1. Trang Chủ
  2. Cơ khí - Chế tạo máy
  3. Đề tài: Thiết kế hệ thống dẫn động xích tải

Đề tài: Thiết kế hệ thống dẫn động xích tải

Việc áp dụng khoa học kĩ thuật chính là làm tăng năng suất lao động đồng thời nó cũng góp phần không nhỏ trong việc thay thế sức lao động của người nông nhân và công nhân một cách có hiệu quả nhất, bảo đảm an toàn cho ngƣời học trong quá trình làm việc. TRƢỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP.HCM KHOA CƠ KHÍ BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY Sinh viên thực hiện: HỒ NGUYỄN CÔNG MINH MSSV: G0901548 Ngành đào tạo: KT ÔTÔ – MÁY ĐỘNG LỰC Ngƣời hƣớng dẫn: DƢƠNG ĐĂNG DANH Ký tên Ngày hoàn thành Ngày b

Thể loại Tài liệu miễn phí Cơ khí - Chế tạo máy

Số trang 59

Ngày tạo 8/30/2018 4:08:43 AM +00:00

Loại tệp PDF

Kích thước 1.32 M

Tên tệp

Tải Đề tài: Thiết kế hệ thống dẫn động xích tải (.pdf)

Xem mẫu

  1. TRƢỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP.HCM KHOA CƠ KHÍ BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY Sinh viên thực hiện: HỒ NGUYỄN CÔNG MINH MSSV: G0901548 Ngành đào tạo: KT ÔTÔ – MÁY ĐỘNG LỰC Ngƣời hƣớng dẫn: DƢƠNG ĐĂNG DANH Ký tên Ngày hoàn thành Ngày bảo vệ ĐỀ TÀI Đề số 9: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI Phương án số: 12 1
  2. Hệ dẫn động xích tải gồm: 1- Động cơ điện 3 pha không đồng bộ; 2- Bộ truyền đai thang; 3- Hộp giảm tốc trục vít – bánh rang; 4- Nối trục đàn hồi; 5- Xích tải Số liệu thiết kế: Lực vòng trên xích tải, F(N) : Vận tốc xích tải, v(m/s) : Số răng đĩa xích tải dẫn, z (răng): Bƣớc xích tải, p (mm): Thời gian phục vụ, L (năm): Quay một chiều, làm việc 2 ca, tải va đập mạnh. (1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ) Phƣơng án 12 F, N 19500 v, m/s 0,3 z, răng 9 p, mm 110 L, năm 8 t1, giây 15 t2, giây 37 T1 T T2 0,5T 2
  3. Lời nói đầu Đ ất nƣớc ta đang trên đà phát triển do đó khoa học kĩ thuật đóng một vai trò hết sức quan trọng đối với đời sống con ngƣời. Việc áp dụng khoa học kĩ thuật chính là làm tăng năng suất lao động đồng thời nó cũng góp phần không nhỏ trong việc thay thế sức lao động của ngƣời nông nhân và công nhân một cách có hiệu quả nhất, bảo đảm an toàn cho ngƣời học trong quá trình làm việc. Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí. Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại. Vì vậy, việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất quan trọng trong công cuộc hiện đại hoá đất nƣớc. Đồ án chi tiết máy nhằm củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn Nguyên Lý Máy, Chi Tiết Máy, Vẽ Cơ Khí…và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí. Hộp giảm tốc là 1 bộ phận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản