Xem mẫu
- ĐÀO VĂN TÙNG :LỚP:K41CCM6_MSSV:0111051149
daovantung.hh.bg@gmail.com
CỘNG HÒA XÃ HỘI CHỦ NGHĨA VIỆT NAM
độc lập tự do hạnh phúc
ĐỀ TÀI THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Sinh viên thiết kế: Đào văn Tùng Lớp: k41ccm6
Giáo viên hướng dẫn: Nguyễn văn Dự
nội dung thiết kế:Thiết kế trạm dẫn động băng tải
Số liệu cho trước:
Lực vòng trên băng tải:Ft=4250 Thời hạn phục vụ: 7 năm
N
Đường king tang băng 1
tải:D=350mm Tỷ lệ số giờ làm việc/ngày: 3
Vânj tốc vòng băng Tỷ lệ số giờ làm việc /năm:4/5
tải:v=0,77m/s
T/chất tải trọng:quay đều,làm
việc êm
Sơ đồ khai triển hệ dẫn động Sơ đồ tải
trọng:Kbd=1.5
1
- ĐÀO VĂN TÙNG :LỚP:K41CCM6_MSSV:0111051149
daovantung.hh.bg@gmail.com
MỤC LỤC
THUYẾT MINH................................................................. 3
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ................................................... 3
PHẦN I/TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN –PHÂN PHỐI
TỶ SỐ TRUYỀN................................................................ 3
PHẦN II/THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG 8
A:THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN...................................... 8
I/THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH...................................... 8
CHươngII tính chọn khớp nối ........................................ 55
Chương III/Tính chọn then............................................. 56
Chương IV/TÍNH CHỌN Ổ LĂN : ............................... 59
PHẦN III)THIẾT KẾ VỎ HỘP CHỌN CHẾ ĐỘ LẮP 66
I)THIẾT KẾ CÁC KÍCH THƯỚC CỦA VỎ HỘP: ...... 66
2
- ĐÀO VĂN TÙNG :LỚP:K41CCM6_MSSV:0111051149
daovantung.hh.bg@gmail.com
THUYẾT MINH
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
PHẦN I/TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN –PHÂN PHỐI TỶ SỐ
TRUYỀN
I)Chọn động cơ điện
1)chọn loại động cơ
Chọn động cơ điện đẻ dẫn động máy móc hoặc các thiết bị công
nghệ là công việc đầu tiên trong quá trình tính toán thiết kế
máy.Trong công nghiệp sử dụng nhiều loại động cơ như: Động cơ
điện một chiều , động cơ điện xoay chiều.Mỗi loại động cơ có một
ưu nhược điểm riêng, tùy thuộc vao các yêu cầu khác nhau mà ta
chọn loại động cơ cho phù hợp.
Với yêu cầu thiết kế trạm dẫn động băng tải đã cho, dựa vào đặc
tính và phạm vi sử dụng của loại động cơ ta chọn động cơ ba pha
không đồng bộ rô to lồng sóc (còn gọi là rô to ngắn mạch) vì nó
các ưu điểm đó là:Kết cấu đơn gản giá thành thấp , rễ bảo
quản,làm việc tin cậy.Tuy nhiên loại này có nhược điểm là hiệu
suất thấp , hệ số cos ϕ thấp so với động cơ đòng bộ , không điều
chỉnh vận tốc được.
