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

Thuyết minh đồ án môn học chi tiết máy

Chia sẻ: Tan Lang | Ngày: | Loại File: PDF | Số trang:70

Thêm vào BST
Báo xấu
1.087
lượt xem 369
download
 
  Download Vui lòng tải xuống để xem tài liệu đầy đủ

Trong đời sống hàng ngày, chúng ta gặp rất nhiều loại máy khác nhau. Ví dụ: máy bay, máy cày, máy bơm, máy khoan, máy mài, xe máy, ô tô, tàu hỏa, cần trục, máy phát điện, động cơ điện, tay máy, người máy, máy gặt đập liên hợp, ... Mỗi máy thực hiện một chức năng nhất định, phục vụ cho lợi ích của người sử dụng.Nhóm máy công tác. Mỗi máy thực hiện một công việc nhất định, thay thế lao động thủ công của con người, máy hoạt động theo sự điều khiển của người sử dụng....

Chủ đề:

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

Lưu

Nội dung Text: Thuyết minh đồ án môn học chi tiết máy

  1. Thuyết minh đồ án môn học chi tiết máy
  2. Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY Phần I: Tính toán động học hệ dẫn động cơ khí I. Chọn động cơ điện 1. Chọn kiểu, loại động cơ Đây là trạm dẫn động băng tải nên ta chọn động cơ: 3 pha không đồng bộ roto lồng sóc, do nó có nhiều ưu điểm cơ bản sau: - Kết cấu đơn giản, giá thành thấp. - Dễ bảo quản và làm việc tin cậy. 2. Chọn công suất động cơ Công suất của động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ, đảm bảo cho khi động cơ làm việc nhiệt độ sinh ra không quá mức cho phép. Muốn vậy, điều kiện sau phải thoả mãn: P Pdm ≥ Pdt (KW) dc dc dc Trong đó: Pdm - công suất định mức của động cơ. P dc Pdm - công suất đẳng trị trên trục động cơ. Do ở đây tải trọng là không đổi nên: Plvct P =P = dc dc t dt lv ηΣ Sơ đồ tải trọng Với: Plvdc - công suất làm việc danh nghĩa trên trục Kbd = 1,5 động cơ Plvct - Giá trị công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác: Ft .V 4750.0, 65 Plvct = = = 3, 0875 (KW) 103 103 Ft – lực vòng trên trục công tác (N); V – vận tốc vòng của băng tải (m/s). ηΣ - hiệu suất chung của toàn hệ thống. Theo bảng 2.3: Trị số hiệu suất của các bộ truyền và ổ (tài liệu: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Tập 1 – Trịnh Chất & Lê Văn Uyển – NXB Giáo Dục) [I] ta chọn: η k = 1 ; η ol = 0,99 ; ηbrc = 0,96 ; ηbrt = 0,97 ; η x = 0,92 Vậy ta có: ηΣ = η k .ηol .ηbrc .ηbrt .η x = 1.0,99 .0,96.0,97.0,92 = 0,8230 4 4 1
  3. Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy Suy ra, công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ: Plvct 3, 0875 Plvdc = = = 3, 7515 (KW) η∑ 0,8230 Vậy suy ra: Pdm ≥ Pdt = 3, 7515 (KW) dc dc 3. Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ nđb Số vòng quay đồng bộ được chọn sao cho: ndb Tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống: U sb = nằm trong khoảng tỉ số truyền nên nct dùng (tra bảng 2.4 – (I)): U sb ∈ U ∑ nd Trong đó: nct – số vòng quay của trục công tác. Đây là hệ dẫn động băng tải nên: 60.103.V 60.103.0, 65 nct = = = 82,8025 (v/ph) πD 3,14.150 Trong đó: D - đường kính tang dẫn của băng tải (mm) V - vận tốc vòng của băng tải (m/s) Tỉ số truyển nên dùng của cả hệ thống phải bao gồm cả khoảng tỉ số truyền nên dùng của hộp giảm tốc và khoảng tỉ số truyền nên dùng của bộ truyền ngoài hộp. U ∑ nd = U nd .U nd−T = (1,5 ÷ 5).(8 ÷ 31,5) = 12 ÷ 157,5 X C Chọn sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ: nđb = 1500 (v/ph). 1500 Suy ra: U sb = = 18,1154 . Giá trị này thoả mãn U sb ∈ U ∑ nd 82,8025 Vậy ta chọn được số vòng quay đồng bộ của động cơ là: nđb = 1500 (v/ph). 