nhƣ bánh răng, ổ lăn,…Thêm vào đó trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ AutoCad, điều cần thiết với 1 kỹ sƣ. Em xin chân thành cảm ơn thầy Dƣơng Đăng Danh và các bạn trong lớp đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án. Với kiến thức còn hạn hẹp, do đó thiếu xót là điều không thể tránh khỏi, em mong nhận đƣợc ý kiến từ thầy cô và bạn bè để đồ án này đƣợc hoàn thiện hơn. Hồ Nguyễn Công Minh 3
  4. Nội dung Trang Phần 1 Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền 5 Phần 2 Thiết kế đai thang 8 Phần 3 Thiết kế các bộ truyền 11 Bộ truyền trục vít 11 Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng 17 Phần 4 Thiết kế trục , chọn then , nối trục 22 Trục I 23 Chọn then 28 Trục II 30 Chọn then 35 Trục III 38 Chọn nối trục 40 Chọn then 44 Phần 5 Chọn ổ lăn 46 Trục I 46 Trục II 48 Trục III 51 Phần 6 Thiết kế vỏ hộp và chọn các chi tiết phụ 53 Bảng dung sai 58 Tài liệu tham khảo 59 4
  5. PHẦN 1 XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN BỐ TỈ SỐ TRUYỀN CHO HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG A/ TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN  Chọn hiệu suất của hệ thống: -Hiệu suất ổ lăn: ηol = 0,99 -Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng: ηbr = 0,96 -Hiệu suất bộ truyền trục vis: ηtv = 0,8 -Hiệu suất bộ truyền đai thang: ηđ = 0,96 -Hiệu suất khớp nối: ηk = 0,99 -Hiệu suất truyền động:   k .br .tv .d .ol  0,99.0,96.0,8.0,96.0,994  0, 7 4  Tính công suất tính toán: F .v 19500.0,3 -Công suất trên xích tải: Plv    5,85 kW 1000 1000 -Công suất tính toán: 2 2  T1   T2    t1    t2 12.15  0,52.37 Ptd  Plv . T  T   5,85  3,99 kW t1  t2 15  37 -Công suất cần thiết trên trục động cơ: Ptd 3,99 Pct    5, 69 kW  0, 7 -Số vòng quay của trục công tác: 5
  6. 60000.v 60000.0,3 nlv    18,18 vòng/phút z. p 9.110 Chọn sơ bộ tỉ số truyền: -Tỉ số truyền hộp giảm tốc trục vis – bánh răng: uh = 40 -Tỉ số truyền bộ truyền đai: ud = 3,5 -Tỉ số truyền chung: uch = uh.ud = 40.3,5 = 140 -Số vòng quay sơ bộ của động cơ: nsb = nlv.uch = 18,18. 140 = 2545,2 vòng/phút Theo bảng P1.3 sách „TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ‟ của TRỊNH CHẤT – LÊ VĂN UYỂN, ta chọn động cơ sau: Công suất Vận tốc quay Tmax Tk Động cơ cosυ η (%) (kW) (vòng/phút) Tdn Tdn 4A112M2Y3 7,5 2922 0,88 87,5 2,2 2 B/ PHÂN BỐ TỈ SỐ TRUYỀN -Chọn tỉ số truyền của hệ thống ndc 2922 uch    160, 73 nlv 18,18 uch 160, 73 Chọn ud = 3,5 → uh    45,92 ud 3,5 uh 45,92 Chọn utv =20 → ubr    2,3 utv 20  Tính toán công suất trên các trục Plv 5,85 -Trục 3: P3    5,97 kW ol .k 0,99.0,99 P3 5,97 -Trục 2: P2    6, 28 kW ol .br 0,99.0,96 P2 6, 28 -Trục 1: P    7,93 kW 1 ol .tv 0,99.0,8 6
