- Trang Chủ
- Cơ khí - Chế tạo máy
- Đồ án Chi tiết máy: Thiết kế hệ dẫn động xích tải để ôn lại kiến thức và để tổng hợp lý thuyết đã học vào một hệ thống cơ khí hoàn chỉnh
Xem mẫu
- Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY:
Thiết kế hệ dẫn động xích tải để ôn lại kiến thức và để tổng hợp lý thuyết đã học vào
một hệ thống cơ khí hoàn chỉnh.
LỜI NÓI ĐẦU
Đồ án chi tiết máy là một trong những đồ án quan trọng nhất của sinh viên ngành cơ
khí chế tạo máy. Đồ án thể hiện những kiến thức cơ bản của sinh viên về vẽ kĩ thuật, dung
sai lắp ghép và cơ sở thiểt kế máy, giúp sinh viên làm quen với cách thực hiện đồ án một
cách khoa học và tạo cơ sở cho các đồ án tiếp theo.
Xích tải là một trong các phương pháp nâng chuyển được sử dụng rộng rãi trong
ngành cơ khí nói riêng và công nghiệp nói chung
Trong môi trường công nghiệp hiện đại ngày nay, việc thiết kế hệ thống dẫn động
xích tải sao cho tiết kiệm mà vẫn đáp ứng độ bền là hết sức quan trọng.
Được sự phân công của Thầy, nhóm chúng em thực hiện đồ án Thiết kế hệ dẫn động
xích tải để ôn lại kiến thức và để tổng hợp lý thuyết đã học vào một hệ thống cơ khí hoàn
chỉnh.
Do yếu tố thời gian, kiến thức và các yếu tố khác nên chắc chắn có nhiều sai sót, rất
mong nhận được những nhận xét quý báu của các thầy.
Xin cám ơn các thầy hứơng dẫn và các thầy trong Khoa Cơ khí đã giúp đỡ chúng em
hoàn thành đồ án này!
SVTH:
Nguyễn Văn Tiến
Bùi Văn Tiến
Bùi Xuân Toàn
Nguyễn Trọng Tín
Trang 1
- Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH
THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
Phương án: 12
1. Động cơ điện
2. Bộ truyền đai thang
3. Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục
4. Nối trục đàn hồi
5. Xích tải
Số liệu thiết kế:
Lực vòng trên xích tải: F = 3500N
Vận tốc xích tải: v = 1,25 m/s
Số răng đĩa xích tải dẫn: z = 11
Bước xích tải: p = 110 mm
Thời gian phục vụ: L = 7 năm
Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ
Trang 2
- Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH
(1 năm làm việc 300 ngày, 1ca làm việc 8 giờ)
Chế độ tải: T1 = T; T2 = 0,9T; T3 = 0,75T
t1= 15s ; t2 = 48s ; t3 = 12s
MỤC LỤC
PHẦN I : TÌM HIỂU VỀ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI ...................................... 6
PHẦN II : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN ...................... 9
1. Chọn động cơ ............................................................................................. 9
2. Phân phối tỉ số truyền ................................................................................. 10
PHẦN III : TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG
1. Chọn dạng đai ................................................................................................ 12
2. Tính đường kính bánh đai nhỏ ........................................................................ 12
3. Tính đường kính bánh đai lớn ......................................................................... 12
4. Xác định khoảng cách trục a và chiều dài đai l .............................................. 13
5. Tính góc ôm đai nhỏ ....................................................................................... 14
6. Tính số đai z ................................................................................................. 14
7. Kích thước chủ yếu của bánh đai .................................................................... 15
8. Lực tác dụng lên trục Fr và lực căng ban đầu Fo .............................................. 15
9. Đánh giá đai ................................................................................................. 16