4. Chọn động cơ Pdm ≥ 3, 7515KW ⎪ dc ⎫ Qua các bước trên ta đã xác định được: ⎬ ndb = 1500v / ph ⎪ ⎭ Động cơ được chọn phải có công suất và số vòng quay sơ bộ thoả mãn những điều kiện trên. Căn cứ vào những điều kiện trên tra bảng phụ lục P1.1; P1.2: P1.3: Các thông số kỹ thuật của động cơ, ta chọn động cơ 4A100L4Y3. Bảng các thông số kỹ thuật của động cơ này. Vận tốc Tm ax Tk Kiểu động Công cơ suất KW quay Cos η% Tdn T dn (v/ph) 4A100L4Y3 4,0 1420 0,84 84 2,2 2,0 5. Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ a. Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ 2
  4. Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy Khi khởi động, động cơ cần sinh ra một công suất mở máy đủ lớn để thắng sức ỳ của hệ thống. Vậy: Pmm ≥ Pbd dc dc (KW) Trong đó: Pmmdc – Công suất mở máy của động cơ Pmm = K mm Pdm dc dc Tk K mm = - Hệ số mở máy của động cơ Tdn Pbddc – Công suất ban đầu trên trục động cơ Kbd – Hệ số cản ban đầu (sơ đồ tải trọng) Từ các công thức trên ta tính được: T Pmm = K mm .Pdm = k .Pdm = 2.4 = 8 KW dc dc dc Tdn Pbd = Plvdc .K bd = 3, 7515.1,5 = 5, 6273KW dc Ta thấy: Pmm > Pbd . Vậy động cơ đã chọn thoả mãn điều kiện mở máy. dc dc b. Kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ Nhìn vào sơ đồ tải trọng ta thấy tính chất tải trọng là không đổi nên ta không cần kiểm tra quá tải cho động cơ. II. Phân phối tỉ số truyền ndc 1420 Tỉ số truyền chung của toàn hệ thống: uΣ = = = 17,1492 nct 82,8025 Trong đó: ndc – số vòng quay của động cơ đã chọn (v/ph) nct - số vòng quay của trục công tác (v/ph) Ta có: uΣ = ung .uh = u x .uh Với: ung – tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp uh – tỉ số truyền của hộp giảm tốc uh = u1.u2 u1, u2 – tỉ số truyền của các bộ truyền cấp nhanh và cấp chậm 1. Tỉ số truyền của bộ truyền ngoài hộp Hệ dẫn động gồm hộp giảm tốc hai cấp bánh răng nối với 1 bộ truyền ngoài hộp. Ft 6 3 1 4 5 2 Nên ung = (0,1 ÷ 0,15)uh ⇒ ung = (0,1 ÷ 0,15)u∑ = (0,1 ÷ 0,15).17,1492 = 1,3095 ÷ 1, 6039 Kết hợp với bảng 2.4: Tỉ số truyền nên dùng [I] ta chọn: ung = ux = 1,5 3
  5. Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy n∑ 17,1492 ⇒ uh = = = 11, 4328 nng 1,5 2. Tỉ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc uh = u1.u2 Với hộp giảm tốc bánh răng côn – trụ 2 cấp, để nhận được chiều cao hộp giảm tốc nhỏ nhất có thể tra tỉ số truyền bộ truyền bánh răng cấp nhanh u1 theo đồ thị: Hình 3.21 [I], tương đương với việc tính theo công thức: Tỉ số truyền của cập chậm (tỉ số truyền của bánh răng trụ) ψ ba 2 .uh u2 ≈ 1, 073 3 kbe (1 − 0,5kbe ) 2 Trong đó: kbe – hệ số chiều rộng vành răng bánh răng côn (kbe = 0,25 ÷ 0,3) ψ ba 2 - hệ số chiều rộng bánh răng trụ (ψ ba 2 = 0,3 ÷ 0, 4 ) Chọn kbe = 0,3 và ψ ba 2 = 0, 4 , ta có: u2 ≈ 1,32 3 uh = 1,32 3 8,5746 = 2, 7018 Tỉ số truyền của cấp nhanh (tỉ số truyền của bánh răng côn) uh 11, 4328 u1 = = = 4, 2315 u2 2, 7018 III. Xác định các thông số trên các trục 1. Tính tốc độ quay của các trục (v/ph) ndc 1420 - Tốc độ quay của trục I: nI = = = 1420 (v/ph) uk 1 n 1420 - Tốc độ quay của trục II: nII = I = = 335,5745 (v/ph) u1 4, 2315 n 335,5745 - Tốc độ quay của trục III: nIII = II = = 124, 2040 (v/ph) u2 2, 7018 n 124, 2040 - Tốc độ quay của trục IV: nIV = III = = 82,8027 (v/ph) ux 1,5 2. Tính công suất trên các trục (KW) Plvct - Công suất danh nghĩa trên trục động cơ: P = dc = 3, 7515 ( KW ) lv ηΣ - Công suất danh nghĩa trên trục I: PI = Plvdc .ηk .ηol = 3, 7515.1.0,99 = 3, 7140 (KW) - Công suất danh nghĩa trên trục II: PII = PI .η I − II .ηol = 3, 7140.0,96.0,99 = 3,5298 (KW) - Công suất danh nghĩa trên trục III: PIII = PII .η II − III .ηol = 3,5298.0,97.0,99 = 3,3896 (KW) - Công suất danh nghĩa trên trục IV: 4
