đồ án nguyên lý chi tiết máy văn hữu thịnh đề 2
Bạn đang xem bản rút gọn của tài liệu. Xem và tải ngay bản đầy đủ của tài liệu tại đây (241.62 KB, 26 trang )
Đang xem: đồ án nguyên lý chi tiết máy văn hữu thịnh đề 2
TIỂU LUẬN NGUYÊN LÝ – CHI TIẾT MÁY – ĐỀ 2
GVHD: Thầy Văn Hữu Thịnh
PHẦN I: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
1 . CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN :
1.1Chọn công suất động cơ:
Công suất trên trục công tác:
P = = 9,24 (KW)
Vì tải thay đổi nên ta có: =
= 8,73 (KW)
η ∑ : Hiệu suất chung của trạm dẫn động
nt
. br2
. o4
. x
η x : Hiệu suất bộ truyền xích
Trong đó :
η brt : Hiệu suất của một cặp bánh răng ăn khớp
η o : Hiệu suất của một cặp ổ lăn
: Hiệu suất của nối trục đàn hồi
nt
Tra bảng 2.3 /19 ta có
η
=>
Bộ truyền xích
0,93
Bánh răng trụ
0,98
Ổ lăn
0,995
Nối trục đàn hồi
1
η ∑ = 1.0,982.0,9954.0,93 = 0,875
Công suất cần thiết trên trục động cơ là: Pct = =
Với công suất cần thiết Pct = 9,98 (KW).
8, 73
0,875
= 9,98 (KW)
Ta tra bảng 1.2/235 ta lấy động là: 1500 (vòng/phút)
1
SVTH: LƯU THÀNH ĐẠT
TIỂU LUẬN NGUYÊN LÝ – CHI TIẾT MÁY – ĐỀ 2
GVHD: Thầy Văn Hữu Thịnh
dc
Pct = 10 (KW) ; n = 1460 (vòng/phút) ; Kiểu động cơ DK 62-4
1.2 . Phân phối tỉ số truyền:
Tốc độ quay của trục công tác
v=
Tỉ số truyền chung:
n
1460
U = dc =
= 25, 01
n
58,38
Tỷ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp :
Tra bảng 2.4/21 ta có : ux = 2 ÷ 5.
Chọn Ux = 3
U 25,11
Uh =
=
= 8,34
Ux
3
Tỷ số truyền của các bộ truyền trong hộp :
Uh = UnUc
Để đảm bảo bôi trơn HGT thì ta phải chọn Un = (1,2 ÷ 1,3 )Uc
Chọn Un = 1,2Uc
Uh = 1,2Uc2 => Uc = = = 2,64
Un = =
Kiểm tra :
= Un.Uc.Ux = 3,16. 2,64.3 = 25,03
= = 25,03 – 25,01 = 0,02
Sai số = 0,02 => Tỷ số truyền chọn là phù hợp
Tính tốc độ quay của trục :
nI =
ndc
u nt
nII =
= ndc = 1460 (v/ph)
nI 1460
=
= 462, 03(v / ph)
U n 3,16
2
SVTH: LƯU THÀNH ĐẠT
TIỂU LUẬN NGUYÊN LÝ – CHI TIẾT MÁY – ĐỀ 2
nIII =
nII 462, 03
=
= 175, 01(v / ph)
Uc
2, 64
nIV =
GVHD: Thầy Văn Hữu Thịnh
nIII 175, 01
=
= 58,34(v / ph)
Ux
3
Tính công suất danh nghĩa trên các trục :
= Pct.ηnt.ηo = 9,98.1.0,995 = 9,93(kW)
= .ηbr.ηo = 9,93.0,98.0,995 = 9,68 (kW)
= . ηbr.ηo = 9,68.0,98.0,995 = 9,44(kW)
= .ηx.ηo = 9,44.0,93.0,995 = 8,74 (kW)
Tính momen xoắn trên các trục :
9,55.10 6.Pi
Ti =
ni
Áp dụng công thức :
9, 55.106.9, 98
Tdc =
= 65280,14( Nmm)
1460
9,55.106.9,93
TI =
= 64953, 08( Nmm)
1460
9,55.106.9, 68
TII =
= 200082, 25( Nmm)
462, 03
9, 55.106.9, 44
TIII =
= 515124,85( Nmm)
175, 01
TIV
9, 55.106.8, 74
=
= 1430699, 35( Nmm)
58, 34
Bảng số liệu tính toán:
U
Trục động
cơ
=1
n (v/phút) 1460
Trục I
1460
Trục II
Trục III
=3,16
=2,64
462,03
175,01
Trục IV
x
U =3
58,34
3
SVTH: LƯU THÀNH ĐẠT
TIỂU LUẬN NGUYÊN LÝ – CHI TIẾT MÁY – ĐỀ 2
GVHD: Thầy Văn Hữu Thịnh
P (KW)
9,98
9,93
9,68
9,44
8,74
T (Nmm)
65280,14
64953,08
200082,25
515124,85
1430699,35
PHẦN II : TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH
1. CHỌN LOẠI XÍCH:
Có 3 loại xích : xích ống , xích con lăn và xích răng . Trong 3 loại trên ta chọn xích con
lăn để thiết kế bởi vì chúng có ưu điểm là : có nhiều trên thị trường do đó dễ thay thế,
chế tạo không phức tạp bằng xích răng, độ bền mòn của xích con lăn cao hơn xích ống,
và được dùng khá rộng rãi nên dễ thay thế
2. XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ CỦA XÍCH VÀ BỘ TRUYỀN XÍCH
2.1. Chọn số răng đĩa xích:
Từ phần I ta đã tính toán và xác định được:
Ux = 3
nx = nIII = 175,01(v/ph); Px = PIII = 9,44 (kW)
Tra bảng 5.4/80 với Ux = 3. Ta chọn:
Z1 = 25 (Z1 là số răng đĩa xích nhỏ).
