[block id=”bo-sung-1″]

Hộp giảm tốc là một cơ cấu truyền động quan trọng trong nhiều
ngành, nhiều mô hình, nhiều phương thức truyền động, ví dụ như là dùng
trong các cơ cấu băng tải, dây chuyền trong các phân xưởng, xí nghiệp
hay trong nông nghiệp nó giúp đảm bảo sự vận hành êm cho các cơ cấu
khác đằng sau nó.
Thiết kế hệ dẫn động băng tải nói riêng và thiết kế các hệ dẫn động
cơ khí nói chung giúp sinh viên nhớ lại kiến thức, củng cố nâng cao kiến
thức và tư duy tính toán trong việc thiết kế, cũng như trong việc chế tạo
các chi tiết các bộ phận để hợp thành một cơ cấu máy hoàn chỉnh và hoạt
động được.
Trong quá trình tính toán, thiết kế sinh viên không tránh khỏi
những sơ suất và lỗi sai ngoài ý muốn, vì vậy mong thầy (cô) giúp đỡ chỉ
bảo và tạo điều kiện để sinh viên có thể hoàn thiện đồ án một cách tốt
nhất và đạt kết quả cao nhất cũng như là nắm vững những kiến thức để
phục vụ trong quá trình làm việc sau này một cách nhuần nhuyễn và tốt
nhất.

do_an_chi_tiet_may_mai_van_tu

pdf76 trang | Chia sẻ: tienduy345 | Ngày: 13/04/2016 | Lượt xem: 1150 | Lượt tải: 5download

Bạn đang xem trước 20 trang tài liệu Đồ án Chi tiết máy – Mai Văn Tú, để xem tài liệu hoàn chỉnh bạn click vào nút DOWNLOAD ở trên

Page 4
LỜI NÓI ĐẦU
Môn học chi tiết máy đóng vai trò rất quan trọng trong chương trình đào
tạo kỹ sư và cán bộ kỹ thuật về nghiên cứu cấu tạo, nguyên lý làm việc và
phương pháp tính toán thiết kế các chi tiết, các cụm chi tiết nằm trong các thiết
bị máy móc phục vụ cho công nghiệp, nông nghiệp và giao thông vận tải…
Đồ án môn học chi tiết máy có sự kết hợp chặt chẽ giữa lý thuyết vào
thực tiễn. Lý thuyết tính toán các chi tiết máy được dựa trên cơ sở những kiến
thức về toán học, vật lý, cơ học lý thuyết, nguyên lý máy, sức bền vật liệu,
v.v…, được chứng minh và hoàn thiện qua quá trình thí nghiệm và thực tiễn sản
xuất. Đồ án môn học chi tiết máy là một đồ án có tầm rất quan trọng đối với
một sinh viên khoa cơ khí, nó giúp cho sinh viên hiểu sâu những kiến thức cơ
bản về cấu tạo, đặc điểm, nguyên lý làm việc và phương pháp tính toán thiết kế
các chi tiết máy có công dụng chung, bồi dưỡng cho sinh viên khả năng giải
quyết những vấn đề nảy sinh khi tính toán và thiết kế chi tiết máy, từ đó làm cơ
sở để vận dụng vào việc thiết kế máy sau này.
Hộp giảm tốc là một cơ cấu truyền động phổ biến trong ngành cơ khí và
có vài trò rất quan trọng trong ngành cơ khí, vì vậy thiết kế hộp giảm tốc không
chỉ giúp sinh viên nắm chắc kiến thức của các môn đã được học mà còn giúp
sinh viên quen dần với thực tiễn sản xuất, với thực tiễn làm việc đặc thù của
ngành cơ khí. Do là lần đầu tiên làm quen với công việc tính toán, thiết kế chi
tiết máy cùng với sự hiểu biết còn hạn chế cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo
tài liệu và bài giảng của các môn học có liên quan song bài làm của sinh viên
không thể tránh được những thiếu sót. Sinh viên kính mong được sự hướng dẫn
và chỉ bảo nhiệt tình của các Thầy cô bộ môn giúp cho sinh viên ngày càng tiến
bộ.
Cuối cùng sinh viên xin chân thành cảm ơn các Thầy (Cô) bộ môn, đặc biệt
là Thầy Trần Văn Hiếu đã trực tiếp hướng dẫn, chỉ bảo một cách tận tình giúp
sinh viên hoàn thành tốt nhiệm vụ được giao.
Hà Nội ngày 2 tháng 10 năm 2015
Sinh viên thực hiện
Mai Văn Tú
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Phương án số 39
GVHD: Trần Văn Hiếu
SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01 Page 5
PHẦN I: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
1. Chọn loại động cơ.
1.1. Chọn kiểu động cơ điện:
Chọn loại động cơ xoay chiều không đồng bộ ba pha rôto lồng sóc. Loại
này dùng phổ biến trong các ngành công nghiệp, với hệ dẫn động cơ khí (hệ dẫn
động băng tải, xích tải, vít tải,… dùng với các hộp giảm tốc).
1.2. Chọn công suất động cơ:
Công suất của động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ nhằm đảm bảo
cho nhiệt độ của động cơ khi làm việc không lớn hơn giá trị cho phép. Để đảm
bảo điều kiện đó cần thỏa mãn yêu cầu sau:
dc dc
dm dtP P (kW)
trong đó: dc
dmP : công suất định mức của động cơ
dc
dtP : công suất đẳng trị trên trục động cơ
ta có:
2
ct
dc dc i i
dt lv ct
lv ck
P t
P P .
P t
 