10. Tuổi thọ đai ................................................................................................. 16
PHẦN IV : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 17
1. Tính toán cấp chậm .......................................................................................... 17
2. tính toán cấp nhanh ........................................................................................... 23
PHẦN V : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN THEN ............................ 30
1. Thiết kế trục ................................................................................................. 30
2. tính then ................................................................................................. 44
PHẦN VI : CHỌN Ổ LĂN VÀ KHỚP NỐI TRỤC ............................................... 51
1. Chọn ổ lăn ................................................................................................. 51
2. Khớp nối trục ................................................................................................. 54
PHẦN VII : THIẾT KẾ VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP
................................................................................................. 55
1.Thiết kế vỏ hộp giảm tốc ................................................................................. 55
Trang 3
- Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH
2.Các chi tiết phụ ............................................................................................... 56
3. Dung sai lắp ghép ........................................................................................... 58
PHẦN VIII : XÍCH TẢI ........................................................................................ 59
PHẦN I: TÌM HIỂU VỀ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH` TẢI
Xích tải là một loại của bộ truyền xích nó được sử dụng rất rộng rãi trong cuộc sống
và trong sản xuất với hiệu suất cao, không sảy ra hiện tượng trượt, khả năng tải cao,
có thể chịu được quá tải khi làm việc chính vì thế nó rất được ưa chuộn trong các
băng chuyền trong sản xuất. Dưới đây là hình ảnh về ứng dụng xích tải trong sản
xuất:
Trang 4
- Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH
Trang 5
- Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH
Trang 6
- Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH
Phần II: Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền.
1. Chọn động cơ
1.1. Xác định tải trọng tương đương
Công suất ứng với tải lớn nhất:
F .v 3000.1, 25
P 4,375 (kW) 3.4 1
1000 1000
Công suất tương đương:
2 2 2
T1 T2 T3
t1 t2 t3
Ptđ P. T T T
t1 t2 t3
T1 T T
Với: 1 ; 2 0,9 3 0, 75
T T T
Thay số vào ta được:
(15 0,92.48 0, 752.12)
Ptđ 4,375 3,934 (kW)
15 48 12
1.2. Xác định công suất cần thiết
Hiệu suất bộ truyền theo bảng 3.3 1
Chọn: - Hiệu suất của bộ truyền đai (để hở): ηd = 0,95
- Hiệu suất của cặp bánh răng trụ (được che kín): br 0,96
- Hiệu suất của cặp ổ lăn: ηol = 0, 99
- Hiệu suất của khớp nối trục: kn 1
- Hiệu suất của toàn bộ hệ thống η:
2 4
dbr knol 3.12 1
0,95.0,962.0,994.1 =84%
Công suất cần thiết:
Trang 7
- Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH
Ptd 3, 934
Pct 4, 68 (kW) 3.11 1
0,84
Số vòng quay của xích tải khi làm việc:
60000.v 60000.1, 25
nlv 62 vòng/phút 5.10 1
z. p 11.110
Chọn tỉ số truyền sơ bộ hệ thống
u tsb = uhsb.u đsb 2.15 2
Số vòng quay sơ bộ trên trục động cơ
nsb = utsb.nlv = 48.62 = 2976 (vòng/phút) 2.18[2]
Chọn động cơ có số vòng quay đồng bộ nđb = 3000 (vòng/phút) (2p = 2 )
Động cơ loại K chế tạo trong nước, dễ tìm, giá thành không cao.