  6. Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy PIV = PIII .η III − IV .ηol = 3,3896.0,92.0,99 = 3, 0872 (KW) 3. Tính mômen xoắn trên các trục (Nmm) - Mômen xoắn trên trục động cơ: 9,55.106.Pdc 9,55.106.3, 7515 Tdc = = = 25230,1585 (Nmm) ndc 1420 - Mômen xoắn trên trục I: 9,55.106.PI 9,55.106.3, 7140 TI = = = 24977,9577 (Nmm) nI 1420 - Mômen xoắn trên trục II: 9,55.106.PII 9,55.106.3,5298 TII = = = 100453,3718 (Nmm) nII 335,5745 - Mômen xoắn trên trục III: 9,55.106.PIII 9,55.106.3,3896 TIII = = = 260625,1006 (Nmm) nIII 124, 2040 - Mômen xoắn trên trục IV: 9,55.106.PIV 9,55.106.3, 0872 TIV = = = 356060,3700 (Nmm) nIV 82,8027 4. Lập bảng số liệu tính toán: Thông Tốc độ quay Công suất Mômen xoắn Tỉ số truyền số Trục (v/ph) (KW) (Nmm) Trục động cơ 1420 3,7515 25230,1585 1 Trục I 1420 3,7140 24977,9577 4,2315 Trục II 335,5745 3,5298 100453,3718 5
  7. Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy 2,7018 Trục III 124,2040 3,3896 260625,1006 1,5 Trục IV 82,8027 3,0872 356060,3700 Phần II: Tính toán thiết kế các chi tiết truyền động I. Tính toán thiết kế các bộ truyền trong hộp 1. Chọn vật liệu cặp bánh răng côn và cặp bánh răng trụ - Do hộp giảm tốc ta đang thiết kế có công suất trung bình, nên chọn vật liệu nhóm I có độ cứng HB < 350 để chế tạo bánh răng. - Đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của răng,nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn độ rắn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị độ cứng. H1 ≥ H 2 + (10 ÷ 15 ) HB - Dựa vào bảng 6.1, [I]: Cơ tính của một số vật liệu chế tạo bánh răng, ta chọn: • Cặp bánh răng côn: 6
  8. Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy Giới hạn bền Giới hạn chảy Loại bánh Nhiệt luyện Độ rắn σ b (MPa) σ ch (MPa) Thép 45 – tôi Bánh nhỏ HB 241…285 850 580 cải thiện Thép 45 – tôi Bánh lớn HB 192…240 750 450 cải thiện • Cặp bánh răng trụ: Giới hạn bền Giới hạn chảy Loại bánh Nhiệt luyện Độ rắn σ b (MPa) σ ch (MPa) Thép 45 – tôi Bánh nhỏ HB 192…240 750 450 cải thiện Thép 45 Bánh lớn HB 170…217 600 340 thường hóa 2. Xác định ứng suất cho phép Ứng suất tiếp xúc cho phép [σ H ] và ứng suất uốn cho phép xác định theo các công thức sau: σ H lim o [σ H ] = Z R ZV K XH K HL (1) SH σ F lim o [σ F ] = YR Z S K XF K FC K FL (2) SF Trong đó: ZR – Hệ số xét đến độ nhám mặt răng làm việc. ZV – Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng. KXH - Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng. YR - Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng. YS - Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với tập trung ứng suất. KXF - Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn. Chọn sơ bộ: Z R ZV K XH = 1 và YR Z S K XF = 1 nên các công thức (1), (2) trở thành: σ H lim o [σ H ] = K HL (3) SH σ F lim o [σ F ] = K FC K FL (4) SF Trong đó: σ H lim và σ F lim : lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho 0 0 phép ứng với số chu kì cơ sở. 7