2)Chọn công suất động cơ
+) Công suất động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ , đảm bảo
cho khi động cơ làm việc nhiệt độ sinh ra không được lớn hơn
Pdm ≥ Pdt trong đó
dc dc
nhiệt độ cho phép.Muốn vậy cần có:
dc
Pdm
: công suất định mức của động cơ
dc
Pdt
:công suát đẳng trị của động cơ
+)Do tải trọng không đổi nên ta có: Pdt = Plv
dc dc
Plvdc : công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ
3
- ĐÀO VĂN TÙNG :LỚP:K41CCM6_MSSV:0111051149
daovantung.hh.bg@gmail.com
ct
Plv
P dc
=
ηΣ
lv
Plcct
+) :giá trị công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác:
Ft .v
ct
P
lc = 1000
Ft =4250 N :lực vòng trên băng tải
V=0,77 m/s :vận tốc vòng băng tải
4250.0,77
Pl ct = = 3,2725
→ 1000 kw
η Σ :hiệu suất truyền động(toàn hệ thống)
với hệ thống đã cho:η Σ = η ol .η kh .η br .η x
ta có 4 cặp ổ lăn,2 cặp bánh răng,1 khớp nối, 1 bộ truyền xích
η = 0,99 , η x = 0,93
Tra bảng 2.3(HD) ta có: η br = 0,97 ,η kh = 1 , ol
→η Σ = 0,994.1.0,972.0,93 =0,84%
→công suất làm việc danh ngiã trên trục động cơ
Plvct 3 , 2725
P dc
= = = 3 , 895
ηΣ
lv
0 , 84
kw
Vậy công suất đẳng trị trên trục động cơ:
Pdt = Plvdc = 3,895
dc
kw
3)Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ:ndb
3.1)Số vòng quay trên trục công tác: nct
60.10 3.v
:nct = π .D v/ph
+) v:vận tốc vòng băng tải: v =0,77 m/s
+)D: dường kính tang băng tải: D=350mm
4
- ĐÀO VĂN TÙNG :LỚP:K41CCM6_MSSV:0111051149
daovantung.hh.bg@gmail.com
60.1000.0,77
nct = = 42,01
→ π .350 v/ph
+) Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ:ndb = 1500 v/ph như
vậy tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống:
ndb 1500
= = 35,7
U = nct 42,01
sb .ta thấy tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống
nằm trong khoảng tỉ số truyền nên dùng của bộ truyền bánh răng
trụ hai cấp(8÷40)
Vậy số vòng quay đồng bộ được chọn của động cơ là 1500 v/ph
3.2)Chọn động cơ sử dụng
-Động cơ loại 4A có khối lượng nhẹ hơn loại K và DK.Phạm vi
công suất lớn và số vòng quay đồng bộ lớn loại Kvà DK
-căn cứ vào giá trị công suất đẳng trị và số vòng quay đồng bộ của
động cơ ta chọn động cơ sao cho:
Pdm ≥ Pdt . Tra bảng P1.3
dc dc
phụ lục ta chọn động cơ: 4A100L4Y3:
Bảng thông số:
kiểu động Công Vòng cos ϕ η% Tmax TK
cơ suất quay Tdn Tdn
4A100L4Y3 4,0 1420 0,84 84 2,2 2,0
4)Kiểm tra điều kiện mở máy điều kiện quá tải cho động cơ
a)Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ
- Khi khởi động , động cơ cần sinh ra một công suất mở máy đủ
lớn để thắng sức ỳ của hệ thống : điều kiện mở máy :
Pmm ≥ Pcbd kw
dc dc
dc
Pmm
-) :công suất mở máy của động cơ
dc
P mm
dc
=Kmm. Pdm
TK
dc
Kmm = Tdn =2,0 → Pmm =2,0.4=8 kw
5
- ĐÀO VĂN TÙNG :LỚP:K41CCM6_MSSV:0111051149
daovantung.hh.bg@gmail.com
dc
Pcbd