  
 

với: ct
lvP : giá trị công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác
dc
lvP : công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ
dc ct
lv lvP P /  
ct
iP : công suất phụ tải ở chế độ thứ i trên trục công tác
it , ckt : thời gian làm việc ở chế độ thứ i và thời gian cả chu kì
ct 3 3
lv tP F .v /10 4600.1,4 /10 6,44 (kW)  
v : vận tốc của băng tải, v 1,4 (m / s)
tF : lực tác dụng lên trục công tác tF 4600(N)
 : hiệu suất chung của toàn bộ hệ thống
1 2 3 4
. . . …..     
trong đó:
1 2 3 4, , , ,…..    : là hiệu suất của các bộ truyền và các cặp ổ
trong hệ thống dẫn động.
Theo sơ đồ đề bài thì :
br
2 3
ol d k. . .     
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Phương án số 39
GVHD: Trần Văn Hiếu
SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01 Page 6
br : hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ: br =0,98
ol : hiệu suất một cặp ổ lăn: ol =0,995
d : hiệu suất của bộ truyền đai: d =0,96
k : hiệu suất của khớp nối: k =0,99

2 30,98 .0,995 .0,96.0,99 0,899  
dc
lvP 6,44 / 0,899 7,2 (kW)  
 Hệ số xét đến sự thay đổi tải không đều β :
 
2 2 2 2
3 3i i 1 1 2 2
1 ck 1 ck 1 ck 1 ck
22 2
T tT t T t T t
. . . .
T t T t T t T t
15 45 20
1 . 0,9 . (0,7) . 0,765625
80 80 80
       
           
       
   

dc
dtP 7,2. 7,2.0,765625 5,5125 (kW)   
1.3. Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ
 Số vòng quay đồng bộ của động cơ (còn gọi là tốc độ từ trường quay)
được xác định theo công thức:
db
60f
n
p

Trong đó: f – tần số dòng điện xoay chiều (Hz) (f=50Hz);
p – số đôi cực từ; p=1;2;3;4;5;6.
 Số vòng quay của trục công tác:
3 3
ct
60.10 .v 60.10 .1,4
n 89,13 (v / ph)
.D 3,14.300
  

Với: D: đường kính tang dẫn của băng tải: D=300(mm)
 Tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống : ut
t h du u .u
trong đó: ud là tỉ số truyền của bộ truyền đai
uh là tỉ số truyền của hộp giảm tốc .
Theo bảng 1.2 ta có
+, Truyền động bánh răng trụ , HGT bánh răng trụ 2 cấp uh=(840)
+, Truyển động đai ud=(35)
 chọn uh= 10; ud =3; t h d ku u .u .u 10.3 30   
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Phương án số 39
GVHD: Trần Văn Hiếu
SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01 Page 7
 Số vòng quay trên trục động cơ nsb
sb ct tn n .u 89,13.30 2673,9 (v / ph)  
1.4. Chọn động cơ thực tế
Tra bảng P1.3[1]
Ta chọn động cơ: 4A112M2Y3
có: dcP 7,5 (kW) ; dcn 2922 (v / ph)
max k
dn dn
T T
2,2; 2
T T
 
1.5. Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ
Kiểm ta điều kiện mở máy và điều kiện quá tải của động cơ vừa chọn:
dc
dc dt
dc sb
P 7,5 P 5,5125
n 2922 n 2673,9
  
  
mm k
dn
T T
T T

 thỏa mãn điều kiện mở máy và điều kiện quá tải của động cơ.
2. Phân phối tỷ số truyền
Tỷ số truyền chung của toàn bộ hệ thống:
dc
ct
n 2922
u 32,78
n 89,13
   
