ khí - Chế tạo máy

Đồ án tốt nghiệp: Chi tiết máy

Chia sẻ: Phan Thi Ngoc Giau | Ngày: | Loại File: PDF | Số trang:30

Báo xấu

157
lượt xem 45
download

Download Vui lòng tải xuống để xem tài liệu đầy đủ

Trong tất cả các máy móc cơ khí đều có sự chuyển động cơ học của các bộ phận của máy. Muốn có sự chuyển động thì cần phải có năng lượng. Một trong những dạng năng lượng dễ kiếm, dễ sử dụng và có thể có mặt ở khắp mọi nơi đó là điện năng. Trong lịch sử phát minh, con người đã thấy rằng chỉ có động cơ điện là một thiết bị tối ưu nhất có tác dụng biến năng lượng điện thành cơ năng để thực hiện một chuyển động cơ học cần thiết. Trong sản...

Chủ đề:

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

Lưu

Nội dung Text: Đồ án tốt nghiệp: Chi tiết máy

Đồ án tốt nghiệp Chi tiết máy
Đồ án chi tiết máy Lời nói đầu Trong tất cả các máy móc cơ khí đều có sự chuyển động cơ học của các bộ phận của máy. Muốn có sự chuyển động thì cần phải có năng lượng. Một trong những dạng năng lượng dễ kiếm, dễ sử dụng và có thể có mặt ở khắp mọi nơi đó là điện năng. Trong lịch sử phát minh, con người đã thấy rằng chỉ có động cơ điện là một thiết bị tối ưu nhất có tác dụng biến năng lượng điện thành cơ năng để thực hiện một chuyển động cơ học cần thiết. Trong sản xuất công nghiệp, để nâng cao năng suất và hiệu quả kinh tế cũng như tính khả thi người ta chỉ chế tạo ra các động cơ điện có công suất và vận tốc quay là một giá trị cụ thể nào đó đã được lập trong các bảng tiêu chuẩn. Trong khi đó, các chuyển động cơ học trong các máy móc lại cần những công suất bất kì, không theo một dẫy số tiêu chuẩn nào. Vì vậy, các động cơ điện không thể truyền trực tiếp công suất sang cho các hệ thống chuyển động mà phải thông qua thiết bị chuyển đổi công suất dễ chế tạo hơn. Một trong các thiết bị như vậy là hộp giảm tốc. Hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động bằng ăn khớp trực tiếp, có tỉ số truyền không đổi và được dùng để giảm vận tốc góc và tăng mômen xoắn. Như vậy, ta thấy rằng, một hệ thống máy móc chuyển động cần phải có động cơ, bộ truyền, hộp giảm tốc (hoặc hộp tăng tốc) và hệ thống tải. Một hệ thống như vậy được gọi là hệ thống dẫn động cơ khí. Trên thực tế , khi thiết kế một hệ thống dẫn động cơ khí ta phải khảo sát tất cả các số liệu kĩ thuật phục vụ cho đề tài thiết kế. Nhưng trong đồ án môn học Chi Tiết Máy này, các số liệu đã được cho trước và ta chỉ phải thiết kế hệ thống mà thôi. 1
Đồ án chi tiết máy Mục Lục Trang Lời nói đầu-------------------------------------------------------------------------------------------1 Dữ liệu kĩ thuật phục vụ cho đề tài thiết kế----------------------------------------------3 CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN------------------ 1.1> Chọn động cơ. 1.2> Phân cấp tỉ số truyền. 1.2.1> Tỉ số truyền của hệ dẫn động. 1.2.2> Tốc độ vòng quay trên các trục. 1.2.3> Công suất và mômen xoắn trên các trục. CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN. 2.1> Thiết kế bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc. 2.1.1> Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép. 2.1.2> Tính toán cấp chậm. 2.1.3> Tính toán cấp nhanh. 