Đồ Án Thiết Kế Hệ Dẫn Động Xích Tải

Trong tất cả các máy móc cơ khí đều có sự chuyển động cơ học của các bộ phận của máy. Muốn có sự chuyển động thì cần phải có năng lượng. Một trong những dạng năng lượng dễ kiếm, dễ sử dụng và có thể có mặt ở khắp mọi nơi đó là điện năng. Trong lịch sử phát minh, con người đã thấy rằng chỉ có động cơ điện là một thiết bị tối ưu nhất có tác dụng biến năng lượng điện thành cơ năng để thực hiện một chuyển động cơ học cần thiết. Trong sản xuất công nghiệp, để nâng cao năng suất và hiệu quả kinh tế cũng như tính khả thi người ta chỉ chế tạo ra các động cơ điện có công suất và vận tốc quay là một giá trị cụ thể nào đó đã được lập trong các bảng tiêu chuẩn. Trong khi đó, các chuyển động cơ học trong các máy móc lại cần những công suất bất kì, không theo một dẫy số tiêu chuẩn nào. Vì vậy, các động cơ điện không thể truyền trực tiếp công suất sang cho các hệ thống chuyển động mà phải thông qua thiết bị chuyển đổi công suất dễ chế tạo hơn. Một trong các thiết bị như vậy là hộp giảm tốc. Hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động bằng ăn khớp trực tiếp, có tỉ số truyền không đổi và được dùng để giảm vận tốc góc và tăng mômen xoắn.

pdf30 trang | Chia sẻ: diunt88 | Ngày: 11/07/2012 | Lượt xem: 1306 | Lượt tải: 12download
Tóm tắt tài liệu Đồ Án Thiết Kế Hệ Dẫn Động Xích Tải, để xem tài liệu hoàn chỉnh bạn click vào nút DOWNLOAD ở trên
Đồ án chi tiết máy 1 Lời nói đầu Trong tất cả các máy móc cơ khí đều có sự chuyển động cơ học của các bộ phận của máy. Muốn có sự chuyển động thì cần phải có năng lượng. Một trong những dạng năng lượng dễ kiếm, dễ sử dụng và có thể có mặt ở khắp mọi nơi đó là điện năng. Trong lịch sử phát minh, con người đã thấy rằng chỉ có động cơ điện là một thiết bị tối ưu nhất có tác dụng biến năng lượng điện thành cơ năng để thực hiện một chuyển động cơ học cần thiết. Trong sản xuất công nghiệp, để nâng cao năng suất và hiệu quả kinh tế cũng như tính khả thi người ta chỉ chế tạo ra các động cơ điện có công suất và vận tốc quay là một giá trị cụ thể nào đó đã được lập trong các bảng tiêu chuẩn. Trong khi đó, các chuyển động cơ học trong các máy móc lại cần những công suất bất kì, không theo một dẫy số tiêu chuẩn nào. Vì vậy, các động cơ điện không thể truyền trực tiếp công suất sang cho các hệ thống chuyển động mà phải thông qua thiết bị chuyển đổi công suất dễ chế tạo hơn. Một trong các thiết bị như vậy là hộp giảm tốc. Hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động bằng ăn khớp trực tiếp, có tỉ số truyền không đổi và được dùng để giảm vận tốc góc và tăng mômen xoắn. Như vậy, ta thấy rằng, một hệ thống máy móc chuyển động cần phải có động cơ, bộ truyền, hộp giảm tốc (hoặc hộp tăng tốc) và hệ thống tải. Một hệ thống như vậy được gọi là hệ thống dẫn động cơ khí. Trên thực tế , khi thiết kế một hệ thống dẫn động cơ khí ta phải khảo sát tất cả các số liệu kĩ thuật phục vụ cho đề tài thiết kế. Nhưng