  9. Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy Giá trị của chúng được tra trong bảng 6.2, [I]. Vì ta chọn vật liệu bánh răng là thép 45 thường hóa hay tôi cải thiện nên: σ H lim = 2 HB + 70 0 (MPa) σ F lim = 1,8 HB 0 (MPa) Vậy: - Trong bộ truyền bánh răng côn: Bánh nhỏ: σ H lim1 = 2 HB1 + 70 = 2.245 + 70 = 560 0 (MPa) σ F lim1 = 1,8 HB1 = 1,8.245 = 441 0 (MPa) Bánh lớn: σ H lim 2 = 2 HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 0 (MPa) σ F lim 2 = 1,8 HB2 = 1,8.230 = 414 0 (MPa) - Trong bộ truyền bánh răng trụ: Bánh nhỏ: σ H lim3 = 2 HB3 + 70 = 2.215 + 70 = 500 0 (MPa) σ 0 F lim3 = 1,8 HB3 = 1,8.215 = 387 (MPa) Bánh lớn: σ H lim 4 = 2 HB4 + 70 = 2.200 + 70 = 470 0 (MPa) σ F lim 4 = 1,8 HB4 = 1,8.200 = 360 0 (MPa) KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng của việc đặt tải. Vì hệ dẫn động ta thiết kế, tải được đặt một phía (bộ truyền quay 1 chiều) KFC = 1 KHL,FL: Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng, được xác định theo công thức sau: N HO N FO K HL = mH (5) ; K FL = mF (6) N HE N FE Với: - mH, mF: bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn. Vì vật liệu ta chọn làm bánh răng có HB < 350 nên: mH = mF = 6 - NHO: số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc. N HO = 30 H HB 2,4 (HHB – Độ rắn Brinen) - Bộ truyền bánh răng côn: Chọn độ rắn: bánh nhỏ HB1=245 ; bánh lớn HB2=230, khi đó: NHO1 = 30.2452,4 = 1,63.107 NHO2 = 30.2302,4 = 1,39.107 - Bộ truyền bánh răng trụ: Chọn độ rắn: bánh nhỏ HB3 = 215 ; bánh lớn HB4 = 200, khi đó: NHO3 = 30.2152,4 = 1,19.107 NHO4 = 30.2002,4 = 0,99.107 - NFO: số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn Với tất cả các loại thép thì: NFO = 4.106 - NHE, NFE: số chu kì thay đổi ứng suất tương đương. 8
  10. Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy Vì ở đây bộ truyền chịu tải động tĩnh, nên theo [I] thì: NHE = NFE = N = 60.c.n.tΣ Với: c, n, tΣ lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trong 1 phút và tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét. Ta có: c=1 4 1 tΣ = 7.365. .24. = 16352h 5 3 - Trong bộ truyền bánh răng côn: Bánh nhỏ có: n1 = 1420 (v/ph) nên: N HE1 = N FE1 = 60.1.1420.16352 = 1,39.109 Bánh lớn có: n2 = 335,5745 (v/ph) nên: N HE 2 = N FE 2 = 60.1.335,5745.16352 = 0,33.109 - Trong bộ truyền bánh răng trụ: Bánh nhỏ có: n3 = 335,5745 (v/ph) nên: N HE 3 = N FE 3 = 60.1.335, 5745.16352 = 0,33.109 Bánh lớn có: n4 = 124,2040 (v/ph) nên: N HE 4 = N FE 4 = 60.1.124, 2040.16352 = 0,12.109 Vậy: - Bộ truyền bánh răng côn cấp nhanh có: N HE1 = 1,39.109 > N HO1 = 1, 63.107 lấy N HE1 = N HO1 Vậy từ (5) KHL1 = 1. N FE1 = 1,39.109 > N FO1 = 4.106 lấy N FE1 = N FO1 Vậy từ (6) KFL1 = 1. N HE 2 = 33.107 > N HO 2 = 1,39.107 lấy N HE 2 = N HO 2 Vậy từ (5) KHL2 = 1. N FE 2 = 33.10 7 > N FO 2 = 4.106 lấy N FE 2 = N FO 2 Vậy từ (6) KFL2 = 1. - Bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm có: N HE 3 = 33.107 > N HO 3 = 1,19.107 lấy N HE 3 = N HO 3 Vậy từ (5) KHL3 = 1. N FE 3 = 33.10 7 > N FO 3 = 4.10 6 lấy N FE 3 = N FO 3 Vậy từ (6) KFL3 = 1. N HE 4 = 12.107 > N HO 4 = 0, 99.107 lấy N HE 4 = N HO 4 Vậy từ (5) KHL4 = 1. N FE 4 = 12.10 7 > N FO 4 = 4.106 lấy N FE 4 = N FO 4 Vậy từ (6) KFL4 = 1. SH,SF: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn, tra bảng 6.2, [I] ta có ứng với vật liệu đã chọn thì: SH = 1,1; SF = 1,75 9