Do đó ta có số răng đĩa xích lớn Z2 là:
Z2 = Ux.Z1≤ Zmax.
Zmax: Được xác định từ điều kiện hạn chế độ tăng xích do bản lề bị mòn sau một
thời gian làm việc.
Zmax = 120 đối với xích ống con lăn.
Z2 = Ux.Z1 = 3.25= 75. Chọn Z2 = 75 < Zmax= 120.
Tỉ số truyền thực: Ut =
4
SVTH: LƯU THÀNH ĐẠT
TIỂU LUẬN NGUYÊN LÝ - CHI TIẾT MÁY – ĐỀ 2
GVHD: Thầy Văn Hữu Thịnh
2.2. Xác định bước xích p:
Theo công thức 5.3/80 công suất tính toán và điều kiện đảm bảo chỉ tiêu độ bền mòn.
Pt = P.k.kZ.kn ≤
.
(1)
Trong đó:
Pt, P,
: Lần lượt là công suất tính toán, công suất cần truyền (P=PIII), công suất cho
phép.
kZ: Hệ số số răng.
Z 01
kZ = Z 1 ,
Z01:bước xích tiêu chuẩn của bộ truyền xích có số răng đĩa nhỏ, Z01= 25.
→
kZ =
25
=1
25
kn: Hệ số số vòng quay.
n01
kn = n1
Vì số vòng quay đĩa nhỏ n1=nx=175,01 (v/ph), nên ta chọn n01 = 200(v/ph).
→ kn =
200
= 1,14
175,01
Ta có: Hệ số sử dụng
k = k0. ka. kdc. kbt. kd. kc
Ta bảng 5.6 /82 ta có:
k0: Hệ số kể đến ảnh hưởng vị trí bộ truyền, lấy k0=1,25.
(Chọn độ nghiêng giữa bộ truyền và phương ngang > 600).
ka: Hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích, lấy ka = 1( Khoảng cách trục
a=(30…50)p ).
5
SVTH: LƯU THÀNH ĐẠT
TIỂU LUẬN NGUYÊN LÝ – CHI TIẾT MÁY – ĐỀ 2
GVHD: Thầy Văn Hữu Thịnh
kdc: Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích, lấy kdc =1 (ứng
với vị trí trục được điều chỉnh một trong các đĩa xích).
kbt: Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn, lấy kbt = 1,3 ( vì môi trường có bụi,
chất lượng bôi trơn loại II).
kd: Hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng, lấy kd = 1,2 (vì tải trọng
động )
kc: Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền , lấy kc = 1,25(làm việc
2ca/ngày).
Vậy:
k = 1,25.1.1.1,3.1,2.1,25 = 2,4375
Vậy ta xác định được Pt từ công thức trên:
Pt = P.k.kZ.kn = 9,44.2,4375.1.1,14 = 26,2314 (kW).
Pt = 26,2314 (kW) ≤
Tra bảng 5.5/81. Với n01 = 200(v/ph). ta chọn được bộ truyền xích:
Bước xích p = 38,1(mm).
Công suất cho phép
= 34,8(kw)
Đường kính chốt xích dc= 11,12(mm)
Chiều dài ống xích B=35,46(mm)
Pt = 26,2314 (KW) <
= 34,8 (KW).
Đồng thời theo bảng 5.8/83 với n1 = 175,01 < 300(v/ph).
p < p max = 50,8(mm), với pmax là bước xích lớn nhất cho phép.
=> Thoả mãn điều kiện va đập đối với bộ truyền
2.3. Khoảng cách truc và số mắt xích:
Khoảng cách trục nhỏ nhất giới hạn bởi khe hở nhỏ nhất cho phép giữa các đĩa xích
a=(30÷50)p mm, hệ số nhỏ dùng khi u = 1..2. hệ số lớn dùng khi u = 6…7
6
SVTH: LƯU THÀNH ĐẠT
TIỂU LUẬN NGUYÊN LÝ – CHI TIẾT MÁY – ĐỀ 2
GVHD: Thầy Văn Hữu Thịnh
Mặt khác để tránh lực căng quá lớn do trọng lượng bản thân xích gây nên, khoảng cách
trục không nên quá lớn a ≤ amax = 80.p.
Khi thiết kế sơ bộ chọn: a = 40p .Vậy a = 40p = 40.38,1 = 1524 (mm).
Theo công thức 5.12/85, ta xác định được số mắt xích x:
2
2
2a z1 + z 2 ( z 2 − z1 ) . p 2.1524 25 + 75 ( 75 − 25) .38,1
x=
+
+
=
+
+
= 131,58
p
2
4π 2 a
38,1
2
4.( 3,14) 2 .1524
Lấy số mắt xích chẵn: x = 132
Tính lại khoảng cách trục a theo số mắt xích x = 132, áp dụng công thức 5.13/85
*
a = 0,25.p .
<132 − 0,5( 75 + 25) > 2 − 2< ( 75 − 25) / 3,14> 2 }
= 0,25.38,1 .{132- 0,5.(75+25) +
= 1532 (mm)
Để xích không chịu lực căng quá lớn, giảm a* một lượng ∆a.
∆a = (0,002..0,004)a*.
Chọn ∆a = 0,004.a* ≈ 6
Do đó: a* = 1532 – 6 = 1526 (mm)
Sau khi xác định được số mắt xích và khoảng cách trục, cần tiến hành kiểm nghiệm số
lần va đập i của bản lề xích trong một giây:
i=
z1.n1 25.175,01
=
= 2,2
15.x
15.132
(lần/s)
Điều kiện : i ≤ .
: Số lần va đập cho phép trong một giây.
Tra theo bảng 5.9/85. Dựa vào bước xích p = 38,1mm. ta có: = 20.
