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

Đồ án tốt nghiệp: Nguyên lý chi tiết máy

Chia sẻ: Trương Công Vũ | Ngày: | Loại File: DOC | Số trang:41

Thêm vào BST
Báo xấu
696
lượt xem 157
download
 
  Download Vui lòng tải xuống để xem tài liệu đầy đủ

Bôi trơn ổ lăn + Do ổ lăn làm việc lâu dài, tốc độ thấp nhiệt độ làm việc

Chủ đề:

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

Lưu

Nội dung Text: Đồ án tốt nghiệp: Nguyên lý chi tiết máy

  1. Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy GVHD: VĂN HỮU THỊNH Đồ án Nguyên lý chi tiết máy SVTH: ĐÀO MINH HOÀI Trang 1
  2. Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy GVHD: VĂN HỮU THỊNH MỤC LỤC Đầu đề .........................................................................................................4 PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN ..............6 I. Chọn động cơ ...............................................................................................6 II. Phân phối tỷ số truyền ................................................................................6 PHẦN II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH .............................................7 I. Chọn loại xích ............................................................................................. 7 II. Xác định các thông số của xích và bộ truyền ............................................. 7 III. Kiểm nghiệm xích về độ bền ..................................................................... 8 IV. Đường kính đĩa xích ................................................................................. 9 V. Xác định các lực tác dụng lên trục ............................................................. 10 PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG ................................. 10 I.Chọn vật liệu ............................................................................................... 10 II. Xác định ứng suất cho phép ....................................................................... 10 III. Tính toán bộ truyền cấp nhanh ................................................................. 12 IV. Tính toán bộ truyền cấp chậm ................................................................... 16 PHẦN IV: THIẾT KẾ TRỤC...................................................................... 20 I.Chọn vật liệu ................................................................................................ 20 II. Xác định sơ bộ đường kính trục ................................................................. 20 III. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực ............................ 20 IV. Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục ..... 21 V. Tính các momen tổng và momen tương đương ........................................... 31 PHẦN V: TÍNH TOÁN THEN VÀ Ổ LĂN ............................................... 35 I. Then ............................................................................................................ 35 II. Ổ lăn .......................................................................................................... 36 III. Chọn dung sai lắp ghép ổ lăn ................................................................... 39 PHẦN VI: TÍNH TOÁN VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC ............... 39 I.Vỏ hộp .......................................................................................................... 39 II. Khớp nối .................................................................................................... 41 III.Phương pháp bôi trơn ............................................................................... 41 SVTH: ĐÀO MINH HOÀI Trang 2