trong đồ án môn học Chi Tiết Máy này, các số liệu đã được cho trước và ta chỉ phải thiết kế hệ thống mà thôi. Đồ án chi tiết máy 2 Mục Lục Trang Lời nói đầu-------------------------------------------------------------------------------------------1 Dữ liệu kĩ thuật phục vụ cho đề tài thiết kế----------------------------------------------3 CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN------------------ 1.1> Chọn động cơ. 1.2> Phân cấp tỉ số truyền. 1.2.1> Tỉ số truyền của hệ dẫn động. 1.2.2> Tốc độ vòng quay trên các trục. 1.2.3> Công suất và mômen xoắn trên các trục. CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN. 2.1> Thiết kế bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc. 2.1.1> Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép. 2.1.2> Tính toán cấp chậm. 2.1.3> Tính toán cấp nhanh. 2.2> Thiết ké bộ truyền xích. 2.2.1> Chọn loại xích. 2.2.2> Xác định các thông số bộ truyền xích. CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ TRỤC, CHỌN Ổ LĂN VÀ KHỚP NỐI. 3.1> Chọn vật liệu và tính các khoảng cách, lực. 3.1.1> Xác định sơ bộ đường kính trục. 3.1.2> Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực. 3.1.3> Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục. 3.2> Thiết kế trục và chọn ổ lăn. 3.2.1> Tính trục. 3.2.2> Chọn ổ lăn. 3.3> Chọn khớp nối. CHƯƠNG 4: THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC. Đồ án chi tiết máy 3 Tài liệu tham khảo [1]. Trịnh Chất, Lê Văn Uyển – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí. Tập1,2 Nxb Giáo dục. Hà Nội. [2]. Nguyễn Trọng Hiệp – Chi tiết máy. Tập1,2 Nxb Giáo dục. Hà nội 1994 [3]. Ninh Đức Tốn – Dung sai và lắp ghép. Nxb Giáo dục. Hà nội 2004 [4]. Đỗ Sanh, Nguyễn Văn Vượng, Phan Hữu Phúc – Giáo trình cơ kỹ thuật. Nxb Giáo dục Hà nội 2002. Đồ án chi tiết máy 4 ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY Thiết kế hệ dẫn động xích tải Phần 1: Thuyết minh ÌDữ liệu kĩ thuật phục vụ cho đề tài thiết kế • Tmm = 1,4.T1 1. Động cơ • T2 = 0,5.T1 2. Nối trục đàn hồi • t1 = 6 (h) 3. Hộp giảm tốc • t2 = 9 (h) 4. Bộ truyền xích • tck = 16 (h) 5. Xích tải Số liệu cho trước: 1. Lực kéo xích tải-------------------------------------: F = 4.000 (N) 2. Vận tốc xích tải-------------------------------------: v = 0,25 (m/s) 3. Số răng đĩa xích tải--------------------------------: z = 30 4. Bước xích tải-----------------------------------------: p = 25,4 (mm) 5. Thời hạn phục vụ-----------------------------------: hI = 23.000(h) 6. Số ca làm việc---------------------------------------: 2 7. Góc nghiêng đường nói tâm bộ truyền ngoài: 300. 8. Đặc tính làm việc------------------------------------: va đập nhẹ Khối lượng thiết kế : 1. Một bản vẽ lắp hộp giảm tốc - khổ A0. 2. Một bản vẽ chế tạo chi tiết - khổ A3 . 3. Một bản thuyết minh. Đồ án chi tiết máy 5 CHƯƠNG1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN CẤP TỈ SỐ TRUYỀN. 