Vậy i = 2,2 < =20
=> thoả mãn điều kiện cho phép
7
SVTH: LƯU THÀNH ĐẠT
TIỂU LUẬN NGUYÊN LÝ – CHI TIẾT MÁY – ĐỀ 2
GVHD: Thầy Văn Hữu Thịnh
2.4.Kiểm nghiệm xích về độ bền:
Với cả bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu tải
trọng va đập trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số
an toàn:
s=
Theo công thức :
Q
≥
k d .Ft + F0 + FV
.
Trong đó:
Q: Tải trọng phá hỏng, tra theo bảng 52/78.(với p = 38,1mm)
Q = 127,0 (kN) = 127.103 (N), khối lượng một mét xích: q = 5,5 (kg)
kd : hệ số tải trọng động: kd = 1,2( Chế độ tải trọng va đập nhẹ)
Ft: Lực vòng, Ft = 1000
Trong đó: v =
→ Ft =
z1 p.n1 25.38,1.175,01
=
= 2,78(m / s)
60.103
60.103
1000.9,44
= 3395,68( N )
2,78
Fv: Lực căng do lực li tâm sinh ra.
Fv = q.v2 = 5,5.2,782 = 42,51(N).
F0: Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra:
F0 = 9,81.kf.q.a(N).
Trong đó:
a: khoảng cách trục; a=1526( mm) =1,526 ( m)
kf: Hệ số phụ thuộc độ võng f của xích và vị trí bộ truyền, f = (0,01÷0,02)a
Lấy kf = 1 ( Bộ truyền thẳng đứng).
→ F0 = 9,81.1. 5,5. 1,526 = 82,36(N).
Vậy ta tính được s
8
SVTH: LƯU THÀNH ĐẠT
TIỂU LUẬN NGUYÊN LÝ – CHI TIẾT MÁY – ĐỀ 2
GVHD: Thầy Văn Hữu Thịnh
Q
127.103
s=
=
= 30,24
k d .Ft + F0 + FV 1,2.3395,68 + 82 ,36 + 42,51
Tra bảng 5.10/86 , với bước xích p =38,1( mm) và n1=nx=175,01 (v/ph) ta tìm được
= 8,5
Vậy S = 30,24> = 8,5 ⇒ Bộ truyền xích đảm bảo độ bền.
2.5. Xác định các thông số của đĩa xích và kiểm nghiêm độ bền tiếp xúc:
2.5.1/. Xác định thông số của đĩa xích:
– Đường kính vòng chia của đĩa xích được xác định theo công thức:
d1 = =
d2 = =
38,1
= 303,99( mm)
180
sin
÷
25
38,1
= 909,84(mm)
180
sin
÷
75
– Đường kính vòng đỉnh của đĩa xích 1,2:
da1 = p.
da2 = p.
π
180
= 320,64(mm)
0,5 + cotg = 38,1.0,5 + cotg
25
z1
π
180
= 928,09(mm)
0,5 + cotg = 38,1.0,5 + cot g
z
75
2
– Đường kính vòng chân của đĩa xích 1,2:
df1 = d1 – 2r. Tra bảng 5.2/78 với p=38,1(mm) => dl = 22,23 (mm)
Với r = 0,5025dl + 0,05 = 0,5025.22,23 + 0,05 = 11,22(mm).
→ df1 = d1 – 2r = 303,99 – 2.11,22 = 281,55 (mm).
df2 = d2 – 2r = 909,84 – 2.11,22 = 887,4 (mm)
9
SVTH: LƯU THÀNH ĐẠT
TIỂU LUẬN NGUYÊN LÝ – CHI TIẾT MÁY – ĐỀ 2
GVHD: Thầy Văn Hữu Thịnh
2.5.2/- Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích:
Ứng suất tiếp xúc σH trên mặt răng đĩa xích phải thoả mãn điều kiện:
σH = 0,47. <σH>
Trong đó: <σH>: ứng suất tiếp xúc cho phép MPa.Tra bảng 5.11/86
=><σH> =500…600 MPa
Đĩa xích 1:
Chọn vật liệu làm đĩa xích 1 là thép 45 tôi cải thiện, đạt độ cứng HB210 đảm bảo được
độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1. →<σH1> = 600MPa.
kr: Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích phụ thuộc vào Z.
Với Z1 = 25 => kr1 = 0,42
Fvđ1: Lực va đập trên một dãy xích (đĩa xích 1)
Fvđ1 = 13.10-7.nx.p3.m
Với
n = 175,01(v/ph)
P = 38,1 (mm)
m: số dãy xích, m = 1
→ Fvđ1 = 13.10-7. 175,01. 38,13.1 = 12,58 (N)
Ft: Lực vòng = 3395,68 (N).
Kđ: Hệ số tải trọng động, tra bảng 5.6/82 ta lấy Kđ = 1,2.
A: Diện tích chiếu của mặt tựa bản lề, tra bảng 5.12/87 ta được
A = 395 (mm2).
kd: Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy, kd = 1 vì có 1 dãy.
2 E1 E 2
E = E1 + E 2 ; Môđun đàn hồi (MPa).
E1,E2: Mô đun đàn hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa.
E = 2,1.105 (MPa)
Vậy ứng suất tiếp xúc σH của đĩa xích 1:
10
SVTH: LƯU THÀNH ĐẠT
TIỂU LUẬN NGUYÊN LÝ – CHI TIẾT MÁY – ĐỀ 2
GVHD: Thầy Văn Hữu Thịnh
Theo công thức:
σH1 = 0,47. <σH1>
→ σH1 = 0,47.
→
σH1 = 449,01 (Mpa).
Mà theo trên ta tra bảng được <σH1> = 600MPa
Thoả mãn điều kiện σH1 < <σH1>.