  3. Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy GVHD: VĂN HỮU THỊNH ĐẦU ĐỀ THIẾT KẾ ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY Trường ĐHSPKT TP.HCM THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ Khoa XD & CHUD (Đề số: 03 --- Phương án: ) Bộ môn: Thiết kế công nghiệp A. ĐẦU ĐỀ 1. Sơ đồ động: T T 0.8T 0.7tck 0.3tck Gồm: SVTH: ĐÀO MINH HOÀI Trang 3
  4. Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy GVHD: VĂN HỮU THỊNH 1. Động cơ điện Nối trục 2. Hộp giảm tốc 3. Bộ truyền xích 4. 5. Thúng tròn 2. Số liệu ban đầu: a. Công suất truyền trên trục công tác (P): 5,0 (kW). b. Số vóng quay của trục công tác (n): 90 (vòng/phút). c. Số năm làm việc (năm). (a): 5 3. Đặc diểm của tải trọng: Tải trọng va đập nhẹ, quay 1 chiều. 1. Ghi chú: Năm làm việc (y) 300 ngày, ngày làm việc 2 ca, mỗi ca 6 giờ. Sai số cho phép về tỉ truyền i = 2 3% B. KHỐI LƯỢNG CỤ THỂ: 1. Một bản thuyết minh về tính toán. 2. Một bản vẽ lắp hộp giảm tốc (Khổ A0). ĐÀO MINH HOÀI SVTH : VĂN HỮU THỊNH GVHD : Ngày bảo vệ : / / 2011. Ngày giao đề : / / 2011 SVTH: ĐÀO MINH HOÀI Trang 4
  5. Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy GVHD: VĂN HỮU THỊNH PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN I.Chọn động cơ điện: - Ta có công suất truyền tính toán trên các trục máy công tác: Pt = 3,4 (kW). Pt - Công suất cần thiết trên trục động cơ điện: Pct   4 3 Với    nt . x ol br : hiệu suất truyền động. - Qua số liệu tra bảng 2.13ta được:  nt = 1 Hiệu suất khớp nối :  ol = 0,995 Hiệu suất 1 cặp ổ lăn :  br =0.97 Hiệu suất 1 cặp bánh răng : x = 0.97 Hiệu suất bộ truyền xích : Pt 5 =>   1.0,97.0,995 4 .0,97 3 = 0.89 => Pct    5,62 (kW).  0,89 SVTH: ĐÀO MINH HOÀI Trang 5
  6. Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy GVHD: VĂN HỮU THỊNH - Ta cần chọn động cơ có Pđm Pct = 4 (kW). - Dựa vào bảng P1.2 ta chọn được động cơ DK 51 - 4 có: Pđm = 7 (kW). nđc = 1440 (vòng/phút). II. Phân phối tỷ số truyền: a. Tỷ số truyền: U = Trong đó: nđc : vận tốc quay của đông cơ. n : số vòng quay của trục công tác. => U = = 16. - Mặt khác ta có: U = Un.Uc.Ux = Uh.Ux = > Uh = Với Ux : là tỉ số truyền của bộ truyền xích. Chọn ux = 2.5. U 16 => U h    6,4. U x 2,5 Mà Uh = Un.Uc ( với Un = 1,2Uc). 2 => Uh =1,2 U c = 8,28 => Uc = 2,22. => Un = 1,3. Uc = 1,3.2,22 = 2,88. - Kiễm tra: Un.Uc.Ux = 2,88.2,22.2,5=15,98 |Un.Uc.Ux – U| = |15,98-16| = 0,02. - Ta chấp nhận các tỉ số truyền: Un = 2,88 và Uc = 2,22. b. Công suất trên các trục: - Ta có: Pct = 4 (kW). Trục I : PI  Pct . NT . ol  5,62.1.0,995  5,59(kW ). Trục II : PII  P . br . ol  5,59.0,97.0,995  5,4(kW ). 1 Trục III : PIII  P2 .br .ol  5,4.0,995.0,97  5,21(kW ). Trục VI : PIV  P3 . x . ol  5,21.0,97.0,995  5,03(kW ). c. Vòng quay trên các trục: - Ta có: nđc = 1440 (vòng/phút). Trục I : nI = = = 1440 (vòng/phút). Trục II : nII = = 1440/2,88 = 500 (vòng/phút). Trục III: nIII = = 500/2,22 = 225,23 (vòng/phút). Trục IV: nIV = = 225,23/2,5 = 90,1 (vòng/phút). Bảng số liệu: SVTH: ĐÀO MINH HOÀI Trang 6
