đồ án chi tiết máy đề 4 spkt

Số trang: 68 | Loại file: DOC | Lượt xem: 3728 | Lượt tải: 9
MỤC LỤC SỐ LIỆU ĐẦU VÀO…………………………………………………………………………………..1 PHẦN I: TÍNH ĐỘNG HỌC………………………………………………………………………2 1.1 Chọn động cơ điện…………………………………………………………………………………..2 1.2 Phân phối tỷ số truyền……………………………………………………………………………..4 1.2.1 Tỷ số truyền của hệ thống…………………………………………………………………..4 1.2.2 Phân phối tỷ số truyền cho các bộ truyền………………………………………………4 1.3 Các thông số trên các trục………………………………………………………………………..4 1.4 Bảng thông số động học…………………………………………………………………………..5 PHẦN II: TÍNH TOÁN CÁC BỘ TRUYỀN………………………………………………..6 I. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH………………………………………………………………..6 1.1 Chọn loại xích…………………………………………………………………………………………6 1.1.1 Chọn số răng đĩa xích…………………………………………………………………………6 1.1.2 Xác định bước xích……………………………………………………………………………6 1.1.3 Xác định khoảng cách trục và số mắt xích…………………………………………….7 1.1.4 Kiểm nghiệm số lần va đập của xích trong 1 giây………………………………….7 1.1.5 Tính kiểm nghiệm xích về độ bền………………………………………………………..8 1.1.6 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc…………………………………………………………….8 1.1.7 Lực tác dụng lên trục………………………………………………………………………….9 1.1.8 Lập bảng kết quả tính toán………………………………………………………………….9 II. BỘ TRUYỀN HỘP GIẢM TỐC………………………………………………………………10 2.1 Bộ truyền cấp nhanh – bộ truyền bánh răng trụ răng chữ V…………………………10 2.1.1 Chọn vật liệu…………………………………………………………………………………..10 2.1.2 Xác định ứng suất cho phép………………………………………………………………10 2.1.3 Xác định các thông số cơ bản bộ truyền……………………………………………..13 2.1.4 Xác định các thông số ăn khớp………………………………………………………….14 2.1.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc…………………………………………………15 2.1.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn………………………………………………………17 2.1.8 Các thông số và kích thước bộ truyền…………………………………………………19 2.2 Bộ truyền cấp chậm – bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng…………………………..21 2.2.1 Chọn vật liệu…………………………………………………………………………………..21 2.2.2 Xác định ứng suất cho phép………………………………………………………………21 2.2.3 Xác định các thông số cơ bản bộ truyền……………………………………………..24 2.2.4 Xác định các thông số ăn khớp………………………………………………………….25 2.2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc…………………………………………………26 2.2.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải…………………………………………………………….29 2.2.8 Các thông số và kích thước bộ truyền…………………………………………………29 2.3 Bôi trơn và chạm trục…………………………………………………………………………….30 PHẦN III: TÍNH TOÁN TRỤC VÀ CHỌN Ổ LĂN………………………………….32 1 Chọn khớp nối…………………………………………………………………………………………32 1.1 Chọn khớp nối……………………………………………………………………………………32 1.2 Kiểm nghiệm khớp nối………………………………………………………………………..32 1.3 Lực tác dụng lên trục…………………………………………………………………………..33 1.4 Các thông số cơ bản của vòng đàn hồi…………………………………………………..33 2. Tính sơ bộ trục………………………………………………………………………………………..33 2.1 Chọn vật liệu chế tạo trục và tính toán sơ bộ đường kính trục…………………..33 2.2 Xác định lực từ các chi tiết, bộ truyền tác dụng lên trục…………………………..34 2.2.1 Sơ đồ lực tác dụng…………………………………………………………………………34 2.2.2 Tải trọng tác dụng lên trục……………………………………………………………..35 2.