Đĩa xích 2:
Chọn vật liệu làm đĩa xích 2 là thép 45 tôi cải thiện, đạt độ cứng HB210 đảm bảo được
độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1. →<σH2> = 600MPa.
kr: Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích phụ thuộc vào Z.
Với Z1 = 75 => kr2 = 0,2
Fvđ2: Lực va đập trên một dãy xích (đĩa xích 2)
Fvđ2 = Fvđ1 = 12,58 (N)
Với
n = 175,01(v/ph)
p = 38,1 (mm)
m: số dãy xích, m = 1
Ft: Lực vòng = 3395,68 (N).
Kđ: Hệ số tải trọng động, tra bảng 5.6/82 ta lấy Kđ = 1,2.
A: Diện tích chiếu của mặt tựa bản lề, tra bảng 5.12/87 ta được
A = 395 (mm2).
kd: Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy, kd = 1 vì có 1 dãy.
2 E1 E 2
E = E1 + E 2 ; Môđun đàn hồi (MPa).
E1,E2: Mô đun đàn hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa.
11
SVTH: LƯU THÀNH ĐẠT
TIỂU LUẬN NGUYÊN LÝ – CHI TIẾT MÁY – ĐỀ 2
GVHD: Thầy Văn Hữu Thịnh
E = 2,1.105 (MPa)
Vậy theo công thức:
σH2 = 0,47. <σH2>
σ H 2 = 0,47.
→
0,2.( 3395,68.1,2 + 12,58).2,1.10 5
= 309,8( MPa )
395.1
Ta thấy: σH2 =309,8 < <σH2>= 600MPa => Thoả mãn điều kiện.
2.6. Xác định lực tác dụng lên trục
Xác định theo công thức 5.20/92:
6.10 7.k x .P
Fr = kx.Ft = Z . p.n
kx: Hệ số kể đến trọng lượng xích. Lấy kx = 1,05 (đối với bộ truyền nghiêng một
0
góc trên 40 so với đường nằm ngang)
→ Fr = 1,05.3395,68 = 3565,464(N).
2.7. Các thông số của bộ truyền
Xích con lăn
– Số răng đĩa xích nhỏ:
Z1 = 25 răng
– Số răng đĩa xích lớn:
Z2 = 75 răng
– Tỉ số truyền thực:
Ut = 3
– Bước xích:
p = 38,1 mm
– Đường kính chốt xích: dc= 11,12(mm)
– Chiều dài ống xích
B=35,46(mm)
– Số mắt xích chẵn:
x = 132
*
– Khoảng cách trục a theo số mắt xích x = 132 (đã giảm một lượng a):
a* = 1526 (mm)
– Số lần va đập i của bản lề xích trong một giây:
i = 2,2 (lần/s)
– Lực vòng: Ft = 3395,68 (N)
– Lực căng do lực li tâm sinh ra:
Fv = 42,51(N)
– Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra:
F0 = 82,36(N).
– Đường kính vòng chia của đĩa xích 1, 2:
12
SVTH: LƯU THÀNH ĐẠT
TIỂU LUẬN NGUYÊN LÝ – CHI TIẾT MÁY – ĐỀ 2
d1 = =
GVHD: Thầy Văn Hữu Thịnh
38,1
= 303,99( mm)
180
sin
÷
25
38,1
= 909,84( mm)
180
sin
÷
75
–
d2 = =
Đường kính vòng đỉnh của đĩa xích 1,2:
da1 = p.
da2 = p.
–
π
180
= 320,64(mm)
0,5 + cotg = 38,1.0,5 + cotg
25
z1
π
180
= 928,09(mm)
0,5 + cotg = 38,1.0,5 + cot g
z
75
2
Đường kính vòng chân của đĩa xích 1,2:
df1 = d1 – 2r = 303,99 – 2.11,22 = 281,55 (mm).
df2 = d2 – 2r = 909,84 – 2.11,22 = 887,4 (mm)
– Lực tác dụng lên trục : Fr = 3565,464 (N)
Lực va đập trên một dãy xích (đĩa xích 2)
Fvđ2 = Fvđ1 = 12,58 (N)
– số dãy xích: m = 1
PHẦN III : TÍNH TOÁN THIẾT KỀ HAI BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
CẤP NHANH VÀ CẤP CHẬM
1.Chọn vật liệu 2 cấp bánh răng:
Bánh răng nhỏ : chọn thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB241…285 có
Giới hạn bền:
Giới hạn chảy:
Bánh răng lớn : chọn thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB192…240 có
13
SVTH: LƯU THÀNH ĐẠT
TIỂU LUẬN NGUYÊN LÝ – CHI TIẾT MÁY – ĐỀ 2
GVHD: Thầy Văn Hữu Thịnh
Giới hạn bền:
Giới hạn chảy:
2.Phân phối tỉ số truyền:
Uh= 2,64 (vg/ph)
Un = 3,16 (vg/ph)
Uc = 2,64 (vg/ph)
n1= 1460 (vòng/phút)
3.Xác định ứng suất cho phép:
Theo bảng 6.2 với thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB180…350
= 2HB + 70 ( MPa)
SH= 1,1: hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc.
= 1,8 HB ( MPa)
SF=1,75: hệ số an toàn khi tính về uốn.
Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 245, độ rắn bánh lớn HB2= 230, khi đó:
2HB1 + 70 =2.245+70= 560 (MPa)
2HB2 + 70 = 2.230+70=530 (MPa)
1,8 HB1= 1,8.245= 441 (MPa)
1,8 HB2= 1,8.230= 414 (MPa)
Theo công thức (6.5)/93: NHO – Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:
NHO = 30 , do đó:
NHO1 = 30.2452,4 = 1,625.107
NHO2 = 30.2302,4 = 1,39.107
Theo công thức (6.7)/93:
NHE = 60c)3niti
NHE ,NFE : số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương
Trong đó:
c=1: Số lần ăn khớp trong một vòng quay.
n=1460: Số vòng quay trong một phút.