  7. Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy GVHD: VĂN HỮU THỊNH Thông số Động cơ I II III IV U Unt = 1 Un = 2,88 Uc = 2,22 Ux = 2,5 n(vòng/phút) 1440 1440 500 225,23 90,1 P(kW) 5,62 5,59 5,4 5,21 5,03 T (N.mm) 37073 37073 103140 220909 533147 Với momen xoắn: T(N.mm) = . PHẦN II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH I. Chọn loại xích: Vì tải trọng xích va đập nhẹ và vận tốc thấp nên ta chọn xích con lăn,dễ chế tạo,độ bền mòn cao. II. Xác định các thông số của xích và bộ truyền: - Theo bảng 5.4, với ux = 2,5 ta chọn số răng của đĩa xích nhỏ z1 = 27> 19. =>Số răng của đĩa xích lớn: z2 = ux.z1 = 3.27 = 67< zmax = 120. - Theo công thức 5.3 ta có công thức tính toán: Pt = P3.k.kz.kn Trong đó: + kz = 25/z1 = 25/27= 0,93 : hệ số bánh răng. Chọn n01 = 200 (vg/ph) => kn = n01/n3 = 200/225,23= 0,89 : hệ số số vòng quay. + Theo công thức 5.4 và bảng 5.6 ta có: K = k0.ka.kđc.kbt.kđ.kc Trong đó: K0 = 1 : hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền (đường tâm đĩa xích so với phương ngang k = 1.1.1.1,3.1,3.1,25 = 2,1125 + P3 = 5,21 (kW) : công suất bộ truyền xích. Như vậy: Pt = 5,21.2,1125.0,93.0,89 = 9,11 (kW). Theo bảng 5.5 với n01 = 200 vg/ph, chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích. p = 25,4 thỏa mãn điều kiện mòn: Pt < [P] = 11 (kW) : công suất cho phép, đồng thời theo bảng 5.8, p < pmax - Khoảng cách trục: a = 40.p = 40.25,4 = 1016 (mm). Theo công thức 5.12 ta có số mắt xích: SVTH: ĐÀO MINH HOÀI Trang 7
  8. Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy GVHD: VĂN HỮU THỊNH 2a z1  z 2 ( z 2  z1 ) 2 . p x   4 2 .a p 2 2.1016 (27  67) (67  27)2 .25,4 x    128 4.3,142.1016 25,4 2 - Lấy số mắt xích chẵn: xc = 128, tính lại khoảng cách trục theo công thức a *  0,25 p{ X c  0,5( Z 2  Z1 )  [ X c  0,5( Z 2  Z1 )]2  2[( Z 2  Z1 ) /  ]2 } * 2 2 (5.13): a  0,25.25,4.{128  0,5(67  27)  [128  0,5(67  27)]  2[(67  27 / 3,14)] } a *  1017(mm) Để xích không chịu lực căng quá lớn, ta giảm a một lượng bằng: a = 0,003.a* = 0,003.1017 3(mm) do đó a = 1017 – 3 = 1014 (mm) - Số lần va đập của xích: Theo công thức (5.14) i = z1.n3/(15.xc) =27.225,23/(15.128) = 3,17 < [i] = 30 ( bảng 5.9) III. Kiểm nghiệm xích về độ bền: - Theo công thức (5.15): Q s k đ .Ft  F0  Fv -Theo bảng 5.2, tải trọng phá hỏng Q = 56700 (N), khối lượng 1 mét xích q = 2,6 kg. Kđ = 1,7 : hệ số tải trọng động (chế độ làm việc nặng). z1. p.n3 27.25,4.225,23 v   2,57(m / s ) 60000 60000 1000.P3 1000.5,21  Ft    2027( N ) : lực vòng trên trục. v 2,57 Fv = q.v2 = 2,6.2,572 = 17,17 (N) : lực căng do lực li tâm sinh ra. F0 = 9,81.kf.q.a :lực căng do nhánh xích bị động sinh ra. Với kf = 4 :hệ số phụ thuốc độ vòng f của xích va vị trí bộ truyền(bộ truyền nghiêng 1 góc < 400) => F0 = 9,81.1.2,6.1,014 = 25,86 (N). 56700 s  16,25 - Do đó: 1,7.2027  25,86  17,17 - Theo bảng 5.10 với n = 200 vg/ph, [s] = 8,2. vậy s > [s] : bộ truyền xích đảm bảo đủ bền. IV. Đường kính đĩa xích: - Theo công thức 5.17 và bảng 13.4 : SVTH: ĐÀO MINH HOÀI Trang 8
  9. Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy GVHD: VĂN HỮU THỊNH p 25,4 d1    218,79( mm )  180 sin( ) sin( ) z1 27 p 25,4 d2    541,9( mm )  180 sin( ) sin( ) z2 67 da1 = p[0.5 + cotg( Z1)] = 25,4[0,5 + cotg(180/27) = 230 (mm). da2 = p[0.5 + cotg( Z2)] = 25,4[0,5 + cotg(180/67) =554 (mm). df1 = d1 – 2r = 218,79 – 2.0,83 = 217,13 (mm). df2 = d2 – 2r = 541,9- 2.0,83 = 540,24 (mm). Với r = 0,5025.d1 + 0,05 = 0,5025.15,88 + 0,05 = 8,03 với dl = 15,88 (mm). (xem bảng 5.2). Các kích thước còn lại tính theo bảng 13.4. -Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích: theo công thức (5.18) ta có:  H  0,47 k r ( Ft .k đ .  Fvđ ) E / A.k d  [ H ] Trong đó: Kr : Hệ số xét đến ảnh hưởng số răng đĩa xích. + Kr1 = 0,42 ứng với Z1 = 27 + Kr2 = 0,22 ứng với Z2 = 67 Ft = 2027 (N) : lực vòng trên trục. Kd = 1 : hệ số phân bố không đều tải trọng cho 1 dãy. Kđ = 1,2 : hệ số tải trong động. Fvđ = 13.10-7 n3.p3.m : lực va đập trên m dãy xích. Fvđ = 13.10-7.225,23.25,4 3.1 = 4,798 (N). E = 2,1.105 Mpa : Môđun đàn hồi. A = 180 (mm2) : diện tích chiếu của bản lề (tra theo bảng 5.12). - Ứng suất tiếp xúc của đĩa xích 1. 