  7. P 7,93 -Trục động cơ: Pdc  1   8,34 kW dol 0,96.0,99  Tính toán số vòng quay các trục: ndc 2922 -Trục 1: n1    834,86 vòng / phút ud 3,5 n1 834,86 -Trục 2: n2    41, 74vòng / phút utv 20 n2 41, 74 -Trục 3: n3    18,15 vòng / phút ubr 2,3  Tính momen xoắn trên các trục: Pdc 8,34 -Trục động cơ: Tdc  9,55.106.  9,55.106.  27257, 70 N.mm ndc 2922 P 7,93 -Trục 1: T1  9,55.106. 1  9,55.106.  90711, 62 N.mm n1 834,86 P2 6, 28 -Trục 2: T2  9,55.106.  9,55.106.  1436847,15 N.mm n2 41, 74 P3 5,97 -Trục 3: T3  9,55.106.  9,55.106.  3141239, 67 N.mm n3 18,15 P 5,85 Tlv  9,55.106 lv  9,55.106  3078099,17 N.mm -Trục công tác: nlv 18,15 BẢNG ĐẶC TÍNH Trục công Động cơ Trục 1 Trục 2 Trục 3 tác Công suất P 8,34 7,93 6,28 5,97 5,85 (kW) Tỉ số truyền u 3,5 20 2,3 1 Số vòng quay 2922 834,86 41,74 18,15 18,15 n (vòng/phút) Momen xoắn 27257,70 90711, 62 1436847,15 3141239,67 3078099,17 T (N.mm) 7
  8. PHẦN 2 THIẾT KẾ ĐAI THANG  Thông số kĩ thuật: P1 = 8,34 kW n1 = 2922 vòng/phút u = 3,5 1/ Chọn thông số dây đai Theo hình 4.22, ta chọn đai loại A, có thông số: Dạng Kí hiệu bp, mm b0, mm h, mm y0, mm A, Chiều T1, D1, mm đai mm2 dài đai, N.mm (mm) Đai A 11 13 8 2,8 81 560 ÷ 11 ÷ 70 100 ÷ 200 thang 4000 2/ Chọn đường kính bánh đai d1, d2 theo tiêu chuẩn Đƣờng kinh bánh đai nhỏ d1 = 1,2.dmin = 1,2.100 = 120 mm. Theo tiêu chuẩn ta chọn d1 = 140 mm .d1.n1 3,14.140.2922 -Vận tốc đai: v    21, 41 m/s < 25 m/s 60000 60000 Giả sử ta chọn hệ số trƣợt tƣơng đối   0, 01 Đƣờng kính bánh lớn: d 2  ud1 (1  )  3,5.140.(1  0,01)  485,1 mm -Theo tiêu chuẩn, chọn d2 = 500 mm -Ta tiến hành tính lại tỉ số truyền thực tế d2 500 ut    3, 61 d1 1    140 1  0, 01 8
  9. (u t  u) 3, 61  3,5 Sai số: u  .100%  .100%  3,1 % < 4%, nên sai số chấp nhận đƣợc. u 3,5 3/ Chọn sơ bộ khoảng cách trục -Khoảng cách trục nhỏ nhất: 0,55(d1+d2) + h = 0,55.(140+500) + 8 = 360 mm -Khoảng cách trục lớn nhất: 2(d1 + d2) = 2(140 + 500) = 1280 mm Điều kiện: 360  a  1280 mm Chọn sơ bộ a = d2 = 500 4/ Tính chiều dài đai L Chiều dài tính toán của đai: (d1  d 2 ) (d 2  d1 ) 2 3,14.(140  500) (500  140)2 L  2a    2.500    2070,11 mm 2 4a 2 4.500 Theo bảng 4.3, ta chọn L =2240 mm 5/ Kiểm nghiệm số vòng chạy của đai trong 1s v 21, 41 i   9,56 s 1 < 10 s 1 L 2, 24 6/ Tính lại a theo tiêu chuẩn Ta tiến hành tính lại khoảng cách trụca theo chiều dài L ta vừa chọn đƣợc: k  k 2  8 2 a 4 Trong đó   d1  d 2  3,14. 140  500  k  L  2240   1234, 69 2 2 d 2  d1 500  140    180 2 2  a  589,88 mm 9