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực……………………………35 3. Chọn đường kính các đoạn trục…………………………………………………………………36 3.1 Trục I………………………………………………………………………………………………..36 3.1.1 Tính phản lực……………………………………………………………………………….36 3.1.2 Xác định đường kính các đoạn trục………………………………………………….37 3.1.3 Chọn then cho trục I………………………………………………………………………39 3.1.4 Kiểm nghiệm then…………………………………………………………………………40 3.1.5 Kiểm trục theo độ bền mỏi……………………………………………………………..41 3.1.6 Chọn và kiểm nghiệm ổ lăn cho trục I……………………………………………..43 3.2 Trục II……………………………………………………………………………………………….44 3.2.1 Tính phản lực……………………………………………………………………………….44 3.2.2 Xác định đường kính các đoạn trục………………………………………………….44 3.2.3 Chọn then cho trục II……………………………………………………………………..47 3.2.4 Kiểm nghiệm then…………………………………………………………………………47 3.2.5 Kiểm trục theo độ bền mỏi……………………………………………………………..48 3.2.6 Chọn và kiểm nghiệm ổ lăn cho trục II…………………………………………….50 3.3 Trục III……………………………………………………………………………………………..51 3.3.1 Tính phản lực……………………………………………………………………………….51 3.3.2 Xác định đường kính các đoạn trục………………………………………………….51 3.3.3 Chọn then cho trục III……………………………………………………………………53 3.3.4 Kiểm nghiệm then…………………………………………………………………………54 3.3.5 Kiểm trục theo độ bền mỏi……………………………………………………………..55 3.3.6 Chọn và kiểm nghiệm ổ lăn cho trục III…………………………………………..57 3.4 Kiểm tra điều kiê ̣n liền trục cho bánh răng và trục………………………………….58 4. Tính toán thiết kế vỏ hộp………………………………………………………………………….58 TÀI LIỆU THAM KHẢO………………………………………………………………………….61 SỐ LIỆU ĐẦU VÀO 1. Cho sơ đồ hệ thống dẫn động như hình 01, và sơ đồ tải trọng như hình 02 Gồm 1. 2. 3. 4. 5. H01: Sơ đồ dẫn động Động cơ điện Nối trục đàn hồi Hộp giảm tốc 2 cấp Bộ truyền xích Bộ phận công tác – Xích tải H02: Sơ đồồ tải trọng 2. Số liệu thiết kế  Lực vòng trên xích tải (2F) : 3600 (N)  Vận tốc xích tải (v) : 1 (m/s)  Số răng đĩa xích tải (Z) : 9 (răng)  Bước xích tải (p) : 160 (mm)  Số năm làm việc (a) : 4 (năm) 3. Đặc điểm tải trọng: Tải trọng va đập nhẹ và quay một chiều. 4. Ghi chú: Một năm làm việc 300 ngày, một ngày làm việc 2 ca, 1 ca 8 giờ. Sai số cho phép về tỉ số truyền Δu = (2÷3) % 1 PHẦN I: TÍNH ĐỘNG HỌC 1.1 Chọn động cơ điện Công suất làm việc được tính theo công thức 2.11 <1, trang 20> F .v 3600.1 Plv  t  3, 6 (Kw) 1000 1000 Công thức trên trục động cơ điện được xác định theo công thức 2.8 <1, trang 19> P Pct  t ht Theo công thức 2.9 <1, trang 19> ta có 2  ht  nt .ol2 .br . x 1.0, 99 4.0, 97 2.0, 96 0, 87 Trong đó  nt 1 hiệu suất nối trục đàn hồi ol 0,99 hiệu suất 1 cặp ổ lăn br 0,97 hiệu suất 1 cặp bánh răng trong hộp giảm tốc  x 0,96 hiệu suất bộ truyền xích Tải trọng thay đổi công tương đương được tính theo công thức 2.13 và 2.14 <1, trang 20> Ti Pt Ptđ Plv . 