0,42.(2027.1,2  4,798).2,1.10 5  H 1  0.47 = 513,62 (Mpa) 180.1 - Ứng suất tiếp xúc của đĩa xích 2. 0,22.(2027.1,2  4,798).2,1.10 5  H 2  0.47 = 371,73 ( Mpa). 180.1 -Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 210 sẽ đạt được ứng suất cho phép [  H ] = 600 MPa, đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho đĩa 1.Tương ứng,  H  [  H ] (với cùng vật liệu va nhiệt luyện). V. Xác định các lực tác dụng lên trục: SVTH: ĐÀO MINH HOÀI Trang 9
  10. Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy GVHD: VĂN HỮU THỊNH Theo (5.20), Fr = kx . Ft = 1,15.2027 = 2331,05 (N). Với kx = 1,15 :hệ số kể đến trọng lượng tính xích (do bộ truyền nghiêng 1 góc < 400). PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC. I. Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép: -Chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như sau: Cụ thể theo bảng 6.1 chọn: Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 241  285, có  b1 = 850 MPa,  ch1 = 580 MPa. Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 192  240 , có  b 2 = 750 MPa,  ch 2 = 450 MPa. II. Xác định ứng suất cho phép: - Theo bảng 6.2 thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 180  350.  0 H lim 1  2 HB  70 : ứng suất tiếp cho phép.  0 F lim  1,8 HB : ứng suất uốn cho phép. S H  1,1 : hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc. S F  1,75 : hệ số an toàn khi tính về uốn. - Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 245, độ rắn bánh lớn HB2 = 230.  H lim 1  2 HB1  70  2.245  70  560 (MPa).  0 F lim 1  1,8.245  441 (MPa).  H lim 2  2 HB2  70  2.230  70  530 (MPa).  0 F lim 2  1,8.230  414 (MPa). 2, 4 - Theo công thức (6.5) N HO  30.H HB , do đó N HO1  30.2452, 4  1,6.10 7. NHO2 = 30.2302,4 = 1,39.107. Với N HO : Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc. - Theo công thức ( 6.7) ta có : + NHE = 60c  ( Ti / Tmax)3 .niti : Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương. + Trong đó: Ti , ni , ti : lần lượt là momen xoắn, số vòng quay, tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét. SVTH: ĐÀO MINH HOÀI Trang 10
  11. Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy GVHD: VĂN HỮU THỊNH + NHE2 = 60c.n2/u2  ti  (Ti /Tmax)3 .ti /  ti 225,23 .18000(13.0,7+0,83.0,3) = 9,35.107. = 60.1. 2,22 NHE2 > NHO2 do đó KHL2 = 1. - Tương tự ta cũng có NHE1 > NHO1 do đó KHL1 = 1. Với KHL : hệ số tuổi thọ. - Như vậy theo công thức (6.1a) sơ bộ xác định được: K HL 0 [  H ] =  Him SH 560.1 0 K [  H ]1 =  Him 1 HL1 = = 509 (MPa). 1,1 SH 530.1 K 0 [  H ]2 =  Him 2 HL 2 = = 481,8 (MPa). 1,1 SH - Với cấp chậm sử dụng răng nghiêng, do đó theo (6.12) [ ]  [ H ] 2 509  481,8 [ H ] = H 1 = = 495,4 (MPa). 2 2 - Với cấp nhanh sử dụng răng thẳng và tính ra NHE > NHO nên KHL = 1, do đó [  H ]’ = min([  H ]1 ; [  H ]2) = [  H ]2 = 481,8 (MPa). - Theo công thức (6.7) : NFE = 60c  (Ti/Tmax)6ni Ti Với mF = 6 vì độ rắn mặt răng ≤ 350. 225,23 6 6 7 => NFE2 = 60.1. 2,22 .18000(1 .0,7 + 0,8 .0,3) =9,35.10 . Ta thấy NFE2 =9,35.107 > NF0 = 4.106 (đối với tất cả các loại thép thì NF0 = 4.106 : Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn), do đó KFL2 = 1. Tương tự KFL1 = 1. - Do đó theo (6.2a) với bộ truyền quay một chiều nên KFC = 1. [  F1 ] =  F lim 1 .KFC.KKL1 / SF = 441.1.1/1,75 = 252 (MPa). 0 [  F 2 ] =  F lim 2 . KFC. KFL2 / SF = 414.1.1/1,75 = 236,5 (MPa). 0 - Ứng suất quá tải cho phép: theo (6.13) và (6.14) ta có [  H ]max = 2,8  ch 2 = 2,8.450 = 1260 (MPa). [  F 1 ]max = 0,8  ch1 = 0,8.580 = 464 (MPa). [  F 2 ]max = 0,8  ch 2 = 0,8.450 = 360 (MPa). III. Tính toán bộ truyền cấp nhanh : Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng 1.Xác định sơ bộ khoảng cách trục: SVTH: ĐÀO MINH HOÀI Trang 11