Dựa vào bảng p1.1[2]: các thông số kĩ thuật của động cơ loại K. Ta chọn được động cơ với
các thông số sau:
Vận tốc Ik Tk Khối lượng
Công suất
Kiểu động cơ quay % I dn Tdn cos (Kg)
K123M2 5,5 2900 85 7.0 2,2 0,93 73
2. Phân phối tỷ số truyền
Tỷ số truyền chung:
ndc 2900
ut 46,77
nlv 62
Mà ut = u d.u h
Với ud là tỉ số truyền của đai
uh là tỉ số truyền của hộp giảm tốc
46, 77
Chọn ud 4 uh 11, 69
4
u h = u 1.u 2 ( u1,u2 là tỉ số truyền cấp nhanh và cấp chậm)
Đối với hộp giảm tốc đồng trục, dể sử dụng hết khả năng tải của cặp bánh răng cấp nhanh
ta chọn u1 theo công thức:
Trang 8
- Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH
ba 2
uh 3 uh
ba1
u1 = 3.21[1]
ba 2
3 u 1
h
ba1
ba 2
giá trị thông thường bằng 1,5 hoặc 1,6 ở đây ta chọn bằng 1,5
ba1
11, 69 3 1,5.11, 69 11,69
suy ra u1 = 3,57 ; u2 = 3, 27
3
1,5.11, 69 1 3,57
Công suất trên các trục:
P = Pdc ηd ηol = 5,5.0,95.0,99 = 5, 454(kW)
1
P2 P .br .ol 5, 454.0,96.0,99 5,18(kW )
1
P3 P2br .ol 5,18.0,96.0, 99 4,93( kW )
p4 P3 .kn .ol 4,93.1.0.99 4,88 ( Kw)
Số vòng quay trên các trục:
ndc 2900
n1 = = = 725(v / ph)
ud 4
n1 725
n2 = = = 203(v / ph)
u1 3,57
n2 203
n3 = = = 62,1(v / ph)
u2 2, 27
n3 62,1
n4 = 62,1(v / ph)
ukn 1
Mômen xoắn trên các trục:
Pdc 5.5
Tdc = 9,55.106 = 9,55.106. = 15412( Nmm)
ndc 2900
P 5, 454
T1 = 9,55.106 1
= 9,55.106. = 71842( Nmm)
n1 725
P2 5,18
T2 = 9,55.106. = 9,55.106 = 243690( Nmm)
n2 203
Trang 9
- Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH
P3 4,93
T3 = 9, 55.106. = 9,55.106 = 758156( Nmm)
n3 62,1
P 4,88
T4 = 9,55.106. 4 = 9,55.106 = 750467( Nmm)
n4 62,1
Bảng thông số
Trục
Động cơ I II III IV
Thông số
Tỷ số truyền 4 3,57 3,27 1
Công suất (kW) 5.5 5,454 5,18 4,93 4,88
Số vòng quay (vg/ph) 2900 725 203 62,1 62,1
Mômen T (Nmm) 15412 71842 243690 758156 750467
Phần III: Tính toán, thiết kế bộ truyền đai thang.
1. Chọn dạng đai:
Các thông số của động cơ và tỷ số của bộ truyền đai:
ndc = 2900v / ph
Pdc = 5,5kW
ud = 4
Theo sơ đồ hình 4.2[1]
ta chọn loại đai là đai hình thang thường loại A, ta chọn như sau:
(L = 560 - 4000, d1 = 100 - 200, T = 40-190, =360)
Thông số cơ bản của bánh đai
Kích thước mặt cắt, (mm) Diện tích
Loại đai
bt b H y0 A1 (mm2)
Thang, A
11 13 8 2,8 81
Trang 10
- Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH
2. tính đường kính bánh đai nhỏ
d1 = 1, 2dmin = 1, 2.100 = 120mm trang 152[1]
Với d min = 100 mm cho trong bảng 4.3[1]
Theo tiêu chuẩn chọn d1 = 125mm trường hợp
Vận tốc dài của đai:
πd1n π.125.2900
v1 = = = 18,98m / s < 25m / s
60000 60000
Vận tốc đai nhỏ hơn vận tốc cho phép:
vmax = 25m / s
3. đường kính bánh đai lớn
Do sự trượt đàn hồi giữa đai và bánh đai nên v1 v2 và giữa chúng có liên hệ
v2 v1 1 4.9[1]
Trong đó là hệ số trượt tương đối, thường = 0,01 0,02 ta chon
ξ = 0, 015
Þ Đường kính bánh đai lớn
d 2 = u d .d1 (1- ξ )
= 4.125.(1 - 0,015) = 492,5mm
Theo tiêu chuẩn trong bảng 4.21[1] của bánh đai hình thang ta chọn
d 2 = 500mm
-Tỷ số truyền thực tế của bộ truyền đai là:
d 2 500
uttd = = = 4 = ud
d1 125
Không co sai số của bộ truyền vậy các thông số bánh đai được thỏa
4. Xác định khoảng cách trục a và chiều dài đai l
4.1 Chọn khoảng cách trục a .
2 d1 d 2 a 0, 55 d1 d 2 h trang 153[1]
2 125 500 a 0,55 125 500 8
625 a 352
Theo tiêu chuẩn ta chọn a = 600mm
4.2 Chiều dài đai L
Trang 11
- Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH
d1 + d 2 (d 2 - d1 )
L = 2.a + π + 4.4[1]
2 4a
3,14(125 + 500) (500 - 125)2
= 2.600 + + = 2240mm
2 4.600
Theo tiêu chuẩn chọn L = 2240mm
Xácđịnh lạikhoảng cách trục a
k k 2 8 2
a 4.5a[1]
4
d1 d 2
Với kL
2
125 500
k 2240 1258, 25mm
2
d 2 d1 500 125
187, 5mm
2 2
1258, 25 1258, 25 2
8.187,52
a 599,8mm 600mm
4
Vậy a =600mm được chọn thõa
5. Tính góc ôm đai nhỏ
Vì góc ôm bánh đai nhỏ trong trường hợp này luôn nhỏ hơn góc ôm bánh đai lớn nên nếu
góc ôm bánh đai nhỏ thõa thì góc ôm bánh đai lớn cũng được thõa
d 2 - d1 500 - 125
α1 = 180 - 57 = 180 - 57 = 144,375o
a 600
Vì α1 > αmin = 120o Þ thỏa mãn điều kiện không trượt trơn.
6. Tính số đai z
pdc
Ta có: Z³
[po ] Cu C α CvCr Cz
o
Với: Pdc : công suất trên trục bánh dẫn trường hợp này cũng chính là công suất
động cơ, kW( Pdc =5,5kW)
[po ] : công suất có ích cho phép được xác định theo đồ thị hình 4.21[1]
[p o] = 3,05kw
Cv : : Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc
Cv =1 – 0,05(0,01 v12 – 1) = 1 – 0,05(0,0118,982 -1) = 0,87 trang 151[1]
Trang 12
- Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH
C α : Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm
1 144,375
C 1, 24 1 e 110 = 1, 24 1 e 110 0,91 4.53[1]
Cu : Hệ số xét đến ảnh hưởng của tỉ số truyền, chọn Cu = 1,14 ( tra bảng 4.9 [1])
CL : hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài đai L
L 6 2240
CL 6 1, 047 trang 152
L0 1700
Với L0 là chiều dài thực nghiệm L0 = 1700mm
C z : hệ số ảnh hưởng đến sự phân bố không đều của tải trọng giữa các dây đai
Z 23 46 Z >6
Cz 0,95 0,9 0,85
Chọn Cz = 0,9
Cr : Hệ số xét đến ảnh hưởng tải trọng, theo bảng 4.8[1]
Chọn Cr = 0,7 do cơ cvau61 phải làm việc 2 ca nên Cr = 0,7 – 0,1 = 0,6
5,5
Thay các thông số vào ta có: Z ³ = 3,53
3, 05.0, 91.1,14.1, 047.0,9.0, 6.0,87
Þ chọn Z = 4
7. Định các kích thước chủ yếu của bánh đai
7.1 Chiều rộng bánh đai
Chiều rộng bánh đai: B = ( z - 1)t + 2e 4.17[2]
Với t và e tra bảng 4.21[2]
t = 15mm
e = 10mm
ho = 3,3 mm
thay số vào ta được:
B = (4 – 1 ).15 + 2.10 = 65mm
7.2 Đường kính ngoài hai bánh đai:
Dn1 = d1 + 2ho 4.18[2]