Tổng số giờ làm việc: ti=5.300.2.8
NHE2 = 60.1. . 5.300.2.8.(13.0,7 + 0,83.0,3) = 56,79.107 > NHO2
Do đó KKL2 = 1
Suy ra, NHE1 > NHO1 => KHL1 =1
14
SVTH: LƯU THÀNH ĐẠT
TIỂU LUẬN NGUYÊN LÝ – CHI TIẾT MÁY – ĐỀ 2
GVHD: Thầy Văn Hữu Thịnh
HL
K : hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thờ gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ
truyền
– Theo công thức (6.1a), ta xác định được:
=.
= 560. = 509MPa
= 530. = 481,8MPa
Theo sơ đồ hệ thống tải trọng ta có hệ thống bánh răng cấp nhanh sử dụng răng nghiêng,
theo công thức (6.12) ;
= = = 495,4 MPa
< 1,25. = 602,25Mpa
Với hệ thống tải trọng : bánh răng cấp chậm sử dụng răng nghiêng, và tính ra
NHE > NHO => KHL1 = 1.Khi đó, = =481,8 MPa
Theo (6.7);
NFE = 60c
NFE2 = 60.1..5.300.2.8(16.0,7 + 0,86.0,3) = 51,8.107
Vì NFE2 = 51,8.107 > NFo =4.106
do đó; KFL2 = 1, tương tự: KFL1 = 1
NFO : số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi khử về uốn
Do đó, theo (6.2a) với bộ truyền quay 1 chiều KFC = 1, ta được:
-Ứng suất tiếp xúc cho phép ;
=
= = = 252 MPa
= = = 236,5 MPa
-Ứng suất quá tải cho phép:
Theo công thức (6.10) & (6.11);
= 2,8. = 2,8.450 = 1260 MPa
= 0,8. = 0,8.580 = 464 MPa
= 0,8. = 0,8.450 = 360 Mpa
4. Tính toán cấp nhanh (bánh răng trụ răng nghiêng)
15
SVTH: LƯU THÀNH ĐẠT
TIỂU LUẬN NGUYÊN LÝ – CHI TIẾT MÁY – ĐỀ 2
GVHD: Thầy Văn Hữu Thịnh
4.1. Xác định khoảng cách trục
– Theo công thức 6.15a/96
aw1= Ka(un + 1) .
– Theo bảng 6.6 := 0,3
– Theo bảng 6.5 chọn Ka = 43 (răng nghiêng)
– Theo công thức 6.16 := 0,5.(u1+1) = 0,5.0,3.(3,16+1) = 0,624
– Theo bảng 6.7 chọn = 1,07 (sơ đồ 3)
T1= 64953,08 (Nmm) momen xoắn trên truc chủ động
Vậy : aw1 = 43.(3,16+1) (mm)
Lấy aw1 = 120 mm
4.2.Xác định thông số ăn khớp
– Theo công thức 6.17
aw1
m = (0,01
= (0,01.120 = (1,2 2,4) (mm)
– Theo bảng 6.8 chọn môđun pháp m=2
β
– Chọn sơ bộ =100,do đó =0,9849
– Theo 6.31 ,ta có:
+ Số răng bánh nhỏ :
120.2.0,9849
2. ( 3,16 + 1)
Z1 = =
= 28
+ Số răng bánh lớn :
Z2 = u. z1=3,16.28 = 88,48 chọn Z2 =88
– Do đó tỉ số truyền thực sẽ là : um =
(28 + 88).2
2.120
= =
=> 80 200 )
= 0,967
⇒β
88
28
= 3,14
=14,760 = 14045’37,2’’
4.3.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
16
SVTH: LƯU THÀNH ĐẠT
TIỂU LUẬN NGUYÊN LÝ – CHI TIẾT MÁY – ĐỀ 2
GVHD: Thầy Văn Hữu Thịnh
Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc
= ZMZHZ
Trong đó ZM= 274 MPa1/3 hệ số ảnh hưởng đến tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp
theo bảng (6.5).
Theo công thức (6.34) ;
ZH =
ZH hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
góc nghiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở
Theo công thức (6.35)
tg = cos.tg
Với tính theo công thức ở bảng 6.11
– Đối với răng nghiêng không dịch chỉnh
= arctg(tg/cos)
Theo tiêu chuẩn TCVN1065-71 = 20o
= = arctg() = 20,6260
tg = cos(20,626o).tg(14,76o) = 0,247
= 13,874o
ZH = = = 1,716
Theo công thức (6.37):
-Hệ số trùng khớp dọc:
= = = 1,46
Theo công thức (6.38):
-Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Z = = = 0,773
Với được tính theo công thức (6.38b):
= <1,88 – 3,2()>cos = <1,88 – 3,2()>cos() = 1,672
-Đường kính vòng lăn bánh nhỏ
= = = 57,97
– Vận tốc vòng, theo (6.40)
v = =
= 4,43 (m/s)
-Với v = 4,43 (m/s) tra bảng 6.13 ta được cấp chính xác là 8
-Với v < 5 (m/s), tra bảng (6.14), với cấp chính xác 8 ta chọn:
KHα = 1,09, KFα= 1,27: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
-Theo công thức (6.42)
17
SVTH: LƯU THÀNH ĐẠT
TIỂU LUẬN NGUYÊN LÝ - CHI TIẾT MÁY – ĐỀ 2
GVHD: Thầy Văn Hữu Thịnh
VH = .go.v.
-Trong đó, theo bảng (6.15) = 0,002 Dạng răng nghiêng , độ rắn mặt răng bánh chủ
động và bị động HB2 350HB.
go= 56. Theo bảng (6.16) trị số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng
Theo công thức (6.42): Vh = 0,002.56.4,43. = 3,067 (m/s)
-Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
KHv = 1 +
Trong đó, KH = 1,09 Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng.