  11. Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy Từ đó ta xác định được sơ bộ ứng suất cho phép của bánh răng. - Bộ truyền bánh răng côn (cấp nhanh): σ H lim1 o 560 [σ H 1 ] = K HL1 = .1 = 509, 09 (MPa) SH 1,1 σ F lim1 o 441 [σ F 1 ] = K FC K FL1 = .1.1 = 252 (MPa) SF 1, 75 σ H lim 2 o 530 [σ H 2 ] = K HL 2 = .1 = 481,82 (MPa) SH 1,1 σ F lim 2 o 414 [σ F 2 ] = K FC K FL 2 = .1.1 = 236,57 (MPa) SF 1, 75 Với cấp nhanh, ta sử dụng bộ truyền bánh răng côn răng thẳng. Dù bánh răng côn răng thẳng có khả năng tải nhỏ hơn so với răng không thẳng, làm việc ồn hơn song năng suất chế tạo cao hơn, ít nhạy với sai số chế tạo và lắp ráp. Vì vậy, ứng suất tiếp xúc cho phép là: [σ H ] = [σ H 2 ] = 481,82 (MPa).Vì [σ H 1 ] > [σ H 2 ] . Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: [σ H ]max = 2,8σ ch 2 = 2,8.450 = 1260 (MPa) Ứng suất uốn cho phép khi quá tải (vật liệu có HB
  12. Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy [σ H ] 'max = 2,8σ ch 4 = 2,8.427, 27 = 1196,36 (Mpa) - Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: [σ F 3 ]max = 0,8σ ch3 = 0,8.450 = 360 (MPa) [σ F 4 ]max = 0,8σ ch 4 = 0,8.340 = 272 (MPa) 3. Tính toán truyền động bánh răng côn răng thẳng (cấp nhanh) a) Xác định chiều dài côn ngoài (của bánh côn chủ động, được xác định theo độ bền tiếp xúc) T1.K H β Re = K R u 2 + 1. 3 (7) (1 − Kbe ).Kbe .u1.[σ H ] 2 Trong đó: - KR = 0,5Kd – Hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng. Vì bộ truyền cấp nhanh là truyền động bánh răng côn răng thẳng bằng thép nên: Kd = 100 MPa1/3 KR = 0,5Kd = 0,5.100 MPa1/3 = 50 MPa1/3 - K H β - Hệ số kể đến sự phận bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng bánh răng côn. - Kbe – Hệ số chiều rộng vành răng. b K be = = 0, 25...0,3 Re Trong các bước tính ở trên ta đã chọn Kbe = 0,3 K be .u1 0,3.4, 2315 Từ đó ⇒ = = 0, 75 2 − K be 2 − 0,3 Bộ truyền ta thiết kế thuộc dạng sơ đồ I trong tài liệu [I], trục lắp trên ổ bi, độ rắn mặt răng HB < 350, loại răng là răng thẳng nên theo [I], bảng 6.21 – Trị số của các hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng trong bộ truyền bánh răng côn, ta có: K H β = 1,3 - T1 – mômen xoắn trên trục bánh chủ động. (Nmm) T1 = 24977,9577 (Nmm) - [σ H ] - ứng suất tiếp xúc cho phép. [σ H ] = 481,82 (MPa) Thay các đại lượng trên vào công thức (7), ta được: 24977, 9577.1, 3 Re = 50 4, 2315 2 + 1. 3 = 117, 38 mm (1 − 0, 3).0, 3.4, 2315.481,82 2 b)Xác định các thông số ăn khớp Khi xác định môđun và số răng cần chú ý: - Để tránh cắt chân răng, số răng tối thiểu của bánh răng trụ răng thẳng tương đương với bánh răng côn: ZV 1 ≥ Z min = 17 , trong đó: Z1 Với bánh răng côn răng thẳng: ZV 1 = cosδ1 - Để răng đủ độ bền uốn, thì môđun vòng ngoài: 11
  13. Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy b mte ≥ với b = Kbe.Re 10 Quan tâm tới 2 điểm vừa nêu, ta tiến hành chọn m và Z như sau: Xác định số răng bánh 1 (bánh nhỏ) T1.K H β Ta có: de1 = K d . 3 (8) (1 − Kbe ).Kbe .u1.[σ H ] 2 K d .Re 2 Re 2.117,38 Theo (7) ⇒ d e1 = = = = 54 (mm) KR. u +1 2 1 u +1 2 1 4, 23152 + 1 Kết hợp de1 = 54 mm với các dữ kiện bánh răng côn răng thẳng và tỉ số truyền u = 4,2315, tra bảng 6.22, [I] ta được số răng Z1p = 16 Vì độ rắn mặt răng H1, H2 < HB 350 ⇒ Z1 = 1,6.Z1p = 1,6.16 = 26 Xác định đường kính trung bình dm1 và môđun trung bình Đường kính trung bình: dm1 = (1 - 0,5Kbe)de1 (9) = (1 - 0,5.0,3).54 = 45,9 (mm) d m1 Môđun trung bình: mtm = (10) Z1 45, 9 ⇒ mtm = = 1, 77 (mm) 26 Xác định môđun Môđun vòng ngoài, bánh răng côn răng thẳng theo công