  12. Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy GVHD: VĂN HỮU THỊNH Theo (6.15a) : T1 .K H  aW1 = Ka( u2+ 1) 3 [ H ] 2 u 2 . ba - Trong đó : + ba : Hệ số; là tỷ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục. Theo bảng 6.6 chọn  ba = 0,3 +Theo bảng 6.5 chọn Ka= 49,5 (đối với bánh răng thẳng) : Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng.  bd = 0,5. ba .(U2+1) = 0,5.0,3.(2,88+1) = 0,582. +Tra bảng 6.7 suy ra KH  = 1,02 ( sơ đồ 7). 37073.1,02 => aW1 = 49,5(2,88+1) 3 481,82.2,88.0,3 = 108,93 (mm). - Lấy aW1 = 108 (mm). 2. Xác định các thông số ăn khớp:  2,2 (mm). - Theo (6.17) mođun: m = (0,01  0,02)aW1 = (0,01  0,02).110 = 1,1 Tra bảng 6.8 ta chọn mođun pháp m = 1,5 (mm). - Số răng bánh nhỏ theo công thức (6.19) 2.110 2aw1 = 37,8. Lấy Z1 = 37. Z1 = = m(u2  1) 1,5.(2,88  1) - Số răng bánh lớn : Z2 = U2.Z1 = 2,88 .37 = 106,56. Lấy Z2 = 106. m( Z 1  Z 2 ) 1,5(37  106) - Do đó : aW1 = = = 107,86 (mm). 2 2 Z 2 106 - Tỷ số truyền thực sẽ là: um = = = 2,86. Z1 37 Vậy không cần điều chỉnh khoảng cách giữa 2 bành răng. 3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: - Theo công thức (6.33) : ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc 2.T1 .K H (u m  1)   H   H  Z M .Z H .Z  2 bw .u m .d w1 - Theo bảng 6.5 ta có ZM = 274 (MPa)1/3. Trong đó: SVTH: ĐÀO MINH HOÀI Trang 12
  13. Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy GVHD: VĂN HỮU THỊNH +ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, theo công thức (6.34) ta có: 2. cos  b ZH  sin 2 tw +Theo các thông số ở bảng 6.11 ta có : αt = arctan(tanα/cosβ) = arctan(tan200/cos00) = 200. Vì hệ số dịch chuyển bằng 0 nên αt = αtW = 200. Suy ra, tanβb = cosαt.tanβ = 0 => βb = 0. 2. cos 0 => Z H  sin( 2.20) = 1,76. + Z  : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Vì hệ số trùng khớp dọc: εβ = bWsinβ/(mπ) = 0 (sinβ = 0). 4   => Z   3 Với hệ số trùng khớp ngang: εα = [1,88-3,2(1/z1 + 1/z2)cosβ = [1,88-3,2(1/36+ 1/106) = 1,76. 4  1,75 Z   0,87 => 3 + KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc. KH = KHβ.KHα.KHv *KHβ = 1,02 : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra bảng 6.7 * K H = 1: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. ( bánh răng thẳng) *KHv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vòng ăn khớp. v H .bw .d w1 K Hv  1  2.T1.K H .K H VH = δH.go.v. aw / um δH = 0,006 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp. go = 56 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2. Theo (6.40),vận tốc vòng của bánh răng:  .d w1.n1 v 60000 dW1 : Đường kính vòng lăn bánh nhỏ. dW1 = 2aW/(um+1) = 2.108/(2,86+1) = 56 (mm). SVTH: ĐÀO MINH HOÀI Trang 13