2.2> Thiết ké bộ truyền xích. 2.2.1> Chọn loại xích. 2.2.2> Xác định các thông số bộ truyền xích. CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ TRỤC, CHỌN Ổ LĂN VÀ KHỚP NỐI. 3.1> Chọn vật liệu và tính các khoảng cách, lực. 3.1.1> Xác định sơ bộ đường kính trục. 3.1.2> Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực. 3.1.3> Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục. 3.2> Thiết kế trục và chọn ổ lăn. 3.2.1> Tính trục. 3.2.2> Chọn ổ lăn. 3.3> Chọn khớp nối. CHƯƠNG 4: THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC. 2
Đồ án chi tiết máy Tài liệu tham khảo [1]. Trịnh Chất, Lê Văn Uyển – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí. Tập1,2 Nxb Giáo dục. Hà Nội. [2]. Nguyễn Trọng Hiệp – Chi tiết máy. Tập1,2 Nxb Giáo dục. Hà nội 1994 [3]. Ninh Đức Tốn – Dung sai và lắp ghép. Nxb Giáo dục. Hà nội 2004 [4]. Đỗ Sanh, Nguyễn Văn Vượng, Phan Hữu Phúc – Giáo trình cơ kỹ thuật. Nxb Giáo dục Hà nội 2002. 3
Đồ án chi tiết máy ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY Thiết kế hệ dẫn động xích tải Phần 1: Thuyết minh Dữ liệu kĩ thuật phục vụ cho đề tài thiết kế • Tmm = 1,4.T1 1. Động cơ • T2 = 0,5.T1 2. Nối trục đàn hồi • t1 = 6 (h) 3. Hộp giảm tốc • t2 = 9 (h) 4. Bộ truyền xích • tck = 16 (h) 5. Xích tải Số liệu cho trước: 1. Lực kéo xích tải-------------------------------------: F = 4.000 (N) 2. Vận tốc xích tải-------------------------------------: v = 0,25 (m/s) 3. Số răng đĩa xích tải--------------------------------: z = 30 4. Bước xích tải-----------------------------------------: p = 25,4 (mm) 5. Thời hạn phục vụ-----------------------------------: I h = 23.000(h) 6. Số ca làm việc---------------------------------------: 2 7. Góc nghiêng đường nói tâm bộ truyền ngoài: 300. 8. Đặc tính làm việc------------------------------------: va đập nhẹ Khối lượng thiết kế : 1. Một bản vẽ lắp hộp giảm tốc - khổ A0. 2. Một bản vẽ chế tạo chi tiết - khổ A3 . 3. Một bản thuyết minh. 4
Đồ án chi tiết máy CHƯƠNG1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN CẤP TỈ SỐ TRUYỀN. 1.1,Chọn động cơ. F .v 4000.0,25 - Công suất công tác trên xích tải: Pct = = = 1 (KW) 1000 1000 P 1 - Công suất yêu cầu trên trục động cơ: Pyc = ct = = 1,143 (KW) ηΣ 0,875 η Σ : Hiệu suất tổng của bộ truyền. Trong đó: η Σ = η ng 1 ∗ η ng 2 ∗ η h = 0,99. 0,93. 0,95 = 0,875 η ng 1 = 0,99 : Hiệu suất nối trục đàn hồi. η ng 2 = 0,93 : Hiệu suất bộ truyền xích. η h = 0,95: Hiệu suất hộp giảm tốc. Chọn uh = 18 ; ung2 = 4 ; ( ung1 = 1). Suy ra u Σ = 18. 4.1 = 72 Số vòng quay sơ bộ của động cơ : nsb = nct . u Σ = 19,69 . 