2.1. Tỷ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc
 Ký hiệu: uh là tỷ số truyền của hộp giảm tốc
ung là tỷ số truyền ngoài hộp giảm tốc
 Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài:
ng du u
Ta chọn d ngu 2,4; u 2,4  
2.2. Tỷ số truyền của bộ truyền trong hộp giảm tốc
h ngu u .u 
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Phương án số 39
GVHD: Trần Văn Hiếu
SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01 Page 8
h
ng
u 32,78
u 13,66
u 2,4
   
hu 13,66 
1
2
u 4,71
u 2,9



với u1: tỷ số truyền cấp nhanh
u2: tỷ số truyền cấp chậm
3. Tính toán các thông số trên trục
3.1. Tính công suất trên các trục
 Công suất danh nghĩa trên trục động cơ:
ct
dc lv
dc lv
P
P P 7,2 (kW)

  

 Công suất danh nghĩa trên trục I:
dc
I lc k olP P . . 7,2.0,99.0,995 7,1 (kW)    
 Công suất danh nghĩa trên trục II:
II I br olP P . . 7,1.0,98.0,995 6,92 (kW)    
 Công suất danh nghĩa trên trục III:
III II br olP P . . 6,92.0,98.0,995 6,75 (kW)    
3.2. Tính số vòng quay của các trục
 Số vòng quay của trục I:
dc
I
dc I
n 2922
n 2922 (v/ph)
u 1
  
 Số vòng quay của trục II:
I
II
I II
n 2922
n 620,38 (v/ph)
u 4,71
  
 Số vòng quay của trục III:
II
III
II III
n 620,38
n 213,93 (v/ph)
u 2,9
  
 Số vòng quay của trục công tác:
III
ct
III ct
n 213,93
n 89,1375 (v/ph)
u 2,4
  
3.3. Tính momen xoắn trên các trục
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Phương án số 39
GVHD: Trần Văn Hiếu
SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01 Page 9
Momen xoắn trên các trục được tính theo công thức:
6
k
k
k
9,55.10 .P
T
n

 Momen xoắn trên trục động cơ:
6 6
dc
dc
dc
9,55.10 .P 9,55.10 .7,2
T 23531,83
n 2922
  
 Momen xoắn trên trục I:
6
I
9,55.10 .7,1
T 23180,02 (Nmm)
2922
 
 Momen xoắn trên trục II:
6
II
9,55.10 .6,92
T 106525,033 (Nmm)
620,38
 
 Momen xoắn trên trục III:
6
III
9,55.10 .6,75
T 301325,1998 (Nmm)
213,93
 
 Momen xoắn trên trục công tác:
6
ct
9,55.10 .6,44
T 689967,7465 (Nmm)
89,1375
 
3.4. Bảng kết quả tính toán
Trục
Thông số
Đ/cơ I II III Công tác
Công suất
(kW)
7,2 7,1 6,92 6,75 6,44
Tỷ số truyền
(-)
1 4,71 2,9 2,4
Số vòng quay
(v/ph)
2922 2922 620,38 213,93 89,1375
Momen
(Nmm)
23531,83 23180,02 106525,033 301325,1998 689967,7465
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Phương án số 39
GVHD: Trần Văn Hiếu
SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01 Page 10
PHẦN II: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG
1. Thiết kế bộ truyền đai
1.1. Chọn loại đai
Chọn tiết diện đai hình thang thường
Ta có: PIII = 6,75 (kW) – công suất trên trục bánh đai chủ động
n3 = 213,93(v/ph) số vòng quay trên trục bánh đai chủ động
u = 2,4 – tỷ số truyền của bộ truyền đai
0,02  – hệ số trượt của bộ truyền đai
Từ bảng 4.13[1] các thông số của đai hình thang ta chọn loại đai B với các
thông số:

hiệu
Kích thước tiết diện (mm) Diện tích
tiết diện A
(mm
2
)
Đường
kính bánh
đai nhỏ d1
(mm)
Chiều dài
giới hạn l
(mm) bt b h yo
B 19 22 13,5 4,8 230 200-400 1800-10600
1.2. Các kích thước và thông số của bộ truyền đai
 Đường kính bánh đai nhỏ ta chọn d1=250 (mm)
 vận tốc của đai:
1 3.d .n .250.213,93v 2,8 (m/s)
60000 60000
 