Dn 2 = d 2 + 2ho
Dn1 = 125 + 2.3, 3 = 131, 6mm
Dn 2 = 500 + 2.3,3 = 506, 6mm
Trang 13
- Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH
8. Lực tác dụng lên trục Fr, và lực căng ban đầu Fo.
Lực căng trên 1 đai:
780 pdc .kd
F0 = + Fv
v1 .Cα .Z
Với Kd : hệ số tải trọng động tra bảng 4.7[2] với loại truyền động xích tải lam việc 1ca ta
chọn
Kd = 1,25 trường hợp này làm việc 2 ca nên
Kd = 1,25 + 0,15 = 1,4
C = 0,91 (đã tính ở trên)
Fv : lực căng do lực li tâm sinh ra.
Fv qmv12 4.20[2]
qm : khối lượng trên 1m chiều dài đai tra bảng 4.22[2] ta được
q m = 0,105 kg/m
Fv = 0,105.18,982 = 37,83 kgm/s2
780.5,5.1, 4
F0 37,83 124,8 N
18,98.0,91.4
Lực tác dụng lên trục: trục được tính như sau:
æ ö
α æ144,375 ö
Fr = 2.Z .Fo .sin ç 1 ÷= 2.4.124,8.sin ç ÷= 951N
ç2÷
ç ÷
è ø ç
ç 2 ø
è
÷
÷
9. Đánh giá đai
Để đảm bảo cho đai hoạt động có lợi nhất (khả năng tải tương đối lớn , không sảy ra hiện
tượng trượt trơn và hiệu suất truyền động cao nhất), công suất trên bánh đai chủ động phải
đảm bảo:
Z p
p pdc 8.23[3]
Kd
Với p p0 .C .Cu .CL .CZ 3, 05.0,91.1,14.1, 047.0,9 2,98kw
4.2.98
Suy ra p 5,5 8,5
1, 4
Vậy bộ truyền bánh đai được thõa.
10. Tuổi thọ đai
Lực vòng có ích:
1000 P 1000.5,5
Ft = = = 290 N 4.9[2]
v1 18,98
Trang 14
- Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH
Hệ số ma sát tương đương:
Ft e f ' 1
Từ công thức f ' 4.31[1]
2.Z .F0 e 1
1 2.Z .Fo + Ft 1 2.4.124,8 + 290
Suy ra f '= ln = ln = 0, 24
α1 2.Z .Fo - Ft 2, 52 2.4.124,8 - 290
Hệ số ma sát nhỏ nhất để bộ truyền không bị trượt trơn:
γ 36
f = f '.sin = 0, 24.sin = 0, 074 4.1[1]
2 2
Ứng suất lớn nhất trong mỗi đai:
σ max = σ o + 0,5σ t + σ v + σ u1
Với - σ o : ứng suất do lực căng ban đầu gây ra, σ o £ 1, 2MPa ta chọn 0 1, 2MPa
- σ t : ứng suất có ích
Ft 290
σt = = = 0,9( MPa )
ZA 4.81
- σ v : ứng suất do lực căng phụ gây nên
Fv
σv = = ρv12 .10- 6 = 1200.18,982.10- 6 = 0, 43( MPa )
A1
ρ = 1200kg / m3 : là khối lượng riêng của đai (đai vải cao su)
2 yo 2.2,8
- σ u1 = E= .100 = 4, 48MPa
d1 125
E : môđun đàn hồi của đai, E = 100MPa
Þ Z σ max = 1, 2 + 0,5.0,9 + 0, 43 + 4, 48 = 6, 56( MPa )
Tuổi thọ đai:
m 8
æσ ö
÷ .107 æ 9 ÷ .107
ö
ç r
ç ÷ ç ÷
÷ ç
çσ
è ÷
max ø è 6, 56 ÷
ç ø
Lh = = = 2058, 2 giờ
2.3600i 2.3600.8, 47
Trong đó:
σ r : Giới hạn mỏi của đai thang, σ r = 9MPa
m : Chỉ số mũ của đường cong mỏi
Đối với đai thang Þ m = 8
18, 98
i : số vòng chạy của đai trong 1 giây, i = = 8, 47 (l/s)
2, 24
Trang 15
- Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH
7.300.2.8
Vậy trong bảy năm làm việc, số lần thay đai là N = 16,3 17 lần
2058, 2
Phần IV :Thiết kế bộ truyền bánh răng.