KH = 1,07 hệ số kể đến phân bố không điều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính
về tiếp xúc.
KHv = 1 + = 1 + = 1,042
Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc ; theo (6.39) :
KH = KHβKHα. KHV = 1,07.1,09.1.042 = 1,215
Thay các giá trị vừa tìm được vào (6.33) ta được :ứng xuất tiếp xúc trên mặt răng làm
việc:
δH
=
Z M Z H Zε
.
2T1 .k H (u + 1) / bw .u.d w21
.
Z M = 274Mpa 1 / 3
Xem thêm: đồ án sản xuất chả lụa
Theo bảng 6.5 ,
= 274. 1,716. 0,773. = 476,32 Mpa
-Xác định chính xác ứng suất tiếp cho phép
-Theo (6.1) với V= 4,43 (m/s) < 5(m/s)
Zv=1 hệ số ảnh hưởng của vận tốc vòng. Với cấp chính xác động học là 8. Chọn mức
chính xác về mức tiếp xúc là 7 , khi đó cần gia công độ nhám là Ra= 2,5…..1,25 , do đó
ZR = 0,95 với da < 700mm. KxH= 1 . do đó theo (6.1) & (6.1a):
= . Zv. ZR. KxH = 495,4.1. 0,95.1 = 470,7 (MPa)
-Như vậy;
> , do đó cần tăng khoảng cách trục aw và tiến hành kiểm nghiệm lại.
Kết quả được: aw = 135mm ; dw = 65mm
m = 2 ; Z1 = 32; Z2 = 101; um = 3,156; β = 9,8740 => 80 200 ) ; βb = 9,270 ;
; ZH = 1,742 ; ; Z = 0,762;
KHα = 1,09; KFα = 1,27 ; KHV = 1,063 ; KH = 1,239 ;
v1 = 4,968 m/s ; VH = 3,639;
Mpa < = 470,7 (MPa)
⇒ độ bền tiếp xúc chấp nhận được
4.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
- Công thức (6.43)
18
SVTH: LƯU THÀNH ĐẠT
TIỂU LUẬN NGUYÊN LÝ - CHI TIẾT MÁY – ĐỀ 2
σ F1 =
GVHD: Thầy Văn Hữu Thịnh
2T1.K F .Yε .Yβ .YF 1
bw .d w1.m
– Theo bảng 6.7 KFβ = 1,17
– Theo bảng 6.14 V<5(m/s) cấp chính xác 8 =>
δF
– Theo bảng 6.15 = 0,006
– Công thức (6.47)
vF = δ F .g 0 .v.
aw
135
= 0,006 × 56 × 4,968
= 10,91
u
3,16
– Công thức (6.46)
K FV = 1 +
vF bw d w1
10,91.0,3.135.65
= 1+
= 1,149
2T1 K F β K Fα
2.64953,08.1,17.1, 27
– Công thức (6.45):
K F = K F β K Fα K FV = 1,17.1, 27.1,149 = 1, 707
Với
ε α = 1,77
Yε =
;
1
εα
=
1
1, 723
β
9,874
Yβ = 1 −
= 1−
= 0, 929
140
140
= 0,58
ε
Y : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
β
Y : hệ số kể đến độ nghiêng của răng
– Số răng tương đương:
Z v1 =
Z1
32
=
= 33
3
cos β ( 0,985 ) 3
Zv 2 =
Z2
101
=
= 105
3
cos β ( 0,985 ) 3
– Theo bảng 6.18 ta được:
=3,7 ; = 3,6 ; m= 2mm
1,08 – 0,0695
= 1,08 – 0,0695 ln(2) = 1,032
; =1 (< 400 mm)
- Do đó theo công thức 6.2 & 6.2a
19
SVTH: LƯU THÀNH ĐẠT
TIỂU LUẬN NGUYÊN LÝ – CHI TIẾT MÁY – ĐỀ 2
=..
= 252×
1× 1, 032 ×1 = 260, 064
GVHD: Thầy Văn Hữu Thịnh
(Mpa)
1× 1, 032 ×1 = 244, 068
= 236,5×
(Mpa)
– Thay vào công thức (6.43) : = 2
σ F1 =
σF2
2.64953, 08.1, 707.0,58.0, 929.3, 7
= 83,96 MPa
0,3.135.65.2
σ .Y
83,96.3, 6
= F1 F 2 =
= 81, 69 MPa < < σ F > 2
YF 1
3, 7
<<
δ F1
>
⇒ độ bền uốn chấp nhận được
4.5. Kiểm nghiệm răng về quá tải:
– Công thức (6.48):
Kqt =
Tmax
=1
T
σ H 1max = σ H K qt = 404, 73( MPa) < <σ H >max = 1260( MPa)
σ F 1max = σ F 1 K qt = 83,96( MPa) < <σ F 1 >max = 464( MPa)
σ F 2 max = σ F 2 K qt = 81, 69( MPa) < <σ F 2 >max = 360( MPa)
4.6. Các thông số và kích thước của bộ truyền cấp nhanh:
-Khoảng cách trục
aw1 = 135 mm
-Môđun pháp
m=2
-Tỉ số truyền
um = 3,156
0
-Góc nghiêng của răng
= 9 52’28,88’’
-Chiều rộng vành răng
bw = 0,3.135 = 40,5 (mm)
-Số răng bánh răng
Z1 = 32 (răng), Z2 = 101(răng)
-Hệ số dịch chỉnh
X 1 = X2 = 0
Theo các công thức trong bảng 6.11:
-Đường kính vòng chia
d1 = = = 64,97 (mm)
d2 = = 205,08 (mm)
-Đường kính đỉnh răng
da1 = d1 + 2m = 64,97 + 2.2 = 68,97 (mm)
da2 = d2 +2m = 205,98 + 2.2 = 209,98 (mm)
-Đường kính đáy răng
df1 = d1- 2,5m= 64,97 – 2,5.2 = 59,97 (mm)
20
SVTH: LƯU THÀNH ĐẠT
TIỂU LUẬN NGUYÊN LÝ – CHI TIẾT MÁY – ĐỀ 2
GVHD: Thầy Văn Hữu Thịnh
df2 = d2- 2,5m = 205,08 – 2,5.2 =200,08 (mm)
5.Tính toán bộ truyền cấp chậm (bánh răng trụ răng nghiêng)