  14. Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy GVHD: VĂN HỮU THỊNH 3,14.56.1440 => v   4, 22 ( m / s ) 60000 Với v = 4,22 (m/s) theo bảng 6.13 dung cấp chính xác 8. Theo bảng 6.14 với cấp chính xác 8 và v < 5 (m/s). => VH = 0,006.56.4,22. 108 / 2,86 = 8,71. + Chiều rộng vành răng : bW =  ba .aW = 0,3.108 = 32,4 (mm). 8,71.32,4.56 KHv  1   1,02 => 2.37073.1,02.1 => K H  K H .K H .K Hv  1,02.1.1,02  1,04. 2.T1.K H (um  1) 2.37073.1,04.(2,86  1)  H  Z M .Z H .Z  274.1,76.0,87.  424,61 ( MPa). 2 32,4.2,86.562 bw .u m .d w1 - Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : v = 4,22 (m/s) < 5 (m/s), Zv = 0,85.v0,1 = 0,85.4,220,1 = 0,98 . + Theo (6.1) : Lấy Zv = 1: Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng. + Cấp chính xác động học là 8 khi đó cần gia công đạt độ nhám: Ra = 2,5...1,25 m . + Do đó: ZR = 0,95, với da < 700 (mm) => KxH = 1 : Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng,vì thế theo công thức 6.1 và 6.1a ta có:  H    H '.Z v .Z R .K xH  481,8.0,98 .0,95.1  448,56 ( MPa ). + Ta thấy  H  424,61( MPa)   H   448,56( MPa) như vậy răng đã chọn thỏa mãn độ bền tiếp xúc và ta chấp nhận khoảng cách trục aW = 108 (mm). 4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: -Theo công thức (6.43) : 2.T1.K F .Y .Y .YF 1   F 1   F1  bw1.d w1.m -Theo bảng 6.7, KFβ = 1,02. -Theo bảng 6.14 với v < 5 (m/s) và cấp chính xác 8. KHα = 1 (bánh răng thẳng). -Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vòng ăn khớp khi tính về uốn KFα = 1,27. aw -Theo (6.47) : vF   F .g 0 .v. um +Theo bảng 6.15 :  F =0,016, theo bảng 6.16 : g 0 = 56. 108  23,24. Do đó theo (6.46) : => vF  0,016.56.4,22. 2,86 23,24.32,4.56 vF .bw .d w1 =1+  1,44 K Fv  1  2.37073.1,02.1,27 2.T1.K F .K F SVTH: ĐÀO MINH HOÀI Trang 14
  15. Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy GVHD: VĂN HỮU THỊNH Do đó KF = KFβ. KFα. K Fv =1,02.1,27.1,44 = 1,87. 1 1 -Với hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Y    0,571.   1,75 0 Y  1   1. -Với hệ số kể đến độ nghiêng của răng: 140 Z1 - Số răng tương đương: Z v1   37. cos3  Z2 Z v2   106. cos3  - Theo bảng 6.18 ta được: YF1 = 3,7 ; YF2 = 3,6. - Với m = 1,5 (mm), YS = 1,08 -0,0695ln(1,5) = 1,05; YR = 1 (bánh răng quay); KxF = 1 (vì da < 400 (mm)),do đó theo (6.2) và (6.2a) : [  F 1 ] = [  F 1 ]. YR. YS. KxF = 252.1.1,05.1 = 264,6 (MPa). Tương ứng [  F 2 ] = [  F 2 ]. YR. YS. KxF = 236,5.1.1,05.1 = 248,3 (MPa). - Suy ra:+ Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng chủ động: 2.T1.K F .Y .Y .YF 1 2.37073.1,87.0,571.1.3,7  107,63( MPa )   F 1   264,6( MPa ).  F1   bw .d w1 .m 32,4.56.1,5 + Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng bị động:  .Y 107,63.3,6  104,72   F 2   248,3( MPa).  F 2  F1 F 2  YF1 3,7 5. Kiểm nghiệm răng về quá tải: Tmax - Theo (6.48): Hệ số quá tải: K qt   1. T - Ứng suất tiếp xúc cực đại:  H max   H . K qt  455,5( MPa )   H max  1260( MPa ). - Ứng suất uốn cực đại:  F 1 max   F 1. K qt  107 ,63 ( MPa )   F 1 max   464 ( MPa ).  F 2 max   F 2 . K qt  104 , 72 ( MPa )   F 2 max   360 ( MPa ). 6. Các thông số cơ bản của bộ truyền: - Khoảng cách trục: aW1 = 108 (mm). - Môđun: m = 1,5 (mm). - Chiều rộng vành răng: bW = 32,4(mm). - Tỷ số truyền : um = 2,86. - Góc nghiêng của răng: β = 0. - Số răng bánh răng: Z1 = 37. Z2 = 106. SVTH: ĐÀO MINH HOÀI Trang 15
  16. Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy GVHD: VĂN HỮU THỊNH - Hệ số dịch chỉnh: x1 = 0. x2 = 0. Theo công thức trong bảng 6.11,tính được: - Đường kính vòng chia: d1 = 55,5. d2 = 159. - Đường kính đỉnh răng: da1 = 58,5. da2 = 162. - Đường kính đáy răng: df1 = 51,75. df2 = 155,25. IV. Tính toán bộ truyền cấp chậm: Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng. T ' TII  II  51570( Nmm). Vì phân đôi cấp chậm nên 2 1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục: ' TII .K H a w 2  K a (u3  1)3  H 2 .u3 . ba - Trong đó: + Ka = 43. + Ta có  ba = 0,3 =>  bd  0,5. ba (u 3  1)  0,5.0,3.( 2,22  1)  0,483 . Tra bảng 6.7 ta được: KH  = 1,07; KF  = 1,17 (ứng với sơ đồ 3). 