2  ( T ) .ti  ti T 0,8.T 2 ( ) 2 .0, 7tck  ( ) .0, 3tck T T 3, 08 3, 4( Kw) tck Ptđ 3, 4  3,9( KW ).  0,87 Vận tốc quay (sơ bộ của động cơ) Số vòng quay trục làm việc: Pct  V  Z .P.n 60000.V 60000.1  nlv   41, 67 (vòng/phút) 60.1000 Z.p 9.160 Trong đó: V: vận tốc xích tải (m/s) Z: số răng đĩa xích tải (răng) P: bước xích tải (mm) u sb 24 200, chọn u sb 25 Số vòng quay sơ bộ: nsb = usb.nlv = 25.41,67 = 1041,75 (vòng/phút) Trong đó nsb : số vòn quay sơ bộ của động cơ điện 2 : số vòng quay của trục công tác Theo nguyên lý làm việc thì phải chọn động cơ có công suất lớn hơn công suất làm việc Pđc > Pct. chọn nđb =1500 (vòng/phút) Theo bảng phụ lục P1.3 chọn động cơ 4A112M4Y3 Có: công suất động cơ Pđc= 5,5 Kw Vận tốc quay nđc= 1425 (vòng/phút) Bảng thông số động cơ điện nlv Thông số Kí hiệu Pct Công suất cần thiêt của động cơ (kw) nlv Số vòng quay của trục làm việc (v/ph) Chọn tỷ số truyền của bộ truyền ux xích Chọn số đôi cực 2p Số liệu động cơ điện Nhãn động cơ Công suất động cơ (kw) P nđc Số vòng quay của trục động cơ (v/ph) K qt Hệ số quá tải Khối lượng động cơ (kg) G d Đường kính trục đọng cơ (mm) đc U ht Tỷ số truyền của hệ thống dẫn động U hgt Tỷ số truyền của hộp Công thức,bảng Công thức 2.8 đến 2.14 Công thức 2.17 Bảng 2.4 Kết quả 3,6 41,67 3 2 Bảng 1.3 4A1124Y3 5,5 1425 Bảng p1.7 Công thức 2.15 U U hgt  ht Ux 2 56 32 34,2 11,4 3 1.2 Phân phối tỷ số truyền 1.2.1 Tỷ số truyền của hệ thống n 1425 U ht  đc  34, 2 nlv 41, 67 1.2.2 Phân phối tỷ số truyền cho các bộ truyền – Theo công thức (2.15) U ht U ng .U hgt U x .U hgt Chọn Ux = 3 U 34, 2 U hgt  ht  11, 4 Ux 3 Ta có U hgt U 12 .U 23 Chọn U 12 1,2U 23 mà U 12 (1,2 1,3).U 23 U hgt Do đó U 23   1, 2 11, 4 3, 08 suy ra 1, 2 U12 3, 7 -Kiểm tra sai lệch tỷ số truyền U pp U x .U12 .U 23 3.3, 08.3, 7 34,188 Do đó U  U ht  U pp U ht 34,188  34, 2 .100% 0, 035% 34, 2 .100%   Hợp lí với yêu cầu sai số tỷ số truyền U (2 3)% 1.3 Các thông số trên các trục Vận tốc quay các trục + số vòng quay qua trục 1: n1  + số vòng quay qua trục 2: n2  + số vòng quay qua trục 3: n3  ndc 1425  1425 (v/ph) unt 1 n1 1425  385 (v/ph) u12 3, 7 n2 385  125 (v/ph) u23 3, 08 Các thông số trên các trục P P 3, 6 lv lv  3, 79 (kw) – Công suất trên trục 3: P3   34  x .ol 0, 96.0,99 P P 3, 79 2  3  3, 95 (kw) – Công suất trên trục 2: P2  23 ol .br 0, 99.0, 97 4 P2 P 3,95  2  4,16 (kw) – Công suất trên trục 1: P1  12 ol .br 0,99.0,97 P1 P1 4,16  4, 2 (kw) – Công suất trên trục động cơ: Pđcct   01 ol .nt 0,99.1 Mômen xoắn trên các trục – Mômen trên trục động cơ 9, 55.106.Pđcct 9, 55.106.4, 2 Tđc   28147, 37( N .mm) nđc 1425 – Mômen trên trục 1: T1  – Mômen trên trục 2: T2  9,55.106.P1 9, 55.106.4,16  27879, 30( N .mm) n1 1425 T2* 9, 55.106.P1 9, 55.106.3, 95   48990, 26( N .mm) 2 2.n2 2.385 – Mômen trên trục 3: T3  9,55.106.P3 9,55.106.3, 79  289556( N .mm) n3 125 – Mômen trên trục làm việc: 9,55.106.Plv 9,55.106.3, 6 Tlv   825052( N .mm) nlv 41, 67 1.4 Bảng thông số động học ĐẶC TÍNH KỸ THUẬT CỦA HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG Trục Thông Số Công suất P (kW) Tỉ số truyền u Số vòng quay n, (vg/ph) Moomen xoắn (T, N.mm) Động cơ I II III 4,2 4,16 3,95 3,79 1 1425 28147,37 3,7 Công tác 3,6 3 3,08 1425 385 125 41,67 27879,3 48990,26 289556 825054 5 PHẦN II: TÍNH TOÁN CÁC BỘ TRUYỀN I. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH Công suất : P1 Số vòng quay : n1 Tỉ số truyền Momen xoắn : T1 Điều kiện làm việc 3,79 kW 125 v/p 3 289556 N.mm +tải trọng va đập +trục xích điều chỉnh được +Làm việc 2 ca +môi trường làm việc có bụi +bôi trơn nhỏ giọt 1.1 Chọn loại xích Vì tải trọng nhỏ và va đập nhẹ nên chọn xích con lăn. 1.1.1 Chọn số răng đĩa xích Với tỉ số truyền u = 3 Theo bảng 5.4 <1, trang 80> chọn số răng đĩa nhỏ (đĩa tải) z1 = 25 Số răng đĩa lớn (đĩa bị tải) z2 = u.z1 = 3.25 = 75 < zmax =120 1.1.2 Xác định bước xích Công suất tính toán, theo công thức 5.5 <1, trang 83> P .k .k z .kn Pt  1 Trong đó P = 3,79 kw kd Hệ số răng kz: k z  25 25  1 Z1 25 Hệ số vòng quay kn: kn  n01 200  1, 6 n1 125 Với n01 = 200 (tra bảng 5.5) <1, trang 81> n1 = 125 số vòng quay của xích tải Tính hệ số điều kiện sử dụng k Theo công thức 5.4 và bảng 5.6 <1, trang 81, 82> k= k0.ka.kdc.kd.kc.kbt Trong đó: k0=1 đường nối 2 tâm đĩa xích so với phương ngang < 600 ka=1,25 a = 25p kdc=1 vị trí trục được điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích kd=1,5 tải trọng va đập nhẹ kc=1,25 bộ truyền làm việc 2 ca 6 kbt=1,3 môi trường làm việc có bụi, chất lượng bôi trơn II Vậy k = 1.1,25.1.1,5.1,25.1,3=3,05 Hệ số phân bố không điều tải trọng cho các dãy xích Chọn xích 2 dãy: kd = 1,7 3, 05.1.1, 6.3, 79 10,88(kw) ⇒ Pt  1, 7 Chọn bước xích Theo bảng 5.5 <1, trang 81> với n01 = 200 (v/ph) chọn bộ truyền xích có bước xích p = 25,4 Thỏa mản điều kiện bền mòn Pt <

=11 (kw) Sai lệch công suất

 Pt 11  10,88 P  t .100%  .100% 1,1%  10% 11 1.1.3 Xác định khoảng cách trục và số mắt xích – Khoảng cách trục trục sơ bộ asb = 25.p = 25.25,4 = 635 (mm) – Xác định số mắt xích Theo công thức 5.12 <1, trang 85> 2.asb Z1  Z 2 p ( Z 2  Z1 ) 2 2.635 25  75 25, 4 (75  25) 2 x   .    . 102, 53 p 2 asb 4. 2 25, 4 2 635 4. 2 Chọn x= 104 mắt xích Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13 <1, trang 85> 1 Z  Z2 Z  Z2 2 Z  Z1 2 a  . p.