1.1,Chọn động cơ. - Công suất công tác trên xích tải: Pct = 1000 .vF = 1000 25,0.4000 = 1 (KW) - Công suất yêu cầu trên trục động cơ: Pyc = Ση ctP = 875,0 1 = 1,143 (KW) Trong đó: Ση : Hiệu suất tổng của bộ truyền. Ση = hngng ηηη ∗∗ 21 = 0,99. 0,93. 0,95 = 0,875 1ngη = 0,99 : Hiệu suất nối trục đàn hồi. 2ngη = 0,93 : Hiệu suất bộ truyền xích. hη = 0,95: Hiệu suất hộp giảm tốc. Chọn uh = 18 ; ung2 = 4 ; ( ung1 = 1). Suy ra u Σ = 18. 4.1 = 72 Số vòng quay sơ bộ của động cơ : nsb = nct . u Σ = 19,69 . 72 = 1418 (vòng/phút) Trong đó: Số vòng quay trên trục công tác: nct = pz v . .60000 = 4,25.30 25,0.60000 =19,69(vg/ph) Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ là: nđb = 1500(vòng/phút) Theo bảng P1.2 [1] tập1: Với Pyc = 1,143 và nđb = 1500(vòng/phút) ⇒ Chọn động cơ DK41- 4; có Pđc = 1,7 (KW) , nđc = 1420 (vòng/phút) Hệ số quá tải Kqt = 4,14,1 1 =≥= T T T T mm dn K Khối lượng động cơ: G = 39 (kg) Đường kính trục động cơ dđc = 25 (mm) 1.2,Phân cấp tỉ số truyền: 1.2.1,Tỷ số truyền của hệ dẫn động: 72 69,19 1420 ===Σ ct dc n nu Tỉ số truyền chung của hộp giảm tốc: 18 4.1 72 . 21 === Σ ngng h uu uu Ta có : 21.uuuh = = 18 Theo bảng(3.1), [1], tập1 tìm được: u1= 5,31 ; u2 = 3,39 Trong đó: u1 : Tỉ số truyền cấp nhanh của hộp giảm tốc u2 : Tỉ số truyền cấp chậm của hộp giảm tốc 1.2.2, Tính tốc độ quay trên các trục: Đồ án chi tiết máy 6 9 Trên trục công tác: nct = 19,69 (vòng/phút) 9 Trục III : nIII = nct . ung2 = 19,69 . 4 = 78,76(vòng/phút) 9 Trục II : nII = nIII . u2 = 78,76 . 3,39 = 267(vòng/phút) 9 Trục I : nI = nđc =1420 (vòng/phút) 1.2.3, Công suất và mômen trên các trục: 9 Trục công tác: Pct = 1 (KW) Tct = 9,55. 106. 8,48501769,19 1 = (Nmm) 9 Trục III: PIII = 075,193,0 1 2 == ng ctP η (KW) TIII = 9,55. 106. 5,13034876,78 075,1 = (Nmm) 9 Trục II : PII = 12,197,0.99,0 075,1 . 075,1 === − BRolIIIII IIIP ηηη (KW) TII = 9,55 . 106. 40060267 12,1 = (Nmm) 9 Trục I : PI = 1663,197,0.99,0 12,1 . == BRol IIP ηη (KW) TI = 9,55. 106. 8,78431420 1663,1 = (Nmm) 9 Trục động cơ: Pđc = 178,199,0 1663,1 == ol IP η (KW) Tđc = 9,55. 106. 5,79221420 178,1 = (Nmm) Trong đó: :olη Hiệu suất 1 cặp ổ lăn. :BRη Hiệu suất 1 cặp bánh răng. Trục Động cơ I II III Làm Việc Thông số Tỉ số truyền u 1 5,31 3,39 4 Công suất P (KW) 1,178 1,1663 1,12 1,075 1 Số vòng quay n(vg/ph) 1420 1420 267 78,76 19,69 Mômen xoắn T(N.mm) 7922,5 7843,8 40060 130348,5 485017,8 CHƯƠNGII: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN: Đồ án chi tiết máy 7 2.1,Thiết kế bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc: 2.1.1,Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép: 9 Chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như nhau: Cụ thể, theo bảng 6.1 [1] tập1 chọn: Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241…285,có MPaMPa chb 580,850 11 == σσ Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192...240,có MPaMPa chb 450,750 22 == σσ 9 Phân cấp tỉ số truyền uh =18; cấp nhanh là u1 = 5,31 ; u2 = 3,39. 