5.1.Xác định sơ bộ khoảng cách trục
– Theo 6.15a
aw2= Ka(uc+1)
– Theo bảng 6.6 := 0,3
– Theo bảng 6.5 chọn Ka = 43 (răng nghiêng)
– Theo bảng (6.7) => KHβ = 1,07 (sơ đồ 3)
– Theo công thức 6.16 := 0,53× (uc+1)=0,58
– Vớ T2= 200082,25 (Nmm) , Uc=2,64
– Do cấp chậm sử dụng răng nghiêng nên theo 6.12 :
<
σH
>=
<σ H 1 > + <σ H 2 >
= 495,4 MPa
2
– Vậy : aw2 = 43.(2,64+1)
200082 ,25.1,07
= 161,64
< 495,4> 2 .2,64.0,3
(mm)
– Chọn aw2 = 162 (mm)
5.2.Xác định thông số ăn khớp
– Theo công thức 6.17
M = (0,01aw2
= (0,01.162 = (1,62 3,24) (mm)
– Theo bảng 6.8 chọn môđun pháp m=2
β = 100
Chọn sơ bộ
– Theo 6.31 ,ta có:
+ Số răng bánh nhỏ :
,do đó
cos β = 0,9848
161× 2 × 0,9848
2 × ( 2,64 + 1)
Z1 = =
= 44
+ Số răng bánh lớn :
Z2 = u. z1=2,64.43= 116
– Do đó tỉ số truyền thực sẽ là
um=
116
44
= 2,63
21
SVTH: LƯU THÀNH ĐẠT
TIỂU LUẬN NGUYÊN LÝ – CHI TIẾT MÁY – ĐỀ 2
= =
(44 + 116).2
2.162
– Suy ra
β
GVHD: Thầy Văn Hữu Thịnh
= 0,9876
= 901,56,27,, = 9,0340 => 80 200 )
5.3.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
– Theo công thức (6.33) ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền:
σ H = Z M .Z H .Zε .
2T1.K H ( um + 1)
bw .um .d w21
– Theo bảng (6.5) ZM =274 (MPa)1/3
ZH =
– Theo cơng thức (6.34)
2 cos βb
sin(2α tw )
0
: α = 20 (theo TCVN 1065-71).
tg 20 0
tgα
= 20,230
α t = arctg
= arctg
cos β
0,9876
– Góc prôfin răng
:
bw = ψ ba .aw 2 = 0,3.162 = 48,6(mm)
– Chiều rộng vành răng :
– Góc prôfin gốc
βb
: góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở :
tg β b = cos α t .tg β
tgβb = cos(20,230).tg(9,0340) = 0,149 => βb = 8,4850
– Theo công thức 6.34 :ZH= = = 1,746
– Hệ số trùng khớp ngang:
1 1
1
1
ε α = 1,88 − 3,2 + cos β = 1,88 − 3,2 +
.0,9876 = 1,758
z
z
44
116
2
1
– Hệ số trùng khớp dọc :
b . sin β 48,6. sin(9,034 0 )
εβ = w
=
= 1,215
m.π
2.π
-Theo công thức (6.36b):khi
εβ >1
ta có
22
SVTH: LƯU THÀNH ĐẠT
TIỂU LUẬN NGUYÊN LÝ – CHI TIẾT MÁY – ĐỀ 2
d w1 =
– Đường kính vòng lăn bánh nhỏ :
– Theo công thức (6. 40)
v=
π .d w .n 2
60000
=
3,14 × 108 × 462,03
60000
GVHD: Thầy Văn Hữu Thịnh
2.aw 2 2.162
=
= 108(mm)
um + 1 2 + 1
= 2,61(m/s)
Với v=2,61 (m/s) theo bảng (6.13) dung cấp chính xác 9.
-Theo bảng (6.14)với cấp chính xác 9 với v=2,61(m/s)
=>KHα=1,13 và KFα=1,37
VH = δ H g 0 v
– Công thức (6.42) :
– Theo bảng 6.15 ta chọn
δH
a w2
u1
= 0,002 (raêng nghieâng)
– Theo bảng 6.15 ta chọn g0 = 73 (vì m<3,55) và cấp chính xác 9
VH = 0,002 × 73 × 2,61
162
2,64
=>
= 2,98 m/s
– Công thức (6.41) KHv : hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp
KHv = 1+
ν h .bw .d w
2.T2 .K Hβ .K Hα
=1+
2,98.48,6.108
= 1,032
2.200082 ,25.1,07.1,13
– Công thức (6.39) kH : hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
KH =KHβ.KHαKHv=1,07.1,13.1,032 = 1,24
-Suy ra: = ZMZHZ
2.200082 ,25.1,24.( 2,64 + 1)
48,6.2,64.108 2
σH = 274.1,746.0,754
= 396,28 MPa
– Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:
⇒
– Công thức (6.1) với V =2,61
Zv = 1
– Với cấp chính xác động học 9.Chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8.Khi đó cần gia
µ
công đạt độ nhám Ra = 2,5…..1,5 m, do đó Zr =0,95
23
SVTH: LƯU THÀNH ĐẠT
TIỂU LUẬN NGUYÊN LÝ – CHI TIẾT MÁY – ĐỀ 2
GVHD: Thầy Văn Hữu Thịnh
– Với da <700mm, KXH=1 - Theo 6.1 vaø 6.1a: Như vậy σH <σ H > = <σ H >Z V .Z R K XH = 495,4 × 1 × 0,95 × 1 = 470,6( MPa)
= 396,28 (MPa) < < σH >=470,6 (MPa)
5.4.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
σ F1 =
2T1.K F .Yε .Yβ .YF 1
bw .d w1.m
– Công thức (6.43) :
– Theo bảng 6.7 KFβ = 1,17
– Theo bảng 6.14: chọn KFα =1,37
δF
– Theo bảng 6.15 = 0,006
– Công thức (6.47)
VF = δ F .g 0 .v.