1. Tính toán cấp chậm.
1.1 Chọn vật liệu:
dc
Đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ, hai cấp, chịu công suất nhỏ ( Pdm = 5,5kW ), chỉ
cần chọn vật liệu nhóm I. Vì nhóm I có độ rắn HB
- Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH
T – Mô men xoắn lớn nhất trong các mô men Ti
Ti – Mô men xoán ở chế độ làm việc thứ i
t 'i - thời gian làm việc tính bằng giờ
ni – số vòng quay
' t1 15
t1= tlv .7.300.2.8 6720 giờ
t1 t2 t3 75
t2 48
t '2 = tlv .7.300.2.8 21504 giờ
t1 t2 t3 75
t3 12
t '3 = tlv .7.300.2.8 5376 giờ
t1 t2 t3 75
Số chu kì làm việc tương đương bánh nhỏ
NHE1= 60.1.203 13.6720 0,93.21504 0, 753.5376 30.107 chu kì
Số chu kì làm việc tương đương bánh lớn
NHE2= 60.1.62,113.6720 0,93.21504 0, 753.5376 9, 2.107 chu kì
NFE – số chu kì làm việc tương đương của đường cong mỏi uốn
6
T
NHE = 60c i ni ti'
T
Số chu kì làm việc tương đương bánh nhỏ
NFE1 = 60.1.203 16.6720 0, 96.21504 0, 756.5376 23,3.107 chu kì
Số chu kì làm việc tương đương bánh lớn
NFE2 = 60.1.62,116.6720 0,96.21504 0,756.5376 7,12.107
NHO - số chu kì làm việc cơ sở của đường mỏi tiếp xúc.
NHO = 30HB2,4 T220[1]
số chu kì làm việc cơ sở của đường mỏi tiếp xúc của bánh nhỏ:
NHO1 = 30.2502,4 =1,7.10 7 chu kì
số chu kì làm việc cơ sở của đường mỏi tiếp xúc của bánh lớn:
NHO2 = 30.2202,4 =1,26.10 7 chu kì
NFO - số chu kì làm việc cơ sở của đường mỏi uốn. Đối với tất cả các loại
thép thì : NFO = NFO1 = NFO2 = 5.10 6 chu kì .
Vì NHE1 > NHO1 NFE1 > NFO1
NHE2 > NHO2 NFE2 > NFO2
Trang 17
- Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH
Nên KHL1 = KHL2 = KFL1 = KFL2 = 1
Với : KFL, KHL – Hệ số tuổi thọ
Vậy: ứng suất tiếp xúc cho phép bánh nhỏ:
570.0, 9
H 1 .1 466 N/mm 2
1,1
ứng suất tiếp xúc cho phép bánh lớn :
510.0,9
H 2 .1 417,3 N/mm 2
1,1
Do bánh lớn co ứng suất tiếp xúc cho phép bé hớn nên ta chọn bánh lớn để tính toán điều
kiện tiếp xúc.
1.2.2 Ứng suất uốn cho phép.