9 Xác định ứng suất cho phép: Theo bảng 6.2 , [1], tập1, với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180..350. ;1,1;7020 lim =+= HH SHBσ ;75,1;8,10 lim == FF SHBσ Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1= 245 ; độ rắn bánh lớn HB2 = 230. Khi đó: ;56070245.2702 1 0 1lim MPaHBH =+=+=σ .441245.8,18,1 10 1lim MPaHBF ===σ ;53070230.2702 2 0 2lim MPaHBH =+=+=σ .414230.8,18,1 20 2lim MPaHBF ===σ Theo (6.7), [1], tập1 có: NHE = 60cΣ ( maxTTi )3.ni.ti NHE2 = 60c.(n1/u1). ( ) i i i t tTTt ΣΣΣ . 3 max = 60.1. 2833 10.75,196 9.5,0 96 6.123000. 31,5 1420 HON〉=⎟⎠ ⎞⎜⎝ ⎛ +++ 12 =⇒ HLK ; Tương tự: 11 =⇒ HLK ; Như vậy theo (6.1a),[1],tập1, sơ bộ xác định được: [ ] H HL HH S K.0 limσσ = [ ] MPa S K H HL HH 5091,1 1.560. 10 1lim1 === σσ [ ] MPa S K H HL HH 8,4811,1 1.530. 20 2lim2 === σσ Với cấp nhanh sử dụng răng thẳng [ ] [ ] [ ]( ) MPaHHH 8,481,min 21' ==⇒ σσσ Với cấp chậm sử dụng răng nghiêng⇒ [ ] [ ] [ ] MPaHHH 4,4952 8,481509 2 21'' =+=+= σσσ Theo (6.8),[1],tập1: NFE = 60c. Σt ( ) i i i t tTT ΣΣ . 6 max NFE2 = 60c 866 10.51,196 9.5,0 96 6.1.23000. 31,5 1420 =⎟⎠ ⎞⎜⎝ ⎛ +++ ; NfE2 > NFO = 4.10 6 Đồ án chi tiết máy 8 12 =⇒ FLK ; tương tự 11 =FLK Theo (6.2a),[1],tập1, với bộ truyền quay 1 chiều: KFC = 1, ta có [ ] MPaSKK FFLFCFF 25275,1 1.1.441.. 10 1lim1 === σσ [ ] MPaSKK FFLFCFF 6,23675,1 1.1.414.. 20 2lim2 === σσ ứng suất quá tải cho phép: Theo (6.13) và (6.14),[1],tập1 có: [ ] MPachH 1260450.8,2.8,2 2max === σσ [ ] MPachF 464580.8,0.8,0 1max1 === σσ [ ] MPachF 360450.8,0.8,0 2max2 === σσ 2.1.2, Tính toán cấp chậm ( bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng ) ♦ Xác định sơ bộ khoảng cách trục : 3 2 2''22 ..][ . ).1( baH HII aw u KT uKa ψσ β+= trong đó : ƒ baψ : hệ số, là tỉ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục. Tra bảng (6.6),[1],tập1,ta chọn baψ = 0,4 ƒ aK : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng. Tra bảng (6.5),[1], tập1 được aK = 43. ƒ βHK : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc.Với hệ số bdψ = 0,53. baψ .(u2+1) = 0,53.0,4.(3,39+1) = 0,93 ; tra bảng (6.7), [1], tập1, ta được βHK = 1,15 ; 32,1=βFK (sơ đồ 3). )(65,97 4,0.39,3.4,495 15,1.40060).139,3(43 3 22 mmaw =+= => lấy 2wa = 115(mm). ♦ Xác định các thông số ăn khớp Môđun m = (0,01÷0,02). 2wa = (0,01÷0,02).115 = 1,15÷2,3 mm. Chọn m=1,5 (bảng 6.8, [1]) Chọn sơ bộ 030=β 866,0cos =⇒ β Số răng bánh nhỏ (công thức 6.31),[1], tập1. 3,26 )139,3.(5,1 866,0.115.2 )1( cos..2 2 2 1 =+=+= um a z w β => lấy 1z = 26 Số răng bánh lớn 14,8826.39,3. 122 === zuz => lấy 2z = 88 Do đó, tỉ số truyền thực sẽ là : Đồ án chi tiết máy 9 38,3 26 88 1 2 === z zum Khi đó: cos '''00 2 21 24143124,31855,0 115.2 )8826.(5,1 .2 ).( ==⇒=+=+= ββ wa ZZm ♦ Các thông số cơ bản của bộ truyền : Góc prôfin gốc :α = 020 (theo TCVN 1065-71). Góc nghiêng răng : β = "24'14310 Góc prôfin răng : "33'323 855,0 20 cos 0 0 =⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛=⎟⎟⎠ ⎞⎜⎜⎝ ⎛= tgarctgtgarctgt β αα Góc ăn khớp: ( ) =⎥⎦ ⎤⎢⎣ ⎡ += 2 21 .2 cos.arccos w tw a mZZ αα ( ) "25'3236 115.2 20cos5,1.8826arccos 0 0 =⎥⎦ ⎤⎢⎣ ⎡ + Khoảng cách trục : )(1152 mmaw = Mô đun: m=1,5mm Chièu rộng vành răng: )(46115.4,0. 