-) công suất cản banđầu trên trục động cơ
P dc
cbd = Plvdc .K bd
Kbd =1,5;hệ số cản ban đầu
Plvdc = 3,895 Pcbd = 3,895.1,5 = 5,84
dc
→ kw
Vậy
Pmm = 8 > Pcbd = 5,8
dc dc
→đảm bảo điều kiện mở máy
II)PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
tỉ số truyền chung của toàn hệ thống: U Σ
n dc
U Σ = nct
ndc = 1420 số vòng quay đã chọn của động cơ
nct =42,01 :số vòng quay trên trục công tác
1420
UΣ = = 33,8
→ 42,01 , Với hệ dẫn động gồm các bộ truyền mắc nối
tiếp
U Σ = U ng .U h
Ung tỉ số truyền của bộ truyền ngoài hộp
Uh = U1 . U2 , tỉ số truyền của hộp giảm tốc
U1 tỉ số truyền của cặp bánh răng 2 ( cấp nhanh)
U2 tỉ số truyền của xặp bánh răng 3(cấp chậm)
1)Tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp
+)Với hệ dẫn động gồm HGT 2 cấp bánh răng nối với bộ truyền
xích ngoài hộp ta có
Ung= (0,15 ÷ 0,1)U Σ = (0,15 ÷ 0,1)33,8 =(2,25÷1,83). Ta chọn Ung=1,83
U Σ 33,8
= = 18,47
→Uh= U ng 1,83
2)Tỉ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc
Uh=U1.U2
6
- ĐÀO VĂN TÙNG :LỚP:K41CCM6_MSSV:0111051149
daovantung.hh.bg@gmail.com
U h 18,47
2
= = 3,2
U1 =0,85 18,47 =5,76 →U2 =
3
U1 5,76
III)XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ TRÊN CÁC TRỤC
1)Tính tốc độ quay của các trục(v/ph)
n
ni = i −1
U i −1→i
ni −1 , ni số vàng quay trên trục i-1,và truc i
Ui-1→I tỉ số truyền giữa trục i-1 và trục i
Vậy:
+) Tốc độ quay trục I : nI = ndc =1420 (v/ph)
n I 1420
= = 246,52
+) Tốc độ quay trên trục II: nII = U 1 5,76 v/ph
n II 246,52
= = 77,03
+) Tốc độ quay trên trục III; nIII = U2 3,2 v/ph
n III 77,03
= = 42,1
U ng 1,83
+) tốc độ quay trên trục IV : nIV = v/ph
2)Tính công suất danh nghĩa trên các trục (kw)
Plvdc .η dc → I .η ol
+)trục I : PI = =3,895.1.0,99=3,85 kw
η .η η .η
+) Trục II : PII =PI . I → II ol =3,85. br ol =3,85.0,97.0,99=3,7
kw
η .η
+) Trục III; PIII = PII. br ol = 3,7.0,97.0,99 = 3,55 kw
η .η
+)Trục IV: PIV = PIII. x ol =3,555.0,93.0,99 =3,273 kw
3)+Tính mô men xoắn trên các trục (N.mm)
9,55.10 6.Pi
Ti = ni
-)Pi công suất trên trục i
-)ni số vòng quay trên trục i
7
- ĐÀO VĂN TÙNG :LỚP:K41CCM6_MSSV:0111051149
daovantung.hh.bg@gmail.com
9,55.10 6.3,895
= 25892,6
1420
TI= N.mm
6
9,55.10 .3,7
= 143335,22
TII = 246,52 N.mm
9,55.106.3,555
= 440120,73
TIII = 77,03 N.mm
9,55.10 6.3,27
= 741769,6
TIV = 42,1 N.mm
4)Từ các kết quả tính được ta có bảng số liệu tính toán:
Tốc độ Tỉ số Công suất Mômen
quay truyền Kw xoắn(N.mm)
v/ph
Trục đông 1420 1 4,0 26195,25
cơ
TrụcI 1420 3,85 25892,6
5,76
TrụcII 246,52 3,7 143335,22
3,2
TrụcIII 77,03 3,55. 440120,73
1,83
TrụcIV 42,1 3,27. 741769,6
PHẦN II/THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG
A:THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
I/THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH
1)Chọn loại xích
Có ba loại xích:xích ống ,xích con lăn,và xích răng.Trong ba loại
xích trên ta chọn xích con lăn để thiết kế vì chúng có ưu điểm:
8
- ĐÀO VĂN TÙNG :LỚP:K41CCM6_MSSV:0111051149
daovantung.hh.bg@gmail.com
Có thể thay thế ma sát trượt giữa ống và răng đĩa(ở xích ống) bằng
ma sát lăn giữa con lăn và răng đĩa (ở xích con lăn).Kết quả là độ
bền của xích con lăn cao hơn xích ống
chế tạo xích con lăn không khó bằng xích răng
Ngoài ra:
Xích con lăn có nhiều trên thị trường →dễ thay thế
Phù hợp với vận tốc yêu cầu
Vì công suất sử dụng không quá lớn nên chọn xích một dãy
2) Xác định các thong số của xích và bộ truyền xích
a)Chọn số răng đĩa xích
-số răng đĩa xĩch càng ít , đĩa bị động quay càng không đều, động
năng va đập càng lớn và xích mòn càng nhanh.Vì vậy ta chọn số
răng tối thiểu của đĩa xích (thường là đĩa chủ động) là:
Z 1 ≥ Z min =13 ÷ 15
Theo công thức thự ngiệm
Z 1 =29-2u
=29-2.1,83 = 25,34
Theo bảng 5.4(hd) chọn :Z 1 = 27 (răng)
-từ số răng đĩa xích nhỏ : Z 1 =27 răng ta có số răng đĩa xích lớn là:
Z 2 = u.Z 1 ≤ Z max
Zmax =120 đối với xích con lăn
→Z 2 =1,83.27 = 56,25
→chọn Z2 =49 ≤Zmax
Như vậy tỉ số truyền thực của bộ truyền xích là:
Z 2 49
=
Ux = Z 1 27 =1,81
b)Xác định bước xich p:
-Bước xích p được xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề
điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích được
viết dưới dạng:
Pt = P.k.k z .kn ≤ [P]
9
- ĐÀO VĂN TÙNG :LỚP:K41CCM6_MSSV:0111051149
daovantung.hh.bg@gmail.com
Pt là công suất tính toán (kw)
P:công suất cần truyền trên trục ba (kw) :P=PIII =3,55.
[P]:công suất cho phép (kw)
Kz: hệ số số răng
Z 01 25
= = 0,925
Kz = Z1 27 (Z01 số răng đĩa nhỏ tiêu chuẩn)
n01
Kn = :hệ số vồng quay
n1
+n01 tra bảng 5.5 (hd) gần nhất với n1
50
→kn = 77,03 =0,65
K hệ số sử dụng
K=k0.ka.kdc.kbt.kd.kc
+k0 :hệ số kể đến vị trí của bộ truyền
+k0 =1 (tra bảng 5.6)góc nối hai tâm đĩa xích hợp với phương
ngang góc≤600
+ka hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích
+ka =1 vì ta chọn a = (30 ÷ 50)p
+kdc hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng
+kdc=1,25 vị trí trục không điều chỉnh được
+kbt hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn
+kbt =1,3(có bụi nhưng vẫn đảm bảo bôi trơn)
+kd hệ số tải trọng động
+kd =1:tải trọng làm việc êm
+kc hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền
+ kc =1 làm việc 1 ca
→K =1.1.1,25.1,3.1.1=1,625
Vậy :Pt=3,55..1,625.1.0,.65 =3,05(kw)
Tra bảng 5.5(hd) với n01 =50 (v/ph)
Chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích :
p= 31,75 (mm) thỏa mãn điều kiện bền:
Pt = 3,465 ≤ [p] =5,83 (kw)
đồng thời theo bảng 5.8(hd) ta có :p ≤ pmax =50,8 mm
c)Khoảng cách trục và số mắt xích
10
- ĐÀO VĂN TÙNG :LỚP:K41CCM6_MSSV:0111051149