thức (6.56), [I] ta có: mtm 1, 77 mte = = = 2, 08 (mm) 1 − 0,5 K be 1 − 05.0,3 Từ bảng 6.8, [I]: Trị số tiêu chuẩn của môđun, ta chọn mte theo giá trị tiêu chuẩn mte = 2. Từ mte = 2 ta tính lại mtm suy từ công thức trên và dm1 suy từ công thức (10). Ta có: mtm = (1 - 0,5.0,3).2 =1,7 (mm) d 45, 9 Z1 = m1 = = 27 . Vậy Z1 = 27 răng. mtm 1, 7 Xác định số răng bánh 2 (bánh lớn) và góc côn chia - Số răng bánh lớn: Z2 = u1.Z1 = 4,2315.27 = 114,25. Lấy Z2 = 114 răng. Z 114 ⇒ Tỉ số truyền thực tế: u = 2 = = 4, 22 Z1 27 ⎛ Z1 ⎞ 28 - Góc côn chia: δ1 = acrtg ⎜ ⎟ = acrtg = 13,32o ⎝ Z2 ⎠ 118 δ 2 = 90o − δ1 = 90o − 13,349o = 76, 68o Theo bảng 6.20, [I], với Z1 = 27, ta chọn hệ số dịch chỉnh đều: x1 = 0,35 ; x2 = - 0,35 Chiều dài côn ngoài: R e = 0,5.mte . Z12 + Z 2 = 0,5.2. 27 2 + 1142 = 117,15 2 (mm) 12
  14. Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh răng côn phải thỏa mãn điều kiện 2.T1 K H u12 + 1 sau: σ H = Z M Z H Z ε . 2 ≤ [σ H ] (11) 0,85.bd m1.u1 Trong đó: - ZM: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp Tra bảng 6.5, [I], vì vật liệu bánh nhỏ và bánh lớn đều làm bằng thép nên chọn ZM = 274 MPa1/3. - ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, trị số của ZH được tra trong bảng 6.12, [I] Tra bảng 6.12, [I] với x1 + x2 = 0, góc nghiêng β = βm = 0 ta có ZH = 1,76 - Zε : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Vì ở đây thiết kế bánh răng côn răng thẳng, nên theo công thức 6.59a [I], ta 4 − εα có: Zε = 3 Với: ε α : Hệ số trùng khớp ngang, được tính theo công thức sau: ⎡ ⎛ 1 1 ⎞⎤ ⎡ ⎛ 1 1 ⎞⎤ ε α = ⎢1,88 − 3, 2 ⎜ + ⎟ ⎥ .cosβ m = ⎢1,88 − 3, 2 ⎜ + ⎟ ⎥ .cos0 = 1, 73 0 ⎣ ⎝ Z1 Z 2 ⎠ ⎦ ⎣ ⎝ 27 114 ⎠ ⎦ 4 − 1, 73 ⇒ Zε = = 0,87 3 - KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc K H = K H β .K H α .K HV Trong đó: +) K H β : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. Theo phần trên K H β = 1,3 +) K H α : Hệ số kể đến sự phân bố không đểu tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. Với bánh răng côn răng thẳng: K H α = 1 +) K HV : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp. Theo công thức 6.63, [I], ta có: vH bd m1 K HV = 1 + 2T1 K H β K Hα d m1. ( u1 + 1) Trong đó: vH = δ H .g o .v. u1 13
  15. Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy Với: dm1 – đường kính trung bình của bánh côn nhỏ dm1 = 45,9 (mm) v – vận tốc vòng bánh côn nhỏ π .d m1n1 3,14.45,9.1420 v= 3 = 3 = 3, 41 m/s 60.10 60.10 Theo bảng 6.13, [I], do v =3,41 m/s < 4, nên ta chọn cấp chính xác 8. Cũng theo bảng 6.15, [I], ta có: δ H = 0, 006 Theo bảng 6.16, [I], ta có go = 56 Trong đó: go – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng. δ H - hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp. 45,9. ( 4, 22 + 1) ⇒ vH = 0, 006.56.3, 41. = 8, 63 4, 22 - b: Chiều rộng vành răng b = Kbe.Re = 0,3.117,15 = 35,15 (mm) 8, 63.35,15.45,9 ⇒ K HV = 1 + = 1, 21 2.24977,9577.1,3.1 ⇒ K H = K H β .K H α .K HV = 1, 3.1.1, 21 = 1, 573 Thay các số liệu vừa tìm được vào công thức (11) ta có: 2.24977, 9577.1, 573 4, 22 2 + 1 σ H = 274.1, 76.0,87. = 474,81 (MPa) 0,85.35,15.45, 9 2.4, 22 Xác định chính xác ứng suất cho phép về tiếp xúc Theo các công thức (1) và (3) ta có: [σ H ]cx = [σ H ].ZV Z R K XH - Do vận tốc vòng: v = 3,41 m/s < 5 m/s ⇒ ZV = 1 - Với cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám: Ra = 2,5 … 1,25 μm (tra bảng 21.3 II) ⇒ ZR = 0,95. - Ta có: de2 = mte.Z2 = 2.114 = 228 (mm) hte = cosβ m = 1 (mm) hae1 = ( hte + x1.cosβ m ) mte = (1 + 0,35.1) .2 = 2, 7 (mm) hae 2 = 2.hte .mte − hae1 = 2.1.2 − 2, 7 = 1,3 (mm) δ 2 = 76, 68 ⇒ cosδ 2 = 0, 23 o ⇒ d ae 2 = d e 2 + 2hae 2 .cosδ 2 = 228 + 2.1,3.0, 23 = 228, 6 (mm) Ta có dae2 < 700 mm ⇒ KXH = 1. ⇒ [σ H ]cx = [σ H ].ZV .Z R .K XH = 481,82.1.0,95.1 = 457, 729 (MPa) ⇒ Sự chênh lệch giữa σ H và [σ H ]cx là: σ H − [σ H ]cx 474,81 − 457, 729 Δσ % = .100% = .100% = 3, 73% < 4% [σ H ]cx 457, 729 14