72 = 1418 (vòng/phút) 60000.v 60000.0,25 Trong đó: Số vòng quay trên trục công tác: nct = = =19,69(vg/ph) z. p 30.25,4 Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ là: nđb = 1500(vòng/phút) Theo bảng P1.2 [1] tập1: Với Pyc = 1,143 và nđb = 1500(vòng/phút) ⇒ Chọn động cơ DK41- 4; có Pđc = 1,7 (KW) , nđc = 1420 (vòng/phút) T TK = 1,4 ≥ mm = 1,4 Hệ số quá tải Kqt = Tdn T1 Khối lượng động cơ: G = 39 (kg) Đường kính trục động cơ dđc = 25 (mm) 1.2,Phân cấp tỉ số truyền: 1.2.1,Tỷ số truyền của hệ dẫn động: ndc 1420 uΣ = = = 72 nct 19,69 uΣ 72 uh = = = 18 Tỉ số truyền chung của hộp giảm tốc: u ng1 .u ng 2 1.4 u h = u1 .u 2 = 18 Ta có : Theo bảng(3.1), [1], tập1 tìm được: u1= 5,31 ; u2 = 3,39 Trong đó: u1 : Tỉ số truyền cấp nhanh của hộp giảm tốc u2 : Tỉ số truyền cấp chậm của hộp giảm tốc 1.2.2, Tính tốc độ quay trên các trục: 5
Đồ án chi tiết máy Trên trục công tác: nct = 19,69 (vòng/phút) Trục III : nIII = nct . ung2 = 19,69 . 4 = 78,76(vòng/phút) Trục II : nII = nIII . u2 = 78,76 . 3,39 = 267(vòng/phút) Trục I : nI = nđc =1420 (vòng/phút) 1.2.3, Công suất và mômen trên các trục: Trục công tác: Pct = 1 (KW) 1 Tct = 9,55. 106. = 485017,8 (Nmm) 19,69 Pct 1 = = 1,075 (KW) Trục III: PIII = η ng 2 0,93 1,075 TIII = 9,55. 106. = 130348,5 (Nmm) 78,76 P 1,075 1,075 PII = III = = = 1,12 (KW) Trục II : η III − II η ol .η BR 0,99.0,97 1,12 TII = 9,55 . 106. = 40060 (Nmm) 267 PII 1,12 = = 1,1663 (KW) Trục I : PI = η ol .η BR 0,99.0,97 1,1663 TI = 9,55. 106. = 7843,8 (Nmm) 1420 P 1,1663 Pđc = I = = 1,178 (KW) Trục động cơ: η ol 0,99 1,178 Tđc = 9,55. 106. = 7922,5 (Nmm) 1420 η ol : Hiệu suất 1 cặp ổ lăn. Trong đó: η BR : Hiệu suất 1 cặp bánh răng. Trục Động cơ I II III Làm Việc Thông số Tỉ số truyền u 1 5,31 3,39 4 Công suất P (KW) 1,178 1,1663 1,12 1,075 1 Số vòng quay n(vg/ph) 1420 1420 267 78,76 19,69 Mômen xoắn T(N.mm) 7922,5 7843,8 40060 130348,5 485017,8 CHƯƠNGII: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN: 6
Đồ án chi tiết máy 2.1,Thiết kế bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc: 2.1.1,Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép: Chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như nhau: Cụ thể, theo bảng 6.1 [1] tập1 chọn: Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241…285,có σ b1 = 850 MPa, σ ch1 = 580 MPa Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192...240,có σ b 2 = 750 MPa, σ ch 2 = 450 MPa Phân cấp tỉ số truyền uh =18; cấp nhanh là u1 = 5,31 ; u2 = 3,39. Xác định ứng suất cho phép: Theo bảng 6.2 , [1], tập1, với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180..350. σ H lim = 2 HB + 70; S H = 1,1; σ F lim = 1,8 HB; S F = 1,75; 0 0 Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1= 245 ; độ rắn bánh lớn HB2 = 230. Khi đó: σ H lim1 = 2 HB1 + 70 = 2.245 + 70 = 560MPa; σ F lim1 = 1,8 HB1 = 1,8.245 = 441MPa. 0 0 σ H lim 2 = 2 HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530MPa; σ F lim 2 = 1,8 HB2 = 1,8.230 = 414 MPa. 0 0 Theo (6.7), [1], tập1 có: NHE = 60c Σ ( Ti Tmax )3.ni.ti t ⎛ 9⎞ 1420 6 NHE2 = 60c.(n1/u1). t Σ Σ(Ti Tmax )3 . i = 60.1. + 0,5 3. ⎟ = 1,75.10 〉 N HO 2 .23000⎜13. 8 Σt i ⎝ 6+9 6+9⎠ 5,31 ⇒ K HL 2 = 1 ; Tương tự: ⇒ K HL1 = 1 ; Như vậy theo (6.1a),[1],tập1, sơ bộ xác định được: [σ H ] = σ H lim . K HL 0 SH [σ H ]1 = σ H lim1 . K HL1 = 560.1 = 509MPa 0 SH 1,1 [σ H ]2 = σ H lim 2 . K HL 2 = 530.1 = 481,8MPa 0 SH 1,1 Với cấp nhanh sử dụng răng thẳng ⇒ [σ H ]' = min([σ H ]1 , [σ H ]2 ) = 481,8MPa [σ ] + [σ H ]2 509 + 481,8 Với cấp chậm sử dụng răng nghiêng ⇒ [σ H ]'' = H 1 = = 495,4MPa 2 2 ti Theo (6.8),[1],tập1: NFE = 60c. t Σ Σ(Ti Tmax )6 . Σt i ⎛ 9⎞ 1420 6 6 + 0,5 6. ⎟ = 1,51.10 ; NfE2 > NFO = 4.10 NFE2 = 60c .23000.⎜16. 8 ⎝ 6+9 6+9⎠ 5,31 7