daovantung.hh.bg@gmail.com
+)khoảng cách trục:chọn a =30p = 30. 31,75 =952,5mm
+)Số mắt xích x
2a Z 1 + Z 2 ( Z 2 − Z 1 ) 2 . p
+ =
: x = p 2 4.π 2 .a
2.952,5 27 + 49 (49 − 27) 2 .31,75
+ +
= 31,75 2 4.π 2 .952,5 =98,4 (mắt xích)
chọn x = 98 mắt xích
+) tính lại khoảng cách trục theo x đã chọn:
: a = 0,25p{x -0,5(Z +Z ) + [xc − 0,5( Z 2 + Z1 )] − 2[( Z 2 − Z1 ) / π ] }
2 2
c 2 1
→a=946mm
Để xích không phải chịu lực căng quá lớn giảm a đi một lượng :
Δ a = 0,003a = 0,003.946 =2,838
→a = 946-2,838 =943,162 mm
Chiều dài xích:L =p.x=31,75.98 =3111,5mm
+)Số lần va đập i của bản lề xích trong 1 giây
Z 1 .n1 27.77,03
= 1,415
:i = 15.x ≤ [i] →i= 15.98
≤ [i] =30 (với
p=31,75mm)
d)Kiểm ngiệm xích về độ bền:
Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường
xuyên chịu trọng va đập trong quá trình làm việc cần tiến hành
kiểm ngiệm về quá tải theo hệ số an toàn:
≥ [s ]
Q
: s= k d .Ft + F0 + Fv
Trong đó:Qlà tải trọng phá hỏng,tra bảng 5.2 (hd)Q=88,5 3 N
k d :hệ số tải trọng động
k d = 1,2 (bộ truyền làm việc trung bình)
1000 P Z 1 .P.n1
≈ 1,1
Ft lực vòng:Ft = v (v= 60000 )
1000.3,55
= 3227,27
→F = 1,1 N
t
+) lực căng ly tâm: Fv =q.v2 =3,8.1,12 =4,6 N (q:khối lượng 1 mét
xích tra bảng 5.2)
F0 =9,81.kf.qa (kf=4 bộ truyền ngiêng góc < 400)
11
- ĐÀO VĂN TÙNG :LỚP:K41CCM6_MSSV:0111051149
daovantung.hh.bg@gmail.com
=9,81.4.2,6.0,750 =76,518 N
88,5.10 3
= 22,02
→s= 1,2.3227,27 + 140,63 + 4,6theo bảng 5.10(hd) với n=50v/ph
→[s]=7→ s > [s]→bộ truyền xích đảm bảo độ bền
e) Đường kính đĩa xích
+) Đường kính vòng chia của đĩa xích được xác định:
p 31,75
= 273,48
π 180
sin( ) sin
: d1 = Z1 = 27 mm
31,75
= 495,55
180
sin
:d2 = 49 mm
+) đường kính vòng đỉnh:
180 180
:da1 =p[0,5+cotg Z1 ] = 31,75[0,5+cotg 27 ] = 287,51
180
:da2 = 31,75[0,5+cotg 49 ]
=510,4
+) đường kính vònh chân: df1 =d1 -2r
với r =0,5025.d1 +0,05 =0,5025.15,8+0,05=8,03mm
d1 =15,88 tra bảng 5.2(hd)
→df1=273,48-2.9,62 =254,2 mm
→ df2 =d2 -2r =495,55-2.9,62 = 476,31 mm
Các kích thước còn lại tính theo bảng13.4 (hd)
f)Kiểm ngiệm độ bền tiếp xúc của bộ truyền
+) ứng suất tiếp xúc: σ H trên mặt răng đĩa xích phải thỏa mãn điều
k r ( Ft .k d + Fvd ) E
σ H = 0,47. ≤ [σ ]
A.k d
kiện :
Trong đó: [σ ] ứng suất tieeps xúc cho phép MPa
Fvđ lực va đập trên m dãy xích N
Fvđ =13.10-7.n1.p3.m = 13.10-7.77,03.31,753.1 = 3,2 N
Ft =3555 N
[ σ H ] tra bảng 5.11(hd) = [550÷650] MPa
*)với đĩa xích nhỏ kd = 1: hệ số phân bố không đều tải cho các
dãy(xích một dãy)
12
- ĐÀO VĂN TÙNG :LỚP:K41CCM6_MSSV:0111051149
daovantung.hh.bg@gmail.com
*)kd = 1 hệ số tải trọng động
*)kr : hệ số kể sự ảnh hưởng của số răng đĩa xích , phụ thuộc vào
Z
Z1 = 27→k = 0,42
5
*) E = 2,1.10 MPa
*)A = 180 mm2 tra bảng 5.12(hd)
0,396(3227,27.1 + 3,2).2,1.105
σ H = 0,47.