Đang xem: đồ án chi tiết máy đề 4 spkt

(theo bảng 5.9) 7 1.1.5 Tính kiểm nghiệm xích về độ bền Theo công thức 5.15 <1, trang 85> S Q  kt .Ft  F0  Fv Trong đó Q = 113400 (bảng 5.2) <1, trang 78> Kt = 1,2 chế độ làm việc trung bình Ft: lực vòng 1000.P1 1000.3, 79 Ft   2871, 21( N ) V1 1,32 Với v1  z1. p.n1 24,5.25.125  1,32 (m/s) 60000 60000 Fv : lực căng do lực ly tâm sinh ra Fv = q.v2 = 5.1,322 = 8,71 N Fo : lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra Fo= 9,81. Kf.q.a = 9,81.6.5.0,562 = 191,88 N Với q = 5 kg (bảng 5.2) <1, trang 78> Kf = 6 bộ truyền nằm ngang Theo bảng 5.10 <1, trang 86> với n = 200 v/ph chọn =8,2 Q 113400  s  31,1  kt .Ft  F0  Fv 1, 2.2871, 21  191,88  8, 71 Vậy bộ truyền xích đảm bảo điều kiện bền 1.1.6 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc Theo công thức 5.18 <1, trang 87>  H 0, 47 kr  Ft .k®  Fv®  .E A.K d   H  > ứng suất tiếp súc cho phép MPa Fvđ  13.10 7.n1. p3 .m  13.10 7.125.25, 43.1  2,66  N  công thức 5.19 <1, trang 87> Kd = 1,7 hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy Ft = 3301,89 (N) E = 2,1.105 (MPa) Mođun đàn hồi kr = 0,42 Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích (z1=25) 8 A = 306 (mm2) Diện tích chiếu mặt tựa bản lề A (bảng 5.12) <1, trang 87> 0, 42.(2871, 21.1,5  2, 66).2,1.105   H 0, 47. 401, 75( MPa) 306.1, 7 Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB170 sẽ đạt ứng suất tiếp xúc cho phép > = 500 MPa đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho đĩa xích dẫn Tương tự với  H 2   H 1 (do n2 < n1 nên Fvđ2 < Fvđ1) 1.1.7 Lực tác dụng lên trục Theo công thức 5.20 <1, trang 88> Fr= Kx.Ft Trong đó: Kx= 1,15 hệ số kể đến trọng lượng xích khi bộ truyền nằm ngang hoặc nghiêng một góc < 40 Ft= 2871,21 (N) ⇒ Fr= 2871,21.1,15= 3301,89 (N) 1.1.8 Lập bảng kết quả tính toán Số liệu đầu vào Công suất trên trục dẫn P1 = 3,79 kw Số vòng quay trên trục dẫn n1 = 125 vòng/phút Tỷ số truyền của bộ truyền xích u = 3 Kết quả tính toán Thông số Ký hiệu Loại xích Số dãy xích Đường kính đĩa xích dẫn d1 (mm) Đường kính đĩa xích bị dẫn d2 (mm) Bước xích p (mm) Số răng đĩa xích dẫn Z1 Số răng đĩa xích bị dẫn Z2 Số mắt xích x Khoảng cách trục a (mm) Lực tác dụng lên trục Fr (N) Giá trị Xích con lăn 2 dãy 202,66 606,56 25,4 25 75 104 652 3301,89 9 II. BỘ TRUYỀN HỘP GIẢM TỐC 2.1 Bộ truyềồn cấấp nhanh - bộ truyềồn bánh răng tr ụ răng ch ữ V Số liệu đầu vào Công suất trên trục dẫn Số vòng quay trên trục dẫn Tỷ số truyền của bộ truyền Momen xoắn trên trục dẫn P1 = 4,16 kw n1 = 1425 vòng/phút u1 = 3,7 T1 = 13939,65 N.mm 2.1.1 Chọn vật liệu + Hộp giảm tốc công