Đồ án chi tiết máy ⇒ K FL 2 = 1 ; tương tự K FL1 = 1 Theo (6.2a),[1],tập1, với bộ truyền quay 1 chiều: KFC = 1, ta có 441.1.1 [σ F1 ] = σ F lim1 .K FC . K FL1 S = = 252 MPa 0 1,75 F [σ F 2 ] = σ F lim 2 .K FC . K FL 2 S = 414.1.1 = 236,6MPa 0 1,75 F ứng suất quá tải cho phép: Theo (6.13) và (6.14),[1],tập1 có: [σ H ]max = 2,8.σ ch 2 = 2,8.450 = 1260MPa [σ F1 ]max = 0,8.σ ch1 = 0,8.580 = 464MPa [σ F 2 ]max = 0,8.σ ch 2 = 0,8.450 = 360MPa 2.1.2, Tính toán cấp chậm ( bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng ) ♦ Xác định sơ bộ khoảng cách trục : TII .K Hβ a w 2 = K a (u 2 + 1).3 2 [σ H ]'' .u 2 .ψ ba trong đó : ψ ba : hệ số, là tỉ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục. Tra bảng (6.6),[1],tập1,ta chọn ψ ba = 0,4 K a : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng. Tra bảng (6.5),[1], tập1 được K a = 43. K Hβ : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc.Với hệ số ψ bd = 0,53.ψ ba .(u2+1) = 0,53.0,4.(3,39+1) = 0,93 ; tra bảng (6.7), [1], tập1, ta được K Hβ = 1,15 ; K Fβ = 1,32 (sơ đồ 3). 40060.1,15 a w 2 = 43(3,39 + 1).3 = 97,65(mm) 495,4 2.3,39.0,4 => lấy a w2 = 115(mm). ♦ Xác định các thông số ăn khớp Môđun m = (0,01 ÷ 0,02). a w2 = (0,01 ÷ 0,02).115 = 1,15 ÷ 2,3 mm. Chọn m=1,5 (bảng 6.8, [1]) Chọn sơ bộ β = 30 0 ⇒ cos β = 0,866 Số răng bánh nhỏ (công thức 6.31),[1], tập1. 2.a w 2 . cos β 2.115.0,866 z1 = = = 26,3 => lấy z1 = 26 m(u 2 + 1) 1,5.(3,39 + 1) Số răng bánh lớn z 2 = u 2 .z1 = 3,39.26 = 88,14 => lấy z 2 = 88 Do đó, tỉ số truyền thực sẽ là : 8
Đồ án chi tiết máy z 2 88 um = = = 3,38 z1 26 m.( Z 1 + Z 2 ) 1,5.(26 + 88) cos β = = 0,855 ⇒ β = 31,24 0 = 31014 ' 24 '' = Khi đó: 2.a w 2 2.115 ♦ Các thông số cơ bản của bộ truyền : : α = 20 0 (theo TCVN 1065-71). Góc prôfin gốc Góc nghiêng răng : β = 31014'24" ⎛ tgα ⎞ ⎛ tg 20 0 ⎞ : α t = arctg ⎜ ⎜ cos β ⎟ = arctg ⎜ 0,855 ⎟ = 23 3'33" 0 Góc prôfin răng ⎟ ⎜ ⎟ ⎝ ⎠ ⎝ ⎠ ⎡ m cos α ⎤ ⎡ 1,5 cos 20 0 ⎤ α tw = arccos⎢(Z1 + Z 2 ). = arccos⎢(26 + 88). ⎥ = 36 32'25" 0 Góc ăn khớp: ⎥ 2.a w 2 ⎦ 2.115 ⎦ ⎣ ⎣ a w 2 = 115(mm) Khoảng cách trục : Mô đun: m=1,5mm bw = ψ ba .a w 2 = 0,4.115 = 46(mm) Chièu rộng vành răng: ⇒ Mỗi bánh răng có chiều rộng vành răng là: 23 mm Số răng mỗi bánh răng: Z1 = 26 ; Z2 = 88 Tỉ số truyền cấp chậm: um = 3,38 z1 26 : d 1 = m. = 1,5. = 45,6( mm) Đường kính chia cos( β ) 0,855 z2 88 d 2 = m. = 1,5. = 154,4( mm) cos( β ) 0,855 2a 2.115 : d w1 = w 2 = = 45,66(mm) Đường kính lăn um + 1 3,38 + 1 d w 2 = d w1 .u m = 45,66.3,38 = 154,3(mm) Đường kính đỉnh răng : d a1 = d1 + 2.m = 45,6 + 2.1,5 = 48,6(mm) d a 2 = d 2 + 2.m = 154,4 + 2.1,5 = 157,4(mm) Đường kính đáy răng : d f 1 = d1 − 2,5.m = 45,6 − 2,5.1,5 = 41,85(mm) d f 2 = d 2 − 2,5.m = 154,4 − 2,5.1,5 = 150,65( mm) Hệ số trùng khớp ngang: ⎡ ⎞⎤ ⎛1 ⎡ 1 ⎞⎤ ⎛1 1 ε α = ⎢1,88 − 3,2⎜ ⎟⎥ cos β = ⎢1,88 − 3,2⎜ + ⎟⎥.0,855 = 1,47 + ⎜ ⎟ ⎝ z1 z 2 ⎝ 26 88 ⎠⎦ ⎣ ⎠⎦ ⎣ 9