  
maxmà v 2,8 v 25 (m/s)  
(thỏa mãn điều kiện)
2 1d d .u.(1 ) 250.2,4.(1 0,02) 588 (mm)     
vì đường kính bánh đai được tiêu chuẩn hóa nên theo bảng 4.21 [1]
ta chọn d2=600 (mm)
 tỷ số truyền thực tế của bộ truyền đai:
2
d
1
d 600
u 2,45
d .(1 ) 250.(1 0,02)
  
 
 sai lệch tỷ số truyền:
2,45 2,4
u 100 2,083%
2,4

   
(nằm trong phạm vi cho phép về sai lệch tỷ số truyền).
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Phương án số 39
GVHD: Trần Văn Hiếu
SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01 Page 11
 Khoảng cách trục (a):
Chọn a/d2=1,2 suy ra a = 1,2.d2 = 1,2.600=720 (mm)
Ta có: 1 2 1 20,55.(d d ) h a 2.(d d )    
0,55.(250 600) 13,5 720 2.(250 600)
467,5 720 1700
     
  
(thỏa mãn điều kiện chọn a)
 Chiều dài đai (l):
Ta có:
2
1 2
1 2
(d d )
l 2.a 0,5 .(d d )
4.a

    
2(250 600)
l 2.720 0,5 .(250 600)
4.720
2817,71 (mm)

     

Chiều dài đai được quy tròn theo tiêu chuẩn nên ta chọn chiều dài đai
l=2800 (mm).
 Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ:
maxi v / l 2,8 / 2,8 1 i 10     (thỏa mãn)
 Khoảng cách trục (a) theo chiều dài tiêu chuẩn (l): l=2800 (mm)
2 28.
a
4
    

Trong đó: 1 2
d d 250 600
l 2800 1464,823
2 2
    
       
  
2 1d d 600 250 175
2 2
 
   
2 21464,828 (1464,828) 8.(175)
a 710,87 (mm)
4
 
  
 Góc ôm (α1):
o o
o o o o2 1
1
57 (d d ) 57 .(600 250)
180 180 156,3 120
a 842
 
      
1.3. Xác định số đai.
 Số đai z được tính theo công thức:
III d
o l u z
P .K
z
[P ].C C C C

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Phương án số 39
GVHD: Trần Văn Hiếu
SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01 Page 12
trong đó:
PIII – công suất trên trục bánh đai chủ động: PIII=6,75 (kW)
[Po] – công suất cho phép,
tra bảng 4.19[1] ta được [Po]=2,3 (kW)
Kd – hệ số tải trọng động,
tra bảng 4.7[1] ta được Kd=1,1
Cα – hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α1,
1C 1 0,0025(180 ) 1 0,0025(180 156,3) 0,941       
Cl – hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai,
ta có lo=3750, l=2800 nên l/lo=2800/3750=0,75
tra bảng 4.16 Cl=0,935
Cu – hệ số xét đến ảnh hưởng của tỷ số truyền
u=2,45 tra bảng 4.17 Cu=1,135
Cz – hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho
các dây đai, ta có PIII/[Po]=6,75/2,3=2,935
Cz=0,95
6,75.1,1
z 3,4
2,3.0,941.0,935.1,135.0,95
  
chọn z =4
 Chiều rộng bánh đai B
B (z 1).t 2e (4 1).25,5 2.17 110,5 (mm)      
 Đường kính ngoài của bánh đai da
a1 1 od d 2h 250 2.5,7 261,4 (mm)    
a2 2 od d 2h 600 2.5,7 611,4 (mm)    
1.4. Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục.
 Lực căng đai được xác định theo công thức:
III d
0 v
780P .K
F F
v.C .z
 
trong đó: Fv – lực căng do lực ly tâm sinh ra
Fv=qmv
2
trong đó: qm – khối lượng 1 mét chiều dài
đai, tra bảng 4.22
v – vận tốc vòng, m/s
PIII – công suất trên trục bánh đai chủ động, kW
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Phương án số 39
GVHD: Trần Văn Hiếu
SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01 Page 13
2
0
780.6,75.1,1
F 0,3.(3,136) 552,47 (N)
2,8.0,941.4
   
 Lực tác dụng lên trục:
o
1
r 0
156,3
F 2F .z.sin 2.552,47.4.sin 4325,57 (N)
2 2
  
    
   