  16. Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy Như vậy σ H > [σ H ]cx với chênh lệch không nhiều (
  17. Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy +) K F β : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. b 38 Ta có: K be = = = 0,32 Re 117,38 K be .u 0,32.4, 22 Suy ra: = = 0,8 2 − K be 2 − 0,32 Tra bảng 6.21, [I], với các số liệu đã có ⇒ K F β = 1, 7 +) K Fα : Hệ số kể đến sự phân bố không đểu tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. Với bánh răng côn răng thẳng: K Fα = 1 +) K HV : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp. vF bd m1 Ta có: K FV = 1 + 2T1K F β K Fα d m1. ( u + 1) Trong đó: vF = δ F .g o .v. u Với: go – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng. Theo bảng 6.16, [I], ta có go = 56 δ F - hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp. Theo bảng 6.15, [I], ta có δ F = 0, 016 v = 3,41 m/s 45,9. ( 4, 22 + 1) ⇒ vF = 0, 016.56.3, 41. = 25, 02 4, 22 vF bd m1 23, 02.38.45,9 ⇒ K FV = 1 + = 1+ = 1, 47 2T1K F β K Fα 2.24977,9577.1, 7.1 Vậy K F = K F β .K Fα .K FV = 1, 7.1.1, 47 = 2, 5 - Yε : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng 1 1 Với hệ số trùng khớp ngang ε α = 1, 73 ⇒ Yε = = = 0,58 ε α 1, 73 Ta thay các giá trị vừa tính được vào công thức (12) và (13) ta được: 2 .2 4 9 7 7 , 9 5 7 7 .2 , 5 .0 , 5 8 .1 .3, 5 σ F1 = = 100, 6 (MPa) 0 , 8 5 .3 8 .1, 7 .4 5 , 9 Y 3, 6 3 σ F 2 = σ F1 F 2 = 100, 6. = 104, 34 (MPa) YF1 3, 5 Tính chính xác ứng suất cho phép về uốn Từ các công thức (2) và (4) ta có: [σ F ]cx = [σ F ].YR .YS .K XF 16
  18. Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy Trong đó: YR = 1 (Theo tài liệu [I]) YS = 1,08 – 0,0695ln(m) = 1,08 – 0,0695ln(1,7) = 1,04 KXF = 1 (Do dae2 = 228,6 mm < 400 mm) [σ F1 ] = 252 (MPa) [σ F 2 ] = 236,57 (MPa) Vậy: [σ F 1 ]cx = [σ F 1 ] .YR .YS .K XF = 252.1.1, 04.1 = 262, 08 (MPa) [σ F 2 ]cx = [σ F 2 ].YR .YS .K XF = 236,57.1.1, 04.1 = 246, 03 (MPa) Ta có: σ F1 = 1 0 0 , 6 (MPa) < [σ F 1 ]cx = 262, 08 (MPa) σ F 2 = 1 0 4 , 3 4 (MPa) < [σ F 2 ]cx = 246, 03 (MPa) Vậy bộ truyền đảm bảo độ bền uốn. e) Kiểm nghiệm răng về quá tải Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (thí dụ lúc mở máy, hãm máy v,v…) với hệ số quá tải Kqt = Tmax/T, trong đó T là mômen xoắn danh nghĩa, Tmax là mômen xoắn quá tải. Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại. Ta có: Kqt = Kbđ = 1,5 Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại σ H max không được vượt quá một giá trị cho phép: σ H max = σ H K qt ≤ [σ H ]max (14) Ta có: σ H max = σ H K qt = 456, 66 1,5 = 559, 29 (MPa) Mà: [σ H ]max = 1260 (MPa) nên bất đẳng thức (14) được thỏa mãn. Đồng thời để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất uốn cực đại σ F max tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép: σ F max = σ F K qt ≤ [σ F ]max (15) Ta có: σ F 1max = σ F 1 K qt = 100, 6.1,5 = 150,9 (MPa) σ F 2 max = σ F 2 K qt = 104,34.1,5 = 156,51 (MPa) Mà: [σ F1 ]max = 464 (MPa) [σ F 2 ]max = 360 (MPa) ⇒ σ F 1max < [σ F 1 ]max và σ F 2max < [σ F 2 ]max Vậy các điều kiện (14) và (15) đều thỏa mãn nên bộ truyền cấp nhanh thỏa mãn các yêu cầu về quá tải. f) Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn Chiều dài côn ngoài Re = 117,15 mm Môđun vòng ngoài mte = 2 mm 17