Đồ án chi tiết máy bw . sin β 40. sin 31014'24' ' Hệ số trùng khớp dọc : ε β = = = 4,4 m.π 1,5.π Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở : tgβ b = cos α t .tgβ = cos 23 0 3'33' '.tg 31014'24' ' = 0,558 ⇒ β b = 29,16 0 = 29 0 9'36" ♦ Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp (tra bảng 6.5, [1], tập1 ⇒ Z M = 274 MP 1 a3 . Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc : 2. cos β b 2. cos 29,16 0 ZH = = = 1,35 sin 2α tw sin(2.36,54 0 ) Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng : 1 1 Zε = = = 0,825 εα 1,47 π .d w1 .n2 π .45,66.267 Vận tốc vòng của bánh răng : v = = = 0,64(m / s) .Tra bảng 6.13, [1], tập1=> 60000 60000 cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8. Tra bảng (6.14), [1], tập1,với CCX9, v
Đồ án chi tiết máy [σ H ] = [σ H ]' .Z v .Z R .K xH ' = 495,4.1.0,95.1 = 470,6 MPa Như vậy σ H < [σ H ] Vậy bánh răng đã chọn thoả mãn điều kiện tiếp xúc ♦ Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 1 1 Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Yε = = = 0,68 . εα 1,47 β0 31,24 Hệ số kể đến độ nghiêng của răng : Yβ = 1 − = 1− = 0,777 . 140 140 z1 26 Số răng tương đương : z v1 = = = 42 cos β 0,8553 3 z2 88 = = = 141 zv2 cos β 0,8553 3 Vì ta dùng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x=0. Tra bảng (6.18),[1], tập1ta được : YF 1 = 3,7 YF 2 = 3,6 a w2 100 υ F = δ F .g 0 .v. = 0,006.73.0,64. = 1,525 um 3,38 υ F .bw .d w1 1,525.40.45,66 K Fv = 1 + = 1+ = 1,02 2.TII .K Fβ .K Fα 2.40060.1,32.1,37 Hệ số tải trọng khi tính về uốn : K F = K Fβ .K Fα .K Fv = 1,32.1,37.1,02 = 1,84 . ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh chủ động: 2.TII .K F .Yε .Yβ .YF 1 2.40060.1,84.0,68.0,777.3,7 σ F1 = = 105( MPa) < [σ F 1 ] = 252( MPa) = bw .d w1 .m 40.45,66.1,5 ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh bị động: σ .Y 105.3,60 σ F 2 = F1 F 2 = = 102( MPa) < [σ F 2 ] = 236,6( MPa) YF 1 3,7 ♦ Kiểm nghiệm răng về quá tải : Tmax Tmm 1,4T1 Hệ số quá tải K qt = = = = 1,4 T T1 T1 ứng suất tiếp xúc cực đại : σ H max = σ H . K qt = 390. 1,4 = 461,5( MPa ) < [σ H ] max = 1260( MPa ) => đã thoả mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt. ứng suất uốn cực đại : σ F 1 max = σ F 1 .K qt = 105.1,4 = 147 ( MPa ) < [σ F 1 ] max = 464( MPa ) 11
Đồ án chi tiết máy σ F 2 max = σ F 2 .K qt = 102.1,4 = 142,8( MPa ) < [σ F 2 ] max = 360( MPa ) => đã thoả mãn điều kiện phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng. 2.1.3, Tính toán cấp nhanh ( bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng ) ♦ Xác định sơ bộ khoảng cách trục : TI .K Hβ a w1 = K a (u1 + 1).3 2 [σ H ]' .u1 .