Răng làm việc một mặt (răng chịu ứng suất thay đổi mạch động) nên ứng suất uốn
được tính theo công thức sau:
σ OF lim
[σ F ]= .K FL .K FC 6.47[1]
sF
K FC : Hệ số xét đến ảnh hưởng khi quay hai chiều đến độ bền mỏi. Ở
đây quay một chiều nên K FC = 1.
sF - Hệ số an toàn tra bảng 6.13[1] ta được:
sF = 1,75
OF lim - giới hạn mỏi uốn tra bảng 6.13 ta được:
OF lim1 = 1,8HB = 1,8.250 = 450
OF lim 2 = 1,8HB = 1,8.220 = 396
σOF lim1 450
Vậy : [σ F 1 ]= .K FL1.K FC = .1.1 = 257 N/mm 2
sF 1, 75
σOF lim 2 396
[σ F 2 ]= .K FL 2 .K FC = .1.1 = 226,3 N/mm 2
sF 1, 75
1.3 Các thông số bánh răng.
Do các bánh răng không đối xứng các ổ trục nên ta chọn ψba = 0,3 theo 6.15[1]
Với ψba - hệ số chiều rộng vành răng.
(u2 + 1)
ψbd = ψba = 0, 64
2
Theo bảng 6.7[2] ta chọn hệ số phân bố không đều của tải trọng
Trang 18
- Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH
K H 1, 05
K F 1,12
1.3.1 Xác định khoảng cách trục aw
Ta xác định độ bền tiếp xúc theo độ bền tiếp xúc của bánh bị dẫn
T2 K Hβ 243690.1, 05
aw = 50(u2 + 1) 3 2
= 50 (3, 27 + 1)3 2
= 244mm
ψba (σ H2 ) u2 0,3.(417,3) .3, 27
Theo tiêu chuẩn ta chọn aw = 250 mm
1.3.2 Môđun bánh răng.
m = 0, 01 0, 02 aw 2,5 5
chọn m = 4 mm theo tiêu chuẩn
1.3.3 Số răng của bánh răng.
2.aw 2.250
Z1 Z 2 125 răng
m 4
Số răng bánh dẫn Z1 và bánh bị dẫn Z2:
Z1 Z 2 125
Z1 = 29 răng
u2 1 3, 27 1
Z2 = 125 Z1 125 29 96 răng
Tỉ số truyền sau khi chọn răng:
' 96
u2 3.31
29
Sai số tỉ số truyền:
'
u2 u2 3,31 3, 27
u2 0, 012% 2%
u2 3, 27
Vậy số răng cặp bánh răng được thõa.
1.3.4 Kích thước bộ truyền bánh răng
Chiều rộng bánh răng lớn:
bw 2 = ψba aw = 0,3.250 = 75mm
Chiều rộng bánh răng nhỏ:
bw1 = bw 2 + 5 = 75 + 5 = 80mm
Đường kính vòng chia:
Trang 19
- Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH
d w1 = Z1.m = 29.4 = 116 mm
d w2 = Z2.m = 96.4 = 384 mm
đường kính vòng đỉnh:
d a1 = dw1 + 2.m = 116 + 2.4 = 124 mm
d a 2 = dw2 + 2.m = 384 + 2.4 = 392 mm
Đường kính vòng chân răng :
df = d w – 2,5m
df1 = dw1 – 2,5m = 116 – 2,5.4 = 106 mm
df1 = d w2 – 2,5m = 384 – 2,5.4 = 374 mm
vận tốc bánh răng:
.d w1nII .116.203
v 1, 23 m / 2
60000 60000
Theo bảng 6.13[2] ta chọn cấp chính xác của cặp bánh răng là cấp 9
Hệ số tải trọng động theo bảng 6.5[1] chọn:
KHV = 1,06
KFV = 1,11
1.4 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc.
Z .Z H .Z 2.TII .K H .K FV
u 1
'
2
H '
d w1 bw 2 .u2
Với : ZH – Hệ số xét đến ảnh hưởng của hình dạng bề mặt tiếp xúc
2 2
ZH = 1, 76
sin 2aw s in400
Z - Hệ số xét đến ảnh hưởng tổng chiều dài tiếp xúc
4
Z = 6.61[1]
3
Với - hệ số trùng khớp có giá trị từ 1,2 – 1,9 ta chọn = 1,5
4 1,5
Z = 0,91
3
Z - Hệ số xét đến cơ tính vật liệu làm bánh răng
Trang 20
nguon tai.lieu . vn