aw
162
= 0,006 × 73 × 2,61.
= 8,96
u
2,64
m/s
– Công thức (6.46)
K FV = 1 +
υ F bw d w1
8,96.48,6.108
= 1+
= 0,073
2T2 K Fβ K Fα
2.200082 ,25.1,17.1,37
– Công tức (6.45):
K F = K Fβ K Fα K FV = 1,17.1,37.0,073 = 0,117
– Với
ε α = 1,758
Yβ = 1 −
Yε =
;
1
εα
=
β
9,034
= 1−
= 0,935
140
140
1
1,758
= 0,569
– Số răng tương đương:
Z v1 =
Z1
44
=
= 46
3
cos β ( 0,9876 ) 3
Z v2 =
Z2
116
=
= 120
3
cos β ( 0,9876 ) 3
-Theo bảng 6.18 ta được:
=3,7 ; = 3,6 ; m= 2(mm)
24
SVTH: LƯU THÀNH ĐẠT
TIỂU LUẬN NGUYÊN LÝ – CHI TIẾT MÁY – ĐỀ 2
GVHD: Thầy Văn Hữu Thịnh
1,08 – 0,0695
= 1,08 – 0,0695 ln(2) = 1,03
; =1 (< 400 mm)
- Do đó theo công thức 6.2 & 6.2a
=..
252×
1×1,03 ×1 = 259,56
(Mpa)
1×1,03 ×1 = 243,595
= 236,5×
(Mpa)
-Thay vào công thức 6.43:
σ F1 =
σ F2 =
2.200082 ,25.0,117.0,569.0,935.3.7
= 8,78
48,6.108.2
σ F 1 .YF 2 8,78.3,6
=
= 8,55Mpa < <σ F 2 >
YF 1
3,7
MPa < <
σ F1
>
⇒ độ bền uốn chấp nhận được
5.5. Kiểm nghiệm răng về quá tải
– Công thức (6.48):
Kqt =
Tmax
=1
T
σ H 1max = σ H K qt = 396,28 MPa < <σ H >max = 1260 MPa
σ F 1max = σ F 1 K qt = 8,78MPa < <σ F 1 >max = 464MPa
σ F 2 max = σ F 2 K qt = 8,55MPa < <σ F 2 >max = 360MPa
5.4. Các thông số và kích thước bộ truyền
– Khoảng cách trục : aw2 =162
– Modun pháp : m = 2 (mm)
– Chiều rộng vành răng : bw = 48,6 (mm)
– Tỉ số truyền thực tế : um = 2,63
– Góc nghiêng của răng : β = 9,0430
– Số răng bánh nhỏ: z1=44 răng
– Số răng bánh lớn : z2=116 răng
– Hệ số dịch chỉnh :x=0; y=0
– Theo các công thức trong bảng 6.11 ,ta được:
25
SVTH: LƯU THÀNH ĐẠT
Tài liệu liên quan
bản full thuyết minh đồ án nguyên lý chi tiết máy đề 3 44 5 21
Đồ án nguyên lý chi tiết máy thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí 40 1 2
Đồ án nguyên lý chi tiết máy 60 1 2
đồ án nguyên lý chi tiết máy 40 1 5
Đồ án nguyên lý chi tiết máy 38 917 1
đồ án nguyên lý chi tiết máy đề số 2 thầy văn hữu thịnh 26 4 15
ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ CHI TIẾT MÁY 40 973 0
Đồ án Nguyên lý chi tiết máy 14 647 1
ĐỒ ÁN NGUYÊN LÍ CHI TIẾT MÁY ĐỀ 5 FULL_SPKT 55 3 38
Xem thêm: đồ án xử lý khí thải so2
ĐỒ ÁN NGUYÊN LÍ CHI TIẾT MÁY ĐỀ 4 FULL_SPKT 66 8 166
Có thể bạn quan tâm
Bài viết hay nhất
tiểu luận khởi nghiệp kinh doanh
tiểu luận quản trị nhân lực vinamilk
tiểu luận chiến lược marketing của th true milk
dàn ý đoạn văn nghị luận xã hội 200 chữ
tiểu luận về công ty vinamilk
cách lập phương trình đường cung và đường cầu
tiểu luận vai trò và ảnh hưởng của ấn tượng ban đầu trong giao tiếp
lí luận văn học về sự sáng tạo
tiểu luận về pepsi
Bài Văn Nghĩ Luận Về Trọng Nam Khinh Nữ ”, Một Vài Suy Nghĩ Về Sự Bất Bình Đẳng Giới
Dạng Bài Tập Đặt Ẩn Giải Hệ Phương Trình Của Hóa Học, Các Dạng Bài Tập Hóa Học 10
Công Thức Tính Diện Tích Tam Giác Vuông Cân Tại B, Diện Tích Tam Giác Được Tính Ra Sao
Cách Làm Tính Cấp Thiết Của Đề Tài, Hướng Dẫn Làm Đề Tài Nckh
tiểu luận dự án khởi nghiệp