→ 262.1 = 475,92
Như theo bảng 5.11(hd) dung gang xám tôi ram có độ rắn bề mặt
321÷429HB . Ứng suất tiếp xúc cho phép :
σ H = 550 ÷ 650 MPa lfà vật liệu đảm bảo để chế tạo đĩa xích
*)Với đĩa xích lớn :Z2 =55 →kr2 =0,23
k r 2 ( Ft . .k d + Fvd ) E
σ H 2 = 0,47.
A.k d
Fvd =13.10-7.nct.p3.m
+)với nct=42,04 số vòng quay của trục công tác , trục 4
→Fvd =13.10-7.42,1.31,753.1 = 1,75
0,23.(3227,27.1 + 1,75).2,1.105
σH2 = 0,47.
262.1 =362,62 MPa
Vật liệu và nhieetj luyện của đĩa xích 2 tương tự của đĩa xích 1
g)Xác định lực tác dụng lên trục
Có : Fr = kx.Ft
+) kx hệ số kể đến trọng lượng xích
: kx=1,15(bộ truyền nằm ngang)
→Fr = 1,15.3227,27 =3711,36N
II)THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
II)THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG:
2.1)Bộ truyền bánh răng cấp nhanh
1)Chọn vật liệu :theo bảng 6.1(hd)
13
- ĐÀO VĂN TÙNG :LỚP:K41CCM6_MSSV:0111051149
daovantung.hh.bg@gmail.com
-) Ta chọn vật liệu nhóm I có độ rắn HB
- ĐÀO VĂN TÙNG :LỚP:K41CCM6_MSSV:0111051149
daovantung.hh.bg@gmail.com
NHE =60 .c.n.t Σ trong đó :
+)n: số vòng quay
+)t Σ tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét
+)c số lần ăn khớp trong 1 vòng quay: c=1
365.4.24.7
= 16352
+) t Σ = 5.3 giờ
→NHE1 =60.1.282,86.16352 =27,759.107
→NHE2 = 60.1.94,6.16352= 92,81.106. Ta thấy
NHE>NHO→KHL=1
σ H lim
0
570
= = 518,18MPa
+) Bánh nhỏ: [ σ H 1 ] = SH 1,1
σ H lim
0
530
= = 481,81MPa
+)Bánh lớn: [ σ H 2 ] = S H 1,1
Ta sử dụng bánh răng ngiêng có:
[σ H ] = [σ H 1 ] + [σ H 2 ] = 518,18 + 481,81 = 500
2 2
- ĐÀO VĂN TÙNG :LỚP:K41CCM6_MSSV:0111051149
daovantung.hh.bg@gmail.com
Vì bộ truyền chịu tải trọng tĩnh:NFE = NHE:
NFE1 =NHE1=139,319.107
NFE2 = NHE2 =24,18.107
Ta thấy :NFE >NFO→Lấy NFE= NFo →KFl =1
+)YS hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập chung ứng
suất :<
_)KXF hệ số xét đến kích thước bánh răng , ảnh hưởng đến độ bền
uốn
Trong bước tính toán sơ bộ lấy:YR.YS.KXF =1
⎡
[σ F ] = σ F lim [σ F 1 ] = σ F1lim = 450.1.1 = 257,14MPa⎤
0 0
⎢ 1,75 ⎥
Do vậy sF →⎣ sF ⎦
[σ F 2 ] = σ F 2 lim
0
414.1.1
= = 236,57 MPa
SF 1,75
Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:vìHB=241÷285
- ĐÀO VĂN TÙNG :LỚP:K41CCM6_MSSV:0111051149
daovantung.hh.bg@gmail.com
b)Xác định các thông số ăn khớp :
-) Mô đun :m=(0,01÷0,02)a w =(1,2÷2,4)
Tra bảng 6.8(hd)ta chọn mô đun pháp m=.1,25
-Chiều rộng vành răng:b w = a w .Ψba = 120.0,3 = 36mm
= 36mm
Chọn b w 2 và để đảm bảo chất lượng ăn khớp ta chọn
b w1 =40mm>b w2
-)Xác định số răng Z1, Z2, chọn sơ bộ β = 10 → cos β = 0,9848