2 mmab wbaw ===ψ ⇒Mỗi bánh răng có chiều rộng vành răng là: 23 mm Số răng mỗi bánh răng: Z1 = 26 ; Z2 = 88 Tỉ số truyền cấp chậm: um = 3,38 Đường kính chia : )(6,45 855,0 26.5,1 )cos( . 11 mm zmd === β )(4,154 855,0 88.5,1 )cos( . 22 mm zmd === β Đường kính lăn : )(66,45 138,3 115.2 1 2 2 1 mmu ad m w w =+=+= )(3,15438,3.66,45.12 mmudd mww === Đường kính đỉnh răng : )(6,485,1.26,45.211 mmmdda =+=+= )(4,1575,1.24,154.222 mmmdda =+=+= Đường kính đáy răng : )(85,415,1.5,26,45.5,211 mmmdd f =−=−= )(65,1505,1.5,24,154.5,222 mmmdd f =−=−= Hệ số trùng khớp ngang: 47,1855,0. 88 1 26 12,388,1cos112,388,1 21 =⎥⎦ ⎤⎢⎣ ⎡ ⎟⎠ ⎞⎜⎝ ⎛ +−=⎥⎦ ⎤⎢⎣ ⎡ ⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛ +−= βεα zz Đồ án chi tiết máy 10 Hệ số trùng khớp dọc : 4,4 .5,1 ''24'1431sin.40 . sin. 0 === ππ βε β m bw Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở : "36'92916,29558,0''24'1431'.'33'323cos.cos 0000 ==⇒=== btb tgtgtg ββαβ ♦ Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp (tra bảng 6.5, [1], tập1⇒ MZ = 274 MP 3 1 a . Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc : 35,1 )54,36.2sin( 16,29cos.2 2sin cos.2 Z 0 0 H === tw b α β Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng : 825,0 47,1 11Z === α ε ε Vận tốc vòng của bánh răng : )/(64,0 60000 267.66,45. 60000 .. 21 smndv w === ππ .Tra bảng 6.13, [1], tập1=> cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8. Tra bảng (6.14), [1], tập1,với CCX9, v<2,5⇒ .13,1=αHK 37,1=αFK Tra bảng: (6.16) được g0 = 73 (6.15) được 002,0=Hδ ; 006,0=Fδ 508,0 38,3 100.64,0.73.002,0... 20 ===⇒ m w HH u avgδυ KHv =1+ 01,113,1.15,1.40060.2 66,45.40.508,01 ...2 .. 1 =+= αβ υ HHII wwH KKT db Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc : 3125,101,1.13,1.15,1.. === HvHHH KKKK αβ . ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc: MPa dub uKTZZZ ww HII HMH 39066,45.38,3.40 )138,3.(3125,1.40060.2825,0.35,1.274 .. )1.(..2... 22 12 2 =+=+= εσ Từ cấp chính xác 8 95,0=⇒ RZ ; Với da < 700 1=⇒ xHK ; v = 0,64 < 5m/s 1=⇒ vZ . Do đó theo (6.1) và (6.1a) Đồ án chi tiết máy 11 [ ] [ ] MPaKZZ xHRvHH 6,4701.95,0.1.4,495...'' === σσ Như vậy [ ]HH σσ < Vậy bánh răng đã chọn thoả mãn điều kiện tiếp xúc ♦ Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: 68,0 47,1 11 === α ε εY . Hệ số kể đến độ nghiêng của răng : 777,0 140 24,311 140 1 0 =−=−= ββY . Số răng tương đương : 42 855,0 26 cos 33 1 1 === β zzv 141 855,0 88 cos 33 2 2 === β zzv Vì ta dùng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x=0. Tra bảng (6.18),[1], tập1ta được : 7,31 =FY 6,32 =FY 525,1 38,3 100.64,0.73.006,0... 20 === m w FF u avgδυ 02,1 37,1.32,1.40060.2 66,45.40.525,11 ...2 .. 1 1 =+=+= αβ υ FFII wwF Fv KKT dbK Hệ số tải trọng khi tính về uốn : 84,102,1.37,1.32,1.. === FvFFF KKKK αβ . ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh chủ động: )(252][)(105 5,1.66,45.40 7,3.777,0.68,0.84,1.40060.2 .. .....2 1 1 1 1 MPaMPamdb YYYKT F ww FFII F =<=== σσ βε ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh bị động: )(6,236][)(102 7,3 60,3.105. 2 1 21 2 MPaMPaY Y F F FF F =<=== σσσ ♦ Kiểm nghiệm răng về quá tải : Hệ số quá tải 4,14,1 1 1 1 max ==== T T T T T TK mmqt ứng suất tiếp xúc cực đại : )(1260][)(5,4614,1.390. maxmax MPaMPaK HqtHH = đã thoả mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt. ứng suất uốn cực đại : )(464][)(1474,1.105. max11max1 MPaMPaK FqtFF =<=== σσσ Đồ án chi tiết máy 12 )(360][)(8,1424,1.102. max22max2 MPaMPaK FqtFF = đã thoả mãn điều kiện phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng. 2.1.3, Tính toán cấp nhanh ( bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng ) ♦ Xác định sơ bộ khoảng cách trục : 3 1 2'11 ..][ . ).1( baH HI aw u KT uKa ψσ β+= trong đó : ƒ baψ : hệ số, là tỉ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục, ta chọn baψ = 0,3 (theo bảng 6.6 [1],tập1) ƒ aK : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng. Tra bảng (6.5), [1], tập1 được aK = 49,5. ƒ βHK : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc.Với hệ số bdψ =0,53. baψ .(u1+1)=0,53.0,3.(5,31+1)= 1, tra bảng(6.7),[1], tập1 βHK =1,03 ; 05,1=βFK (sơ đồ 7). )(32,87 3,0.31,5.8,481 03,1.8,7843).131,5(5,49 3 21 mmaw =+= => lấy 1wa = 90(mm). ♦ Xác định các thông số ăn khớp : Môđun m=(0,01÷0,02). 1wa =(0,01÷0,02).90 = 0,9÷1,8 mm => tra bảng (6.8), [1], tập1,ta chọn môđun pháp m=1,5. Số răng bánh nhỏ 02,19 )131,5.(5,1 90.2 )1( .2 1 1 1 =+=+= um az w => lấy 1z = 19. Số răng bánh lớn 89,10019.31,5. 112 === zuz => lấy 2z = 101. mmzzma w 902 )10119(5,1 2 )( 21 1¦ =+=+=⇒ Do đó, tỉ số truyền thực sẽ là : 316,5 19 101 1 2 === z zum ♦ Các thông số cơ bản của bộ truyền Đồ án chi tiết máy 13 Góc prôfin gốc : α = 020 (theo TCVN 1065-71). Góc nghiêng răng : β =0 (vì là răng thẳng) => cos β =1. Khoảng cách trục : )(901 mmaw = Mô đun m= 1,5mm Tỉ số truyền um = 5,316 Hệ số dịch chỉnh x1 = 0 ; x2 = 0 Số răng bánh răng z1 = 19 ; z2 = 101 Đường kính chia )(5,28 1 19.5,1 )cos( . 11 mm zmd === β )(5,151 1 101.5,1 )cos( . 22 mm zmd === β Đường kính đỉnh răng )(5,315,1.25,28.211 mmmdda =+=+= )(5,1545,1.25,151222 mmmdda =+=+= Đường kính vòng lăn : )(5,28 1316,5 90.2 1 2 1 1 mmu ad m w w =+=+= )(5,151316,5.5,28.12 mmudd mww === Đường kính đáy răng : )(75,245,1.5,25,28.5,211 mmmdd f =−=−= )(75,1475,1.5,25,151.5,222 mmmdd f =−=−= Chiều rộng vành răng : )(2790.3,0. 1 mmab wbaw ===ψ Hệ số trùng khớp ngang : 68,11. 101 1 19 12,388,1cos112,388,1 21 =⎥⎦ ⎤⎢⎣ ⎡ ⎟⎠ ⎞⎜⎝ ⎛ +−=⎥⎦ ⎤⎢⎣ ⎡ ⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛ +−= βεα zz ♦ Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp tra trong bảng “ Trị số của các hệ số .... và MZ ” được MZ = 274MP 3 1 a . Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc : 764,1 )20.2sin( 1.2 2sin cos.2 Z 0H === tw b α β Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng : 88,0 3 68,14 3 4 Z =−=−= αε ε Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp với bánh răng thẳng 1=αHK . Đồ án chi tiết máy 14 Vận tốc vòng của bánh răng : )/(12,2 60000 1420.5,28. 60000 .. 11 smndv w === ππ .Tra bảng ”Chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng” => cấp chính xác của bánh răng là 8(chọn theo bảng 6.13,[1],tập1) Tra bảng: (6.16) được g0 = 56 (6.15) được 006,0=Hδ ; 016,0=Fδ 93,2 316,5 90.12,2.56.006,0... 10 ===⇒ m w HH u avgδυ KHv =1+ 14,11.03,1.8,7843.2 5,28.27.93,21 ...2 .. 1 =+= αβ υ HHI wwH KKT db Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc : 174,114,1.1.03,1.. === HvHHH KKKK αβ . ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc: MPa dub uKTZZZ ww H HMH 4255,28.316,5.27 )1316,5.(174,1.8,7843.288,0.764,1.274 .. )1.(..2... 22 11 11 =+=+= εσ Từ cấp chính xác 8 95,0=⇒ RZ ; Với da < 700 1=⇒ xHK ; v = 2,12 < 5m/s 1=⇒ vZ . Do đó theo (6.1) và (6.1a) [ ] [ ] MPaKZZ xHRvHH 71,4571.95,0.1.8,481...' === σσ Như vậy [ ]HH σσ < Vậy bánh răng đã chọn thoả mãn điều kiện tiếp xúc ♦ Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: 595,0 68,1 11 === α ε εY . Hệ số kể đến độ nghiêng của răng : 1 140 01 140 1 0 =−=−= ββY . Số răng tương đương : 19 1 19 cos3 1 1 === β zzv 101 1 101 cos3 2 2 === β zzv Tra bảng (6.18),[1], tập1ta được : 08,41 =FY 6,32 =FY Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn với bánh răng thẳng 1=αFK . 816,7 316,5 90.12,2.56.016,0... 10 === m w FF u avgδυ Đồ án chi tiết máy 15 365,1 1.05,1.8,7843.2 5,28.27.816,71 ...2 .. 1 1 =+=+= αβ υ FFI wwF Fv KKT dbK Hệ số tải trọng khi tính về uốn : 433,1365,1.1.05,1.. === FvFFF KKKK αβ . ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh chủ động: )(252][)(3,47 5,1.5,28.27 08,4.1.595,0.433,1.8,7843.2 .. .....2 1 1 11 1 MPaMPamdb YYYKT F ww FF F =<=== σσ βε ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh bị động: )(6,236][)(7,41 08,4 6,3.3,47. 2 1 21 2 MPaMPaY Y F F FF F =<=== σσσ ♦ Kiểm nghiệm răng về quá tải : Hệ số quá tải 4,14,1 1 1 1 max ==== T T T T T TK mmqt ứng suất tiếp xúc cực đại : )(1260][)(5034,1.425. maxmax MPaMPaK HqtHH = đã thoả mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt. ứng suất uốn cực đại : )(464][)(22,664,1.3,47. max11max1 MPaMPaK FqtFF =<=== σσσ )(360][)(4,584,1.7,41. max22max2 MPaMPaK FqtFF = đã thoả mãn điều kiện phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng. 2.2.Thiết kế bộ truyền xích: 2.2.1> Chọn loại xích: Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp ⇒dùng xích con lăn. 2.2.2> Xác định các thông số của xích và bộ truyền: Theo bảng (5.4),[1], tập1, với ux = 4, chọn số răng đĩa nhỏ Z1 = 25, số răng đĩa lớn Z2 = ux.Z1 = 4.25 = 100 <Zmax =120 Đồ án chi tiết máy 16 Theo công thức(5.3),[1],tập1.Công suất tính toán: Pt = P.k.kz.kn Z1 = 25
Tài liệu liên quan