  19. Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy Chiều rộng vành răng b = 38 mm Tỉ số truyền u = 4,22 Góc nghiêng của răng β=0 Số răng bánh răng Z1 = 27 Z2 = 114 Hệ số dịch chỉnh chiều cao x1 = 0,35 x2 = - 0,35 Theo các công thức trong bảng 6.19, [I] ta tính được: Đường kính chia ngoài de1 = 54 mm de2 = 228 mm Đường kính trung bình dm1 = 45,9 mm dm2 = 193,8 mm Góc côn chia δ1 = 13,320 δ2 = 76,680 Chiều cao răng ngoài he = 4,4 mm Chiều cao đầu răng ngoài hae1 = 2,7 mm hae2 = 1,3 mm Chiều cao chân răng ngoài hfe1 = 1,7 mm hfe2 = 3,1 mm Đường kính đỉnh răng ngoài dae1 = 59,25 mm dae2 = 228,6 mm 4. Tính toán truyền động bánh răng trụ răng nghiêng (cấp chậm) a) Xác định sơ bộ khoảng cách trục aw Nó được tính theo công thức: T2 K H β aw = K a (u2 + 1) 3 [σ H ] '2 u2ψ ba 2 (16) Trong đó: - Ka: Hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng. Vì bộ truyền cấp chậm là truyền động bánh răng trụ răng nghiêng bằng thép - thép nên tra bảng 6.5, [I] ta được Ka = 43 MPa1/3 - T2: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động, Nmm T2 = 100453,3718 (Nmm) - [σ H ] ' : Ứng suất tiếp xúc cho phép, MPa [σ H ] ' = 440,91 (MPa) - u2 : Tỉ số truyền của bộ truyền cấp chậm u2 = 2,7018 - b w: Chiều rộng vành răng 18
  20. Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy bw - ψ ba 2 = : Hệ số chiều rộng bảnh răng aw Theo bảng 6.6, [I] ta chọn ψ ba 2 = 0,3 Từ đó theo công thức 6.16, [I] ta có: ψ bd = 0, 53ψ ba 2 (u + 1) = 0, 53.0, 3(2, 7018 + 1) = 0, 59 - K H β : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc. Giá trị của K H β phụ thuộc vị trí của bánh răng đối với các ổ và hệ số ψ bd , được tra trong bảng 6.7, [I]: Do bộ truyền ta thiết kế có vị trí bánh răng lắp ứng với sơ đồ 5 (bảng 6.7, [I]) ψ bd = 0,59 và H3, H4 < HB 350 nên theo bảng 6.7, [I] ta tra được: K H β = 1, 03 và K F β = 1, 08 Thay các giá trị tìm được ở trên vào công thức (16) ta có: 100453,3718.1, 03 aw = 43(2, 7018 + 1) 3 = 138,35mm 440,912.2, 7018.0,3 Lấy aw = 140 mm b) Xác định các thông số ăn khớp Xác định môđun Theo công thức 6.17, [I] ta có: m = (0, 01 ÷ 0, 02)aw = (0, 01 ÷ 0, 02).140 = (1, 4 ÷ 2,8 ) (mm) Theo bảng 6.8, [I] ta chọn môđun tiêu chuẩn là môđun pháp mn = 2 Xác định số răng, góc nghiêng β và hệ số dịch chỉnh x Giữa khoảng cách trục aw, số răng bánh nhỏ Z3, số răng bánh lớn Z4, góc nghiêng β của răng và môđun trong bộ truyền ăn khớp ngoài, liên hệ với nhau theo công thức mn ( Z3 + Z 4 ) aw = (17) 2 cos β Sơ bộ chọn góc nghiêng β, với răng nghiêng thì β = 8 … 200. - Chọn sơ bộ góc nghiêng β = 100, từ công thức (17) ta tính số răng bánh nhỏ: 2aw cosβ 2.140.cos100 Z3 = = = 37, 24 mn ( u + 1) 2. ( 2, 7018 + 1) Lấy Z3 = 37 răng. - Số răng bánh lớn: Z4 = u2.Z3 = 2,7018.33 = 99,97 Lấy Z4 = 100 răng. Z 4 100 - Tỉ số truyền thực tế: u2 = = = 2, 7 Z 3 37 Từ công thức (17) ta tính lại góc nghiêng β : 19
ADSENSE

CÓ THỂ BẠN MUỐN DOWNLOAD

LV.11: Bộ Luận Văn Tốt Nghiệp Chuyên Ngành Tài Chính Ngân Hàng
172 tài liệu
823 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