  10. Giá trị a vẫn nằm trong khoảng giá trị cho phép. 7/ Tính góc ôm đai α1 57(d 2  d1 ) 57(500  140) 1  180   180   145, 210 a 589,88 8/ Tính số đai z -Hệ số xét đến ảnh hƣởng góc ôm đai: C  1, 24 1  e1 /110   1, 24(1  e145,21/110 )  0,91 -Hệ số xét đến ảnh hƣởng vận tốc: Cv  1  0,05(0,01v2 1)  1  0,05(0,01.21, 412 1)  0,82 -Hệ số xét đến ảnh hƣởng tỉ số truyền u: Cu = 1,14 vì u = 3,5 > 2,5 -Hệ số xét đến ảnh hƣởng số dây đai Cz, ta chọn sơ bộ bằng 0,9 -Hệ số xét đến ảnh hƣởng chế đọ tải trọng: Cr = 0,7 (làm việc 2 ca) -Hệ số xét đến ảnh hƣởng chiều dài đai: L 6 2240 CL  6   1, 05 L0 1700 Theo đồ thị hình 4.21a, chọn [P0] = 3,5 kW khi d = 140 mm và đai loại A -Số dây đai đƣợc xác định theo công thức P1 8,34 z   4, 23  P0  CCu CLCzCr Cv 3,5.0,91.1,14.1, 05.0,9.0, 7.0,82 Chọn z = 5 9/ Tính chiều rộng và đường kính ngoài bánh đai Thông số tra bảng 4.4 -Chiều rộng bánh đai B= (Z – 1)e +2f = (5-1)15+2.10 = 80 mm 10
  11. -Đƣờng kính ngoài bánh đai da = d + 2b = 140 + 2.3,3 = 146,6 mm 10/ Lực tác dụng lên bánh đai -Lực căng đai ban đầu: F0  zA10  5.81.1,5  607,5 N -Lực căng mỗi đai F0 607,5   121,5 5 5 -Lực vòng có ích: 1000P1 1000.8,34 Ft    389,54 N v1 21, 41 -Lực vòng trên mỗi đai: 77,91 N -Lực tác dụng lên trục:    145, 21  Fr  2F0 sin  1   2.607,5.sin    1159, 43 N  2  2  PHẦN 3 THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN A . BỘ TRUYỀN TRỤC VÍT a/ Thông số kỹ thuật Công suất trên trục vít P1 =7,93 kW Công suất trên bánh vít P2 = 6,28 kW Tỉ số truyền utv = 20 Moment xoắn trên trục vít T1 = 90711,62 N.mm Moment xoắn trên bánh vít T2 =1436847,15 N.mm Số vòng quay của trục vít n1 = 834,86 vòng/phút Số vòng quay của bánh vít n2= 41,74 vòng/phút Thời gian làm việc Lh = 8.300.16 = 38400 giờ Quay 1 chiều,làm việc 2 ca, tải va đập mạnh b/ Tính toán 11
  12. Khác với bộ truyền bánh răng,bộ truyền trục vít có dạng hỏng chủ yếu là dính răng và mòn răng và tính toán thiết kế cho bộ truyền trục vít kín và hở đều theo độ bền tiếp xúc nhƣng có hệ số hiệu chỉnh cho phù hợp thực tế. Vật liệu cho bộ truyền phải có tính chống dính cao, trục vít bằng thép còn bánh vít bằng đồng thau hoặc gang. 1. Dự đoán vận tốc trượt vS– chọn vật liệu vS   3, 7  4, 6  n1 3 T2   3, 7  4, 6  834,86 3 1436847,15 5 10 105  3, 49  4, 33 m/s  4 m/s Với vS ≤ 5 m/s và tra phụ lục 6.1[2] và bảng 7.8[1] ta chọn : -Trục vít : thép C45,HRC>45 đƣợc tôi để tăng độ cứng và đƣợc mài bóng. -Bánh vít :Đồng thanh không thiếc BrAlFe9-4, đúc trong khuôn cát có σch = 200 Mpa, σb = 400 Mpa -Cấp chính xác của bộ truyền là 8 (bảng 7.4[1] ) 2. Xác định ứng suất cho phép Bánh vít kém bền hơn trục vít nên ta tính toán cho bánh vít. *Ứng suất tiếp xúc cho phép Bánh vít đƣợc chế tạo từ đông thanh không có thiếc b  300MPa , ứng suất cho phép [σ] đƣợc chọn theo điều kiện tránh dính. [σH] = (276 ÷ 300) – 25vs = (276 ÷ 300) – 25.4 =170 † 200 ≈ 180 MPa *Ứng suất uốn cho phép Ứng suất cho phép [σF] của bánh vít xác định theo công thức 7.28 106 106 F    0, 25.ch  0, 08b  9   0, 25.200  0, 08.400  9  56, 63 MPa N FE 2,8.107 Trong đó: σch = 200 Mpa, σb = 400 Mpa là giới hạn chảy và giới hạn bền của vật liệu NFE là số chu kỳ tải trọng tƣơng đƣơng 12