suất nhỏ, nên chọn vật liệu nhóm I, có độ rắn HB 350 + Dựa vào điều kiện làm việc không đòi hỏi đặc biệt, và theo quan điểm thống nhất hoá thiết ta chọn vật liệu bánh răng như sau: Theo bảng 6.1 <1, trang 92> ta chọn:  Bánh nhỏ: thép C45 thường hóa. Đạt độ rắn HB = 170÷217  ch1 = 340 ( MPa )   b1 = 600 ( MPa ) ,  Chọn đô rắn HB1 = 180  Bánh lớn (bị dẫn): thép C45 thường hóa. Đạt độ rắn HB = 170÷217  ch 2 = 340 ( MPa )   b 2 = 600 ( MPa ) ,  Chọn đọ rắn HB2 =170 2.1.2 Xác định ứng suất cho phép Ứng suất tiếp xúc   H  cho phếp tính theo công thức 6.1 <1, trang 91>  H   0 HLIM . .K HL .Z R .ZV .K XH SH Với  o HLIM : Giới hạn bền mỏi tiếp xúc của mặt răng ứng với chu kì cơ sở. K HL : Hệ số tuổi thọ S H : Hệ số an toàn Z R : Hệ số ảnh hưởng tới độ nhám mặt răng ZV : Hệ số ảnh hưởng đến tốc độ vòng K XH : Hệ số ảnh hưởng đến kích thước bánh răng Trong bước thiết kế, sơ bộ lấy Z R .ZV .K XH 1 khi đó 10  0 HLIM . .K HL  H   SH Theo bảng 6.2 <1, trang 94> đối với thép C45 thường hóa đạt HB  350 o Có:  H lim 2 HB  70 S = 1,1 H Với: bánh nhỏ: HB1 = 180, bánh lớn: HB2 = 170 Nên:  Ho lim1 = 2.180+70 = 430 (Mpa)  Ho lim 2 = 2.170+70 = 410 (Mpa) 1 * Hệ số tuổi thọ: K HL N ( HO ) mH N HE Trong đó + mH : bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc mH = 6 khi độ rắn mặt răng HB 350 + N HO – số chu kì cơ sở khi tính về độ bền tiếp xúc Theo công thức 6.5 <1, trang 9> NHo = 30 HB2,4 Do đó: NHo1 = 30.1802,4 = 7,76.106 NHo2 = 30.1702,4 = 6,76.106 Vì bộ truyền làm việc có tải trọng thay đổi. Nếu số chu kì thay đổi ứng suất tương đương được tính theo 6.7 <1, trang 93>.

Xem thêm: Trình Bày Phương Tiện Giao Tiếp Bằng Ngôn Ngữ, Các Phương Tiện Giao Tiếp Cơ Bản

Xem thêm: Đồ Án Thiết Kế Nội Thất Chung Cư, Hình Ảnh Workshop Cbs

NHE =60.c.Σ (Ti / Tmax)3.ni.ti Với: * N HE : Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương * c =1 số lần ăn khớp trong 1 lần quay. * Ti moment xoắn ở chế độ i. * ni = 1425(v/p) số vòng quay bánh dẫn. * ti = 8.2.300.4 = 19200 (h) tổng thời gian làm việc. => NHE1 = 60.1.(0,7+0,83.0,3) .1425.19200 = 1,4.109 N N HE 2  HE1  3,78.108 Và u1 Ta có K HL = 1 N HE1 > N HO1 nên thay N HE1 = N HO1 N HE2 > N HO2 nên thay N HE2 = N HO2 và K HL2 = 1 Ứng suất tiếp xúc sơ bộ. Được xác định : 11 Theo công thức (6.1a) <1, trang 93>  σ H  =σ Hlim . K HL SH SH: Là hệ số an toàn khi tiếp xúc và cuốn, tra bảng 6.2 <1, trang 94> → S H =1,1 với KHL1 = KHL2=1. 410 430 390,9 (MPa) < H 2 >= 372, 7 (MPa) Nên: < H 1 >  1,1 1,1 Với cấp nhanh sử dụng bánh răng chữ V do đó theo công thức 6.12 <1, trang 95> < >  < H 2 > < H >  H 1 381,8( MPa)  1, 25.