51570.1,07 aw 2  43.(2,22  1)3  96,41(mm). 495,4 2.2,22.0,3 - Lấy a w 2 = 96 (mm). 2. Xác định các thông số ăn khớp: - Theo (6.17) môđun: m = (0,01÷0,02). a w 2 = (0,01÷0,02).110 = 0,96÷1,92 (mm). - Theo bảng 6.8Chọn môđun pháp m =1,5. 0 - Chọn sơ bộ   35  cos   0,819 . - Theo công thức 6.31: 2.a . cos  2.96.0,819 + Số răng bánh nhỏ: Z1  w2   32,56 lấy Z1 = 32. m(u3  1) 1,5( 2,22  1) + Số răng bánh lớn: Z2 = u3.Z1 = 2,22.32 = 71,04 lấy Z2 = 71. - Do đó tỷ số truyền thực là: um = Z2/Z1 = 2,22. m( Z1  Z 2 ) 1,5(32  71)  0,805.    36038'97". Khi đó: cos    2aw 2 2.96 3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: - Theo (6.33), ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc. ' 2.TII .K H (u3  1)  H  Z M .Z H .Z 2 bw .u3 .d w1 SVTH: ĐÀO MINH HOÀI Trang 16
  17. Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy GVHD: VĂN HỮU THỊNH - Theo bảng 6.5, ZM = 274 (MPa)1/3. - Theo (6.35) tgβb = cosαt.tgβ với αt = αtW = arctg(tgα/cosβ) = arctg(tg20/0,805) = 24032'95" => tgβb = cos( 24032'95" ).tg ( 36038'97" ) => βb = 33088'28" 2 cos  b 2. cos(33,8828) ZH    1,5. sin 2 tw sin( 2.24,3295) a - Theo (6.37), εβ = bWsinβ/(πm), với bW = ψba. w 2 = 0,3.96 = 28,8. => εβ = 0,3.96.sin(36,3897)/(3,14.1,5) = 3,63. Do đó theo (6.38b): εα = (1,88 – 3,2(1/Z1 + 1/Z2)).cosβ = (1,88 – 3,2(1/32 + 1/71)).0,805 = 1,4. 1 1  Z     0,85. - Do εα > 1nên theo (6.38)  1,4 - Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: dW2 = 2aW2/(um + 1) =2.96/(2,22 + 1) = 59,63 (mm).  .d w 2 .n3 3,14.59,63.500 - Vận tốc vòng của bánh răng: v    1,56(m / s ). 60000 60000 - Với v = 1,56 (m/s) theo bảng 6.13 dùng cấp chính xác động học là 9.Theo bảng 6.14 với cấp chính xác là 9 và v < 2,5 m/s, KHα = 1,13. Tra bảng 6.15 và 6.16 ta được: g0 = 73,  H  0,002 , aw 2 96  F  0,006. - Theo (6.42)  v H   H .g 0 .v  0,002.73.1,56  1,5(m / s ). um 2,22 vH .bw .d w1 1,5.28,8.59,63 - Do đó theo (6.41): K Hv  1   1  1,02. ' 2.TII .K H .K H 2.51570.1,07.1,13 - Theo công thức (6.39): K H  K H .K H .K Hv  1,07.1,13.1,02  1,23. - Thay các giá trị vừa tìm được vào (6.33) ta được : 2.TII' .K H (um  1) 2.51570.1,23(2,22  1)  H  Z M .Z H .Z   274.1,5.0,85.  468,29(MPa). 2 28,8.2,22.59,632 bw .um .d w1 - Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép: Theo (6.1) với v = 1,56 (m/s) < 5 (m/s) => Zv = 0,89, với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt Rz = 2,5...1,25 m => ZR = 0,95. Với da < 700 mm => KxH = 1, do đó theo (6.1) và (6.1a) :  H    H .Z v .Z R .K xH  495 , 4.0,89 .0,95 .1  418 ,86 ( MPa ). Như vậy:  H  468,29(MPa)   H   418,86(MPa) không đạt yêu cầu. Ta tiến hành kiểm nghiệm lại và có kết quả : aw=105 (mm) ; dw=65(mm); bw=31(mm) SVTH: ĐÀO MINH HOÀI Trang 17
  18. Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy GVHD: VĂN HỮU THỊNH 4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: 2.TII' .K F .Y .Y .YF 1 - Theo công thức (6.43) :  F 1  bw .d w1 .m + Theo bảng 6.17 ta được: KF  = 1,17 (ứng với sơ đồ 3). + Theo bảng 6.14 với v < 2,5 (m/s) và cấp chính xác 9 => KHα = 1,13 và KFα = 1,37. aw 2 105 - Theo công thức (6.47) ta có: v F   F .g 0 .v.  0,006.73.1,56.  4,7 um 2,22 trong đó theo bảng 6.15,  F = 0,006 và theo bảng 6.16 được g 0 = 73. v F .bw 2 .d w1 4,7.31.65 - Theo công thức 6.46: K Fv  1   1  1,06. ' 2.TII .K F .K F 2.51570.1,17.1,37 - Do đó KF = KFβ. KFα. K Fv = 1,17.1,37.1,06 = 1,7 1 1 - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Y    0,71.   1,4 0 36,3897 - Hệ số kể đến đọ nghiêng của răng: Y  1   1  0,75. 