  13. 9 n T    Ti   t i N FE  60L h n 2  i 1  n   ti i 1 19 15  0, 59  37  60  38400  41, 74   2,8.107 15  37 3/ Chọn số ren z1 , tính số ren z2 , chọn sơ bộ hiệu suất Số mối ren z1 trên trục vít, utv =20 trong khoảng 16÷30 nên z1 = 2 Số răng trên bánh vít z2 = u . z1 = 20.2 = 40 Hệ số đƣờng kính q của trục vít phải thỏa điều kiện 0,4 ≥ q/z2 ≥ 0,22 Ta chọn q = 0,26z2 = 0,26.40 = 10,4 Theo tiêu chuẩn chọn q=10 ( bảng 7.2[1] ) Hiệu suất sơ bộ u tv 20   0,9(1  )  0,9(1  )  0,81 200 200 4/ Tính khoảng cách trục aw theo độ bền tiếp xúc và chọn modun m 2  q   170  K H T2 aW  1   3     z2   [ H ]  q / z 2 2  10  3  170  1, 484 1436847,15  1       245,85 mm  40   180  10 / 40 Trong đó KH = KV . Kβ = 1,4 . 1,06 = 1,484 KV là hệ số tải trọng động, tra theo vS và cấp chính xác (bảng 7.6[1]) KV = 1,4 Kβ là hệ số tập trung tải trọng, Kβ = 1,06÷1,2, chọn Kβ = 1,06 2a W 2  245,85 Mođun m    9,8 z2  q 40  10 Chọn tiêu chuẩn m = 10 Tính lại aw theo m tiêu chuẩn 13
  14. z2  q 40  10 aW  m   10   250 mm 2 2 Chọn tiêu chuẩn aW =250 mm Hệ số dịch chỉnh x trong khoảng ±0,7 để không cắt chân răng và nhọn đỉnh răng. aW 250 x  0,5  q  z 2    0,5 10  40   0 m 10 Vậy khoảng cách của bộ truyền aw= 250 mm 5/ Kích thước của bộ truyền Thông số kĩ thuật Công thức Trục vít Đƣờng kính vòng chia d1 = m.q = 10.10 = 100 mm Đƣờng kính vòng đỉnh da1 = d1+2m = 100+2.10= 120 mm Đƣờng kính vòng đáy df1 = d1-2,4m = 100-2,4.10 = 76 mm Góc xoắn ốc vít γ γ = arctg(z1/q) = arctg(2/10) = 11,31o b1 ≥ (C1+C2.z2)m = (11+0,06.40)10 = 134 Chiều dài phần cắt ren trục vít mm Bánh vít Đƣờng kính vòng chia d2 = m.z2 = 10.40 = 400 mm Đƣờng kính vòng đỉnh da2 = m(z2+2) = 10(40+2) = 420 mm Đƣờng kính vòng đáy df2 = m(z2-2,4) = 10(40-2,4) = 376 mm aW = 0,5m(q+z2) = 0,5.10(10+40) = 250 Khoảng cách trục mm Đƣờng kính lớn nhất bánh vít daM2 ≤ da2+6m/(z1+2) = 435 mm Chiều rộng bánh vít b2 ≤ 0,75da1= 90 mm 6/ Kiểm nghiệm vận tốc trượt,hệ số tải trọng và hiệu suất m  n1 10  834,86 vS  z1  q 2  2 22  102  4,37 m/s 19500 19500 Vẫn thỏa cấp chính xác đã chọn Hệ số tải trọng tính theo bảng 7.6[1]: KV =1,4 ; Kβ = 1,06 Hiệu suất tính theo công thức : tan  tan11,31    0,83 tan(    ') tan(11,31  1,62) Trong đó góc ma sát có thể tra theo bảng 7.5[1] hoặc tính theo công thức  '  arctg(0, 048 / vS )  arctg(0, 048 / 4,370,36 )  1, 62O 0,36 14