< H 2 > 2 Ứng suất uốn   F  cho phép theo công thức 6.2 <1, trang 91>  F   O FLIM .K FL SF .K FC .YR .YS K XF Trong đó:  O FLIM : giới hạn bền mõi uốn của mặt răng ứng với chu kì cơ sở. K FL : hệ số tuổi thọ. S F : hệ số an toàn. K FC : hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải. YR : hệ số ảnh hưởng đến độ nhám mặt lươn chân răng. YS : hệ số ảnh hưởng ộ nhạy vật liệu đối với tập trung ứng suất. K XF : hệ số ảnh hưởng đến kích thước bánh răng. Trong bước thiết kế, sơ bộ lấy YR .YS .K XF 1 khi đó  O FLIM .K FL .K FL  F   SF Theo bảng 6.2 <1, trang 94> với thép C45, thường hóa  o FLIM 1,8HB ; S F 1,75 Với HB1 180 ; HB2 170 suy ra  o FLIM 1 1,8.180 324 Mpa  o FLIM 2 1,8.170 306 Mpa 1 *Hệ số tuổi thọ K FL N  FO  N EF  mF   Trong đó: 12 – m F : bậc của đường cong mỏi khi tính về uốn, m F = 6 khi HB 350 6 – N FO : Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi tính độ bền uốn, N FO 4.10 đối với tất cả các loại thép. N F 01  N F 02 4.106 (chu N EF kì) -số chu kì thay đổi ứng xuất tương đương Khi bộ truyền chịu tải trọng thay đổi Theo công thức 6.8 <1, trang 93>: N FE = 60 .c  (T   N FE1  60.1.1425.19200. 0, 7  0,86.0, 3  N FE 2   i / Tmax)mF.n i .t i 1, 28.10 9 N FE1 3, 45.108 u1 Số chu kì thay đổi ứng suất cở sở khi thử về uốn NFE1 > NFO1 và NFE2 > NFO1 N EF 2 N F 02  K FL 2 1 ; Thay N EF 1  N F 01 K FL1 1 Vậy theo công thức (6.2a) <1, trang 93> sơ bộ ta tính được:   F 1  185,14 ( MPa )   F 2  174,86 ( MPa ) Theo công thức (6.13 & 6.14) <1, trang 95>, ứng suất quá tải cho phép. *  σ H  max =2,8.σch2 = 2,8 340 = 952 MPa *  σ F1  max =0,8.σ ch1 0,8.340  272 MPa *  σ F2  max =0,8.σ ch2 0,8.340  272 Mpa 2.1.3 Xác định các thông số cơ bản bộ truyền – Xác định sơ bộ khoảng cách aw: 3 Theo công thức 6.15a <1, trang 96>: a w K a .(u  1). T1.K H  H  2 .u. ba Trong đó: * với răng thẳng: K a = 43 (MPa1/3): hằng số phụ thuộc vào vật liệu ở cặp bánh răng và loại răng tra bảng 6.5 <1, trang 96>. *tỷ số truyền: u1 = 3,7 * mômen tren trục bánh nhỏ: T 1 = 13939,65 (N.mm). 13 * ứng suất tiếp xúc cho phép :  H  = 381,8 MPa * ba = 0,3 tra bảng 6.6 <1, trang 97>. Theo công thức (6.16) <1, trang 97>  bd  ab . u 1 3, 7  1 0, 3. 0, 71 2 2 * K H  1,12 hằng số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc , theo bảng 6.7 <1, trang 98>. => aw 43.(3, 7  1). 3 13939, 65.1,12 92, 7( mm) 381,82.3, 7.0,3 Chọn aw = 120 mm 2.1.4 Xác định các thông số ăn khớp a. Xác định modun m Theo bảng 6.17 <1, trang 97>: m = (0,01÷0,02).a w1 = (0,01÷0,02).120 = (1,2÷2,4) mm mn = 1,5 (mm) Theo bảng 6.8 <1, trang 29>, Chọn môđun pháp b. Xác định số răng và góc nghiên β Chọn sơ bộ  35o , do đó cos  0,8192 – Theo công thức 6.31 <1, trang 103>, ta có + Số răng bánh nhỏ: Z1  aw .2 cos  120.2.0,8192  27,89 lấy Z1 =28 răng m.