ψ ba trong đó : ψ ba : hệ số, là tỉ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục, ta chọn ψ ba = 0,3 (theo bảng 6.6 [1],tập1) K a : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng. Tra bảng (6.5), [1], tập1 được K a = 49,5. K Hβ : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc.Với hệ số ψ bd =0,53.ψ ba .(u1+1)=0,53.0,3.(5,31+1)= 1, tra bảng(6.7),[1], tập1 K Hβ =1,03 ; K Fβ = 1,05 (sơ đồ 7). 7843,8.1,03 a w1 = 49,5(5,31 + 1).3 = 87,32(mm) 481,8 2.5,31.0,3 => lấy a w1 = 90(mm). ♦ Xác định các thông số ăn khớp : Môđun m=(0,01 ÷ 0,02). a w1 =(0,01 ÷ 0,02).90 = 0,9 ÷ 1,8 mm => tra bảng (6.8), [1], tập1,ta chọn môđun pháp m=1,5. Số răng bánh nhỏ 2.a w1 2.90 z1 = = = 19,02 => lấy z1 = 19. m(u1 + 1) 1,5.(5,31 + 1) Số răng bánh lớn z 2 = u1 .z1 = 5,31.19 = 100,89 => lấy z 2 = 101. m( z1 + z 2 ) 1,5(19 + 101) ⇒ a¦w1 = = = 90mm 2 2 Do đó, tỉ số truyền thực sẽ là : z 2 101 um = = = 5,316 z1 19 ♦ Các thông số cơ bản của bộ truyền 12
Đồ án chi tiết máy : α = 20 0 (theo TCVN 1065-71). Góc prôfin gốc : β =0 (vì là răng thẳng) => cos β =1. Góc nghiêng răng a w1 = 90(mm) Khoảng cách trục : Mô đun m= 1,5mm Tỉ số truyền um = 5,316 Hệ số dịch chỉnh x1 = 0 ; x2 = 0 Số răng bánh răng z1 = 19 ; z2 = 101 z1 19 d 1 = m. = 1,5. = 28,5( mm) Đường kính chia cos( β ) 1 z2 101 d 2 = m. = 1,5. = 151,5( mm) cos( β ) 1 Đường kính đỉnh răng d a1 = d1 + 2.m = 28,5 + 2.1,5 = 31,5(mm) d a 2 = d 2 + 2m = 151,5 + 2.1,5 = 154,5(mm) 2a w1 2.90 : d w1 = = = 28,5(mm) Đường kính vòng lăn u m + 1 5,316 + 1 d w 2 = d w1 .u m = 28,5.5,316 = 151,5(mm) : d f 1 = d1 − 2,5.m = 28,5 − 2,5.1,5 = 24,75(mm) Đường kính đáy răng d f 2 = d 2 − 2,5.m = 151,5 − 2,5.1,5 = 147,75( mm) Chiều rộng vành răng : bw = ψ ba .a w1 = 0,3.90 = 27(mm) Hệ số trùng khớp ngang : ⎡ 1 ⎞⎤ ⎛1 ⎡ 1 ⎞⎤ ⎛1 ε α = ⎢1,88 − 3,2⎜ + ⎟⎥ cos β = ⎢1,88 − 3,2⎜ + ⎟⎥.1 = 1,68 ⎜ ⎟ ⎝ z1 z 2 ⎠ ⎦ ⎝ 19 101 ⎠⎦ ⎣ ⎣ ♦ Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp tra trong bảng “ Trị số của các hệ số 1 .... và Z M ” được Z M = 274MP a . 3 Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc : 2. cos β b 2.1 ZH = = = 1,764 sin 2α tw sin(2.20 0 ) Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng : 4 − εα 4 − 1,68 Zε = = = 0,88 3 3 Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp với bánh răng thẳng K Hα = 1 . 13
Đồ án chi tiết máy π .d w1 .n1 π .28,5.1420 Vận tốc vòng của bánh răng : v = = = 2,12(m / s ) .Tra bảng ”Chọn cấp chính 60000 60000 xác theo vận tốc vòng” => cấp chính xác của bánh răng là 8(chọn theo bảng 6.13,[1],tập1) Tra bảng: (6.16) được g0 = 56 (6.15) được δ H = 0,006 ; δ F = 0,016 a w1 90 ⇒ υ H = δ H .g 0 .v. = 0,006.56.2,12. = 2,93 um 5,316 υ H .bw .d w1 2,93.27.28,5 = 1+ = 1,14 KHv =1+ 2.TI .K Hβ .K Hα 2.7843,8.1,03.1 Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc : K H = K Hβ .K Hα .K Hv = 1,03.1.1,14 = 1,174 . ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc: 2.T1 .K H .(u1 + 1) 2.7843,8.1,174.