140 140 Z1 32 - Số răng tương đương: Z v1    61,34. cos 3  0,8053 Z2 71 Z v2    136. cos  0,8053 3 - Vì sử dụng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x = 0. - Theo bảng 6.18 ta được: YF1 = 3,62; YF2 = 3,6 -Với m = 1,5 (mm), YS = 1,08 -0,0695ln(1,5) = 1,05; YR = 1 (bánh răng quay); KxF = 1 (vì da < 400 (mm)),do đó theo (6.2) và (6.2a) : [  F 1 ] = [  F 1 ]. YR. YS. KxF = 252.1.1,05.1 = 264,6 (MPa). Tương ứng [  F 2 ] = [  F 2 ]. YR. YS. KxF = 236,5.1.1,05.1 = 248,3 (MPa). - Suy ra: + Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng chủ 2.51570.1,68.0,71.0,75.3,62 động  F 1   80,85 (MPa). < [  F 1 ] = 264,4 (MPa). 28,8.95,63.1,5 + Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng bị động:  F1 .YF 2 80,85.3,6  80,4( MPa)   F 2   248,3( MPa).  F2   YF1 3,62 5. Kiểm nghiệm răng về quá tải: SVTH: ĐÀO MINH HOÀI Trang 18
  19. Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy GVHD: VĂN HỮU THỊNH Tmax - Theo (6.48): Hệ số quá tải: K qt   1. T - Ứng suất tiếp xúc cực đại:  H max   H . K qt  468,29( MPa )   H max   1260 ( MPa ). - Ứng suất uốn cực đại:  F 1 max   F 1 . K qt  80,5( MPa )   F 1 max   464 ( MPa ).  F 2 max   F 2 .K qt  80, 4( MPa )   F 2 max   360 ( MPa ). 6. Các thông số cơ bản của bộ truyền:   35054'. - Góc nghiêng răng: - Khoảng cách trục: aW2 = 105 (mm). - Môđun: m = 1,5 (mm) - Chiều rộng vành răng: bW = 31 (mm). - Tỷ số truyền cấp chậm: Um = 2,22 - Số răng mỗi cặp bánh răng: Z1 = 32. Z2 = 71. - Hệ số dịch chỉnh: x1 = 0. x2 = 0. Theo các công thức bảng 6.11 ta tính được: - Đường kính chia: d1 = 65 (mm). d2 = 145 (mm). - Đường kính đỉnh răng: da1 = 62 (mm). da2 = 143 (mm). - Đường kính đáy răng: df1 = 61,25 (mm). df2 = 141,25 (mm). SVTH: ĐÀO MINH HOÀI Trang 19
  20. Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy GVHD: VĂN HỮU THỊNH PHẦN IV: THIẾT KẾ TRỤC I. Chọn vật liệu: - Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép C45 tôi, thường hóa có giới hạn bền  b  600( Mpa) ; và giới hạn chảy  ch  340( Mpa ). - Ứng suất xoắn cho phép    12...20( Mpa). II. Xác định sơ bộ đường kính trục: - Theo công thức (10.9) đường kính trục thứ k với k = I,II,III : Tk dk  3 Tk : momen xoắn của trục k (Nmm) 0,2  Với   lấy trị số nhỏ đối với trục vào, và lấy trị số lớn đối với trục ra TI 37073 + Chọn   = 12=> Đường kính trục I : d1  3 3  24,9( mm ). 0,2  0,2.12 TII 103140 + Chọn   = 16 => Đường kính trục II : d 2  3 3  31,82( mm). 0,2  0,2.16 TIII 220909 + Chọn   = 20 => Đường kính trục III : d 3  3 3  38,08(mm). 0,2  0,2.320 - Do đó chọn đường kính sơ bộ của các trục sẽ là: d1 = 25 (mm); d2 = 30 (mm); d3 =40 (mm). III. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực: - Chiều dài trục cũng như khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực phụ thuộc vào sơ đồ động, chiều dài mayơ của các chi tiết quay, chiều rộng ổ, khe hở cần thiết và các yếu tố khác. - Từ đường d có thể xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn b0 theo bảng 10.2 d1 = 25 (mm) => b01 = 17 (mm). d2 = 30 (mm) => b02 = 19 (mm). d3 = 40 (mm) => b03 = 23 (mm). - Chiều dài mayơ bánh răng trụ trên trục I. Xác định theo công thức (10.10) lm13 = (1,2…1,5)d1= (30…37,5) mm. Chọn lm13 = 35 (mm). - Chiều dài mayơ bánh răng trụ răng nghiêng trên trục II: lm22 = lm23 = lm24 = (1,2…1,5)d2 = (36…45) mm. Chọn lm22 = lm24 = 40 (mm). Chọn lm23 = 45(mm). - Chiều dài mayơ bánh răng trụ răng nghiêng trên trục III: lm32 = lm33 = lm34 = (1,2…1,5)d3 = (48…60) mm. Chọn lm32 = lm33 = 55 (mm). SVTH: ĐÀO MINH HOÀI Trang 20
ADSENSE

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.

 

Đồng bộ tài khoản
2=>2