(u  1) 1,5.  3, 7  1 + Số răng bánh lớn : Z2 = u. z1=3,7.28= 103,6 chọn Z2 =104 răng 104 3, 71 28 – Do đó tỉ số truyền thực sẽ là u1  Góc nghiêng bánh răng   34, 4 2.1.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc – Theo công thức 6.33 <1, trang 105>: Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc H  Z M .Z H .Z 2.T1.K H  .K H  .K HV .(ut  1) . d w1 ut .bw 14 Zm- Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp – Theo bảng 6.5 <1, trang 96> : Zm = 274 MPa1/3 – Theo công thức 6.35 <1, trang 105> : tg  b = cos  t .tg  Với  t  tw arctg tg tg 20 arctg 23,8 cos  cos 34, 4  tg  b = cos(23,8).tg(34,4) = 0,6265 b  b 32,1 -góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở. Do đó theo công thức 6.34 <1, trang 105>: Z H  2.cos b 2.cos 32,1  1, 51 sin(2. wt ) sin(2.23,8) ZH- hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Theo công thức 6.37 <1, trang 105>   bw .sin  36.sin 34, 4  4, 32 m. 1, 5. Với bw  ba .aw 0,3.120 36(mm) Do đó theo công thức 6.36c <1, trang 105> (khi    1 ) Z  1 1  0, 75  1, 76 -Theo công thức 6.38b <1, trang105>   <1,88  3, 2.( - Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: d w1  1 1  )>.cos  1, 76 Z1 Z 2 2aw 2.120  50,96(mm) ut  1 3, 71  1 15 – Theo công thức (6.40) <1, trang 106> vận tốc vòng:  .d w1.n1  .50,96.1425 v  3,8( m / s ) 60000 60000 – Theo bảng 6.13 <1, trang 106> với v = 3,8 m/s ta dùng cấp chính xác 9 – Theo bảng 6.14 <1, trang 107> với cấp chính xác 9 và v < 5 m/s chọn k H  1,16 - Công thức (6.42) <1, trang 107> VH  H .g 0 .v. aw1 u1 – Theo bảng 6.15 và 6.16 <1, trang 107> Ta chọn  H = 0,002 (răng chữ V)  VH 0, 002.73.3,8. g0 = 73 (vì mn < 3,55) 120 3,16 3, 71 - Công thức (6.41) <1, trang 107> KHV: hệ số kể đến tải trọng trong vùng ăn khớp K HV 1   H .bw1.d w1 3,16.36.50,96 1  1,16 2.T1.K H  .K H  2.13939, 65.1,12.1,16 – Công thức (6.39) <1, trang 106> KH : hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc KH = KH.KH.KHv = 1,12.1,16.1,16 = 1,51 -Suy ra:  H  274.1,51.0, 75 2.13939, 65.1,51.(3, 71 1) . 234,6( MPa ) 50,96 36.3, 71 – Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép: 0,1 0,1 – Với V = 3,8 < 5 m/s  Z v 0,85.v 0,85.3,8 0,97 - Với cấp chính xác động học 9. Chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8. Khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5…..1,5  m, do đó Zr = 0,95 - Với da < 700 mm, KXH =1 - Theo 6.1 và 6.1a <1, trang 91 & 93> 16

Related Articles

Trả lời

Back to top button