  15. 7/ Kiểm nghiệm ứng suất uốn Số răng tƣơng đƣơng bánh vít z2 40 z V2    42, 42 cos  cos 11,31 3 3 Chọn hệ số dạng răng YF =1,55 theo bảng 7.10[1] Kiểm nghiệm độ bền uốn của bánh vít 1, 2T2 YF K F 1, 2 1436847,15 1,55 1, 484 F   d 2 b2 m 400.90.10  11, 02 MPa<  F   53, 63 MPa Trong đó hệ số tải trọng tính KF = KH =1,484 8/ Giá trị các lực tác dụng lên bộ truyền -Lực dọc trục 2T2 2.1436847,15 Fa1  Ft 2    7184, 24 N d2 400 -Lực vòng Ft1  Fa 2  Ft 2  tg     '  7184, 24  tg 11,31  1, 62   1649,37 N -Lực hƣớng tâm Fr1  Fr 2  Ft 2  tg  7184, 24  tg20  2614,85 N Kiểm tra độ bền uốn của trục,theo bảng 7.11[1] chọn [σF] = 65 MPa 32 M 2  0, 75T12 32 470919,832  0, 75  90711, 622 F  F  d 31 f .763  11, 08 MPa   F   65 MPa Với MF là tổng moment uốn tƣơng đƣơng 2 2 F l F l F d  M F   t1    r1  a1 1   4   4 4   1649, 37  400   2614,85  400 7184, 24 100  2 2        470919,83 Nmm  4   4 4  9/ Kiểm nghiệm độ cứng trục vít 15
  16. Trục vít đƣợc khảo sát nhƣ trục khi tính toán theo độ cứng với đƣờng kính tính toán theo vòng đáy df1. Độ võng trục vít đƣợc xác định theo công thức l3 Fr21  Ft2 y 1  [y] 48E  J e 4003 2614,852  1649, 37 2  48  2,1 105  2, 2.106  0, 0088 mm
  17. a/ Thông số kỹ thuật Công suất trên trục dẫn động P1 = 6,28kW Công suất trên trục bị dẫn động P2= 5,97kW Tỉ số truyền ubr = 2,3 Moment xoắn trên trục dẫn động T1 = 1436847,15 N.mm Moment xoắn trục bị dẫn động T2 = 3141239,67 Nmm Số vòng quay trục dẫn động n1= 41,74 vòng/phút Số vòng quay trục bị dẫn động n2= 18,15 vòng/phút Thời gian làm việc Lh = 8.300.16 = 38400 giờ Quay 1 chiều,làm việc 2 ca, tải va đập mạnh b/ Tính toán 1/ Chọn vật liệu cho bánh dẫn và bánh bị dẫn Chọn thép 40Cr đƣợc tôi cải thiện. Theo bảng 6.13[1] ta chọn độ rắn trung bình HB1 = 250 đối với bánh dẫn độ rắn trung bình HB2 = 228 đối với bánh bị dẫn 2/ Chu kỳ làm việc –hệ số tuổi thọ Chu kỳ làm việc cơ sở 2,4 2,4 7 NHO1 = 30HB1 = 30.250 = 1,71.10 chu kỳ 2,4 2,4 7 NHO2 = 30HB2 = 30.228 = 1,37.10 chu kỳ 6 NFO1 = NFO2 = 5.10 chu kỳ Chu kỳ làm việc tƣơng đƣơng, xác định theo sơ đồ tải trọng mH : bậc của đƣờng cong mỏi,có giá trị là 6 mH / 2  Ti  N HE1  60c   ni  ti  T max   13 15  0, 53  37   60 1 41, 74  38400    3, 6.10 7  15  37  7 NHE2 = NHE1/u = 1,6.10 Tƣơng tự mF là số mũ của đƣờng cong mỏi,mF =6 đối với vật liệu có HB
  18. mF  Ti  N FE1  60c   ni  ti  T max   16 15  0, 56  37   60 1 41, 74  38400    2, 9 10 7  15  37  7 NFE2 = NFE1/u = 1,3.10 Hệ số tuổi thọ NHO K HL  mH NHE KHL1 = 1 ( NHE1>NHO1) KHL2 = 1 ( NHE2>NHO2) NFO K FL  mF NFE KFL1 = 1 ( NFE1>NFO1) KFL2 = 1 ( NFE2>NFO2) 3/ Giới hạn mỏi tiếp xúc va uốn của các bánh răng OHlim1  2HB1  70  2  250  70  570 MPa OHlim2  2HB2  70  2  228  70  526 MPa OFlim1  1,8HB1  1,8  250  450 MPa OFlim2  1,8HB2  1,8  228  410, 4 MPa 4/ Ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn cho phép •Ứng suất tiếp xúc cho phép OHlim1  0,9 570  0,9 H1    K HL1  1  466,36 MPa sH 1,1 OHlim 2  0,9 526  0,9 H2    K HL2  1  430,36 MPa sH 1,1 Trong đó sH =1,1 khi tôi cải thiện (bảng 6.13[1]) Ứng suất tiếp xúc cho phép trong tính toán H   H2   430,36 MPa •Ứng suất uốn cho phép 18