(5,316 + 1) σ H = Z M .Z H .Z ε . = 274.1,764.0,88 = 425MPa 2 27.5,316.28,5 2 bw .u1 .d w1 Từ cấp chính xác 8 ⇒ Z R = 0,95 ; Với da < 700 ⇒ K xH = 1 ; v = 2,12 < 5m/s ⇒ Z v = 1 . Do đó theo (6.1) và (6.1a) [σ H ] = [σ H ]' .Z v .Z R .K xH = 481,8.1.0,95.1 = 457,71MPa Như vậy σ H < [σ H ] Vậy bánh răng đã chọn thoả mãn điều kiện tiếp xúc ♦ Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 1 1 Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Yε = = = 0,595 . εα 1,68 β0 0 Hệ số kể đến độ nghiêng của răng : Yβ = 1 − = 1− = 1. 140 140 z1 19 Số răng tương đương : z v1 = = = 19 cos β 3 1 z2 101 zv2 = = = 101 cos β 3 1 Tra bảng (6.18),[1], tập1ta được : YF 1 = 4,08 YF 2 = 3,6 Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn với bánh răng thẳng K Fα = 1 . a w1 90 υ F = δ F .g 0 .v. = 0,016.56.2,12. = 7,816 um 5,316 14
Đồ án chi tiết máy υ F .bw .d w1 7,816.27.28,5 K Fv = 1 + = 1+ = 1,365 2.TI .K Fβ .K Fα 2.7843,8.1,05.1 Hệ số tải trọng khi tính về uốn : K F = K Fβ .K Fα .K Fv = 1,05.1.1,365 = 1,433 . ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh chủ động: 2.T1 .K F .Yε .Yβ .YF 1 2.7843,8.1,433.0,595.1.4,08 σ F1 = = 47,3( MPa) < [σ F 1 ] = 252( MPa) = bw .d w1 .m 27.28,5.1,5 ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh bị động: σ .Y 47,3.3,6 σ F 2 = F1 F 2 = = 41,7( MPa) < [σ F 2 ] = 236,6( MPa) YF 1 4,08 ♦ Kiểm nghiệm răng về quá tải : Tmax Tmm 1,4T1 Hệ số quá tải K qt = = = = 1,4 T T1 T1 ứng suất tiếp xúc cực đại : σ H max = σ H . K qt = 425. 1,4 = 503( MPa ) < [σ H ] max = 1260( MPa ) => đã thoả mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt. ứng suất uốn cực đại : σ F 1 max = σ F 1 .K qt = 47,3.1,4 = 66,22( MPa ) < [σ F 1 ] max = 464( MPa ) σ F 2 max = σ F 2 .K qt = 41,7.1,4 = 58,4( MPa ) < [σ F 2 ] max = 360( MPa ) => đã thoả mãn điều kiện phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng. 2.2.Thiết kế bộ truyền xích: 2.2.1> Chọn loại xích: Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp ⇒ dùng xích con lăn. 2.2.2> Xác định các thông số của xích và bộ truyền: Theo bảng (5.4),[1], tập1, với ux = 4, chọn số răng đĩa nhỏ Z1 = 25, số răng đĩa lớn Z2 = ux.Z1 = 4.25 = 100
Đồ án chi tiết máy Theo công thức(5.3),[1],tập1.Công suất tính toán: Pt = P.k.kz.kn n 50 25 = 1 ; Chọn n01 = 50 ⇒ k n = 01 = = 2,54 Z1 = 25 ⇒ k z = nct 19,69 z1 Theo công thức (5.4) và bảng (5.6) có: k = k0.ka.kđc.kđ.kc.kbt = 1.1.1.1,2.1,25.1,3 = 1,95 Trong đó: k0=1 (vì tâm các đĩa xích làm với phương ngang 1 góc
Đồ án chi tiết máy d2 = p/sin(180/Z2) = 25,4/sin(180/100) = 808,64 mm Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Theo công thức (5.18): σ H 1 = 0,47. k r ( Ft .K d + Fvd ).E / ( A.k d ) = 0,47. 0,42.( 4798,5.1,2 + 0,63).2,1.10 5 / (306.1,7 ) = 464,4 MPa Tương tự σ H 2 = 0,47. 0,22.( 4798,5.1,2 + 0,63).2,1.10 5 / (306.1,7 ) = 336 MPa kr: tra bảng A : tra bảng (5.12),[1] Chọn thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB1700 ⇒ [σ H ] = 500MPa Như vậy đảm bảo độ bền tiếp xúc. Lực tác dụng lên trục: Theo (5.20), Fr = kx.Ft = 1,15.4798,5 = 5518,3 kx = 1,15 (bộ truyền nghiêng 1 góc Chọn vật liệu và tính các khoảng cách ,lực. Trục chỉ chịu tải trọng trung bình nên ta dùng thép 45 tôi cải thiện có σ b = 600(MPa), ứng suất xoắn cho phép [τ ] =12..20(MPa) để chế tạo. 3.1.1> Xác định sơ bộ đường kính trục T1 7843,8 d1 ≥ 3 =3 = 14,84(mm) => chọn d1 =18(mm). 0,2.[τ ] 0,2.12 T2 40060 d2 ≥ 3 =3 = 25,56(mm) => chọn d 2 = 28(mm). 0,2.[τ ] 0,2.12 T3 130348,5 d3 ≥ 3 =3 = 37,87(mm) => chọn d 3 = 40(mm). 0,2.[τ ] 0,2.12 3.1.2> Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 17