0
2.a w . cos β 2.120.0,9848
= = 27,97
+) số răng bánh nhỏ: Z1 =
Z1= m.(u + 1) 1,25.(5,76 + 1) , chọn
27răng
+) số răng bánh lớn:Z2 = u.Z1 =5,76.27=155,2 chọn Z2 =155răng
Z 2 155
= = 5,74
→tỉ số truyền thực:ut = Z1 27
Với Z1=27 ta dung dịch chỉnh góc với:x1 = x2 =0,5
Theo bảng 6.10B ta tra được ky =0,21
k y .Z t
Δy = = 0,03822
1000
m( Z 1 + Z 2 ) 1,25(27 + 155)
= 0,947
Góc ngiêng : β : cos β = 2.a w = 2.120 →18,57thuộc
khoảng:8÷200 (với cặp bánh răng trụ răng ngiêng)
4)Kiểm ngiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn
điều kiện :
2.T1 .K H .(u + 1)
σ H = Z m .Z H .Z ε
≤ [σ H ]
2
bw .u.d w
Trong đó :
+)Zm :hệ số kể đến cơ tính của vật liệu , của các bánh răng ăn khớp
, tra bảng 6.5(hd) được: Zm =274 (MPa1/3)
+)ZH hệ số kể đến hình dạng tiếp xúc :
+) β b góc ngiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở:
2 cos β b
sin 2α tw
ZH =
+) tg β b = cos α t .tgβ , đối với bánh răng ngiêng không dịch chỉnh:
17
- ĐÀO VĂN TÙNG :LỚP:K41CCM6_MSSV:0111051149
daovantung.hh.bg@gmail.com
α tw = α t =arctg(tg α /cos β )=27,03
cos α t =0,91932→tg β b =cos α t .tgβ =0,91932.tg18,57=0,933
2. cos18,57
= 1,64
→ β b =17,4.Vậy ZH = sin 2.27,03
+)Z ε hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:
bw .sin β 36.sin 18,57 1
= = 1,12
Ta có : ε β = mπ 1,25.3,14 >1→Z ε = ε α
+) ε β hệ số trùng khớp dọc:
⎡ 1 1 ⎤
ε α = ⎢1,88 − 3,2( + )⎥.. cos β = 1,6
⎣ 32 96 ⎦
1
= 0,79
→Z ε = 1,6
+)KH hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :KH =KH β .KH α .KHV
TRONG ĐÓ: KH β =1,06, tra bảng 6.7(hd) ưứngvới sơ đồ 3
KH α hệ số kể đến sưựphân bố không đều tải trọng cho các đôi
răng
π .d w1 .n
+) vận tốc vòng của bánh răng:v= 60000
+) d w1 đường kính vòng lăn bánh nhỏ(bánh chủ động)
1,25.a w 1,25.120
d w1 = = =
u +1 5,76 + 1 34,4mm
3,14.34,4.1420
= 2,55m / s
⇒ v= 60000
- ĐÀO VĂN TÙNG :LỚP:K41CCM6_MSSV:0111051149
daovantung.hh.bg@gmail.com
[σ H ]cx = [σ ]Z v .Z R .K XH
Trong đó [σ ] = 500MPa ,;- Với v=2,55
- ĐÀO VĂN TÙNG :LỚP:K41CCM6_MSSV:0111051149
daovantung.hh.bg@gmail.com
YF1, và aY
F2 hệ số dạnh răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số
răng tương đương và hệ số dịch chỉnh
Z1 27
= = 31,7
+)số răng tương đương :Zv1 = cos β cos 18,57
3 3
tương tự ta có
:
155
3
Zv2 = cos 18,57 =181,96
Vì dùng răng dịch chỉnh với hệ số dịch chỉnh : x=0,5
Tra bảng 6.18 (hd) ta có: YF1, =3,4, Y =3,52 F2
KF hệ số tải trọng khi tính về uốn: KF =KF β . KF α . KFv tra bảng
6.10(hd)
: KF α = 1,4 (v
nguon tai.lieu . vn