  19. OFlim1 450 F1    K FL1  1  257,14 MPa sF 1, 75 OFlim 2 410, 4 F2    K FL2  1  234,51 MPa sF 1, 75 Trong đó sF =1,75 khi tôi cải thiện (bảng 6.13[1]) 5/ Chọn hệ số chiều rộng vành răng ψba,tính ψbd và chọn sơ bộ KH = KHβ Dựa vào vị trí bánh răng và độ rắn bề mặt theo bảng 6.15[1] ta chọn ψba =(0,25÷0,4) Theo tiêu chuẩn ψba = 0,4 Khi đó  ba  u  1 0, 4(2,3  1)  bd    0, 66 2 2 Hệ số tập trung tải trọng tra theo bảng 6.4[1] KHβ = 1,04 , KFβ = 1,07 6/ Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng T1K H a W  50  u  1 3  ba [H ]2 u 1436847,15 1, 04  50  2, 3  1 3  340, 26 mm 0, 4  430, 362  2, 3 Chọn aW = 315 mm 7/ Chọn modun m – xác định số răng,tính chính xác u Khi HB ≤ 350 , m = (0,01†0,02)aW =3,15÷6,3 mm Theo tiêu chuẩn chọn m = 5 mm Tổng số răng z1+z2 = 2aW/m = 2.315/5 = 126 Số răng bánh dẫn z1  z 2 126 z1    38,18 u 1 2,3  1 Chọn z1 = 38 răng , z2 = 126-38 = 88 răng Tính chính xác z 2 88 u   2,32 z1 38 Sai số (2,32 -2,3)/2,3=0,87 % (chấp nhận) 8/ Thông số hình học chủ yếu của bộ truyền Đƣờng kính vòng chia 19
  20. d1 = z1.m = 38.5 = 190 mm d2 = z2.m = 88.5 = 440 mm Đƣờng kính vòng đỉnh da1 = d1 + 2m = 190+2.5 = 200 mm da2 = d2 + 2m = 440+2.5 = 450 mm Khoảng cách trục mz1 1  u  5.38(1  2,32) aW    315 mm 2 2 Chiều rộng vành răng b2 = a.ψba = 315.0,4= 126 mm b1 = b2 + 5 = 131 mm 9/ Vận tốc vòng bánh răng-chọn hệ số tải trọng động d1n1 .190.41, 74 v  =0,42 m/s 60000 60000 Theo bảng 6.3 ta chọn cấp chính xác 9 Hệ số tải trọng động theo bảng 6.5 chọn KHV = 1,06 KFV = 1,11 10/ Kiểm nghiệm theo độ bền tiếp xúc Z M Z H Z 2T1K H K Hv (u  1) H  d w1 bw u 275.1, 76.0,86 2.1436847,15.1, 04.1, 06.(2,32  1)   415,5 MPa <  H  190 126.2,32 Trong đó: Hệ số xét đến cơ tính vật liệu ZM = 275 MPa1/2 2 2 Hệ số xét đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc ZH    1, 76 sin 2 w sin(2.20)   1 1    1 1  Hệ số trùng khớp ngang   1,88  3, 2     cos  1,88  3, 2     1  1, 76   z1 z 2     38 88   Hệ số xét đến ảnh hƣởng của tổng chiều dài tiếp xúc: 4   4  1, 76 Z    0,86 3 3 11/ Kiểm nghiệm theo độ bền uốn 20
nguon tai.lieu . vn
Thạc sĩ - Tiến sĩ - Cao học Công nghệ thông tin Kinh tế - Thương mại Tài chính - Ngân hàng Kiến trúc - Xây dựng Điện-Điện tử-Viễn thông Cơ khí - Chế tạo máy Công nghệ - Môi trường Báo cáo khoa học Quản trị kinh doanh Khoa học xã hội Khoa học tự nhiên Nông - Lâm - Ngư Y khoa - Dược