Đồ án chi tiết máy Dựa vào bảng 10.2 [1], tập1, chọn chiều rộng ổ lăn . d(mm) 18 28 40 15 19 23 b0 (mm) Chiều dài mayơ đĩa xích và bánh răng : l mki = (1,2 ÷ 1,5).d k l m1i =(1,2..1,5).18= 21,6...27 => l m12 = 25 (mm) l m 2i =(1,2..1,5).28= 33,6…42 => l m 22 = l m 24 = 35(mm) l m 23 = 40(mm) l m3i =(1,2..1,5).40= 48...60 => l m 32 = l m 33 = 55(mm) l m 34 = 50(mm) Chiều dài mayơ nửa khớp nối trục vòng đàn hồi: l m13 = (1,4...2,5). d1 =(1,4...2,5).18 = 25,2...45 => chọn l m13 = 40(mm) Khoảng côngxôn trên trục tính từ chi tiết ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ : l cki = 0,5(l mki + b0 ) + k 3 + hn => l c13 = 0,5.(40+15)+10+15 = 52,5(mm) l c 34 = 0,5(50+23)+10+15= 61,5(mm) Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến các chi tiết quay: = l 32 = 0,5(l m 22 + b0 ) + k1 + k 2 = 0,5(35 + 19) + 8 + 5 = 40(mm) l 22 = l12 = l 22 + 0,5(l m 22 + l m 23 ) + k1 = 40 + 0,5(35 + 40) + 8 = 85,5(mm) l 23 = l 33 = 2l 23 − l 22 = 2.85,5 − 40 = 131(mm) l 24 = l11 = l31 = 2l 23 = 2.85,5 = 171(mm) l 21 = 2l12 + l c13 = 2.85,5 + 52,5 = 223,5(mm) l13 3.1.3> Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục Lực từ khớp nối tác dụng lên trục I : Fx13 = (0,2…0,3).2T1/D0 = (0,2…0,3).2.7843,8/50 = (62,75…94,13). Lấy Fx13 = 90N Lực từ đĩa xích tác dụng lên trục III: Fy34 = Fr.cos300 = 5518,3.0,866 = 4779N Fx34 = Fr.sin300 = 5518,3.0,5 = 2759N Fr : được xác định khi thiết kế bộ truyền xích 18
Đồ án chi tiết máy Trong đó D0:đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của nối trục vòng đàn hồi(tra bảng16- 10a,[1],tập 2) Lực từ các bộ truyền bánh răng: Trục I: 2.T1 2.7843,8 = = 550 N Fx12 = d w12 28,5 tgα tw tg 20 0 = 550. = 200 N Fy12 = Fx12. cos β 1 Trục II: Fx23 = Fx12 = 550N; Fy23 = Fy12 = 200 N 2.T2 2.40060 = = 877 N = Fx24 Fx22 = 2.d w22 2.45,66 tgα tw tg 36,54 0 = 877. = 760 N = Fy24 Fy22 = Fx22. cos β 0,855 Fz22 = Fx22.tg β = 877.tg31,240 = 532 N = Fz24 Trục III: Fx32 = Fx33 = Fx22 = 877(N) Fy32 = Fy33 = Fy22 = 760(N) Fz32 = Fz33 = Fz22 = 532 (N) Trong đó: Fmki : lực tác dụng theo phương m của chi tiết thứ i trên trục k d wki : đường kính vòng lăn của bánh răng ở tiết diện i trên trục k. Chiều của các lực được xác định như trong hình Chiều của lực nối trục có chiều sao cho mô men uốn tại mặt cắt của tiết diện bất kỳ là lớn nhất. 3.2> Thiết kế trục và chọn ổ lăn 3.2.1 > Tính trục Phản lực tại các gối đỡ 0 và 1 của trục I: ∑ m (F ) = 0 ⇔ −Fy12 .l12 + Fy11 .l11 = 0 0 yk Fy12 .l12 200.85,5 ⇒ Fy11 = = = 100( N ) l11 171 ∑F = 0 ⇔ Fy12 − Fy10 − Fy11 = 0 yk ⇒ Fy10 = Fy12 − Fy11 = 200 − 100 = 100( N ) 19

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.