1.5. Bảng kết quả tính toán
Thông số

hiệu
Giá trị Đơn vị
Đường kính bánh đai nhỏ d1 250 mm
Đường kính bánh đai lớn d2 600 mm
Tỷ số truyền ud 2,45 –
Hệ số trượt  0,02 –
Khoảng cách trục a 710,87 mm
Góc ôm α1 156,3 độ(
o
)
Chiều dài đai l 2800 mm
Số đai z 4 –
Chiều rộng bánh đai β 110,5 mm
Đường kính ngoài bánh
đai
da1 261,4
mm
da2 611,4
Lực căng đai F0 552,47 N
Lực tác dụng lên trục Fr 4325,57 N
2. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh
 Các thông số đầu vào:
I I
P P 7,1 (kW), T T 23180,02 (Nmm)   
I 1
n n 2922 (v/ph), u u 4,71   
Thời gian sử dụng: 300.8.8.1=19200 (giờ)
Tải trọng thay đổi: T1=T; T2=0,9T; T3=0,7T
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Phương án số 39
GVHD: Trần Văn Hiếu
SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01 Page 14
2.1. Chọn vật liệu làm bánh răng
Tra bảng 6.1[1] ta chọn:
Vật liệu làm bánh răng nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt
HB 241285, có giới hạn bền b1 850 (MPa)  , giới hạn chảy
ch1 580 (MPa)  . Ta chọn độ rắn bề mặt là HB1 = 245.
Vật liệu làm bánh răng lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt
HB 192240, có giới hạn bền b2 750 (MPa)  , giới hạn chảy
ch2 450 (MPa)  , vì tốc độ quay và cường độ làm việc của bánh
răng lớn nhỏ hơn tốc độ quay và cường độ làm việc của bánh răng nhỏ
nên ta chọn độ rắn bề mặt bánh răng lớn nhỏ hơn bánh răng nhỏ 15
đơn vị.  ta chọn HB2 = 230.
2.2. Xác định ứng suất cho phép
Ứng suât tiếp xúc cho phép H[ ] và ứng suất uốn cho phép F[ ]
được xác định theo công thức:
o
Hlim
H R V xH HL
H
[ ] .Z .Z .K .K
S
 
   
 
o
Flim
F R S xF FL
F
[ ] .Y .Y .K .K
S
 
   
 
trong đó:
ZR – hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc
ZV – hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
KxH – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng
YR – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng
YS – hệ số xét đến độ nhám của vật liệu đối với tập trung ứng suất
sY 1,08 0,0695.ln(m) 
KxF – hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn
vì lúc đầu là tính toán thiết kế sơ bộ nên ta lấy:
o
R V xH H Hlim HL H
o
R S xF F Flim FL F
Z .Z .K 1 [ ] .K / S
Y .Y .K 1 [ ] .K / S
    
 
    
trong đó:
o
Hlim – ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở, được tính
theo công thức: o
Hlim 2HB 70   (tra bảng 6.1[1])
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Phương án số 39
GVHD: Trần Văn Hiếu
SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01 Page 15
o
Hlim1 12HB 70 2.245 70 560 (MPa)     
o
Hlim2 22HB 70 2.230 70 530 (MPa)     
o
Flim – ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở, được tính theo
công thức: o
Flim 1,8HB 
o
Flim1 11,8HB 1,8.245 441 (MPa)   
o
Flim2 21,8HB 1,8.230 414 (MPa)   
SH – hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc,
tra bảng 6.2[1] ta được SH=1,1
SF – hệ số an toàn khi tính về uốn,
tra bảng 6.2[1] ta được SF=1,75
KFC – hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải trọng, vì bộ truyền quay 1
chiều nên KFC=1
KHL, KFL – hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và
chế độ tải trọng của bộ truyền, được xác định theo công thức:
H
F
m
HL HO HE
m
FL FO FE
K N / N
K N / N


trong đó :
mH, mF – bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn
mH=6, mF=6
NHO – số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
HHO
2,4
B30HN  , với HHB – độ rắn Brinen.
2,4 2,4 7
HO1 B1H 30H 30.245 1,6.10N   
2,4 2,4 7
H2 B2HO 30H 30.230 1,39N .10  
NFO – số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
vì bánh răng làm bằng thép nên NFO=4.10
6
FO1 FO2
6N N 4.10  
NHE, NFE – số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương, vì bộ
truyền làm việc với tải trọng thay đổi nên ta có:
F
3
HE i max i i
m
FE i max i i
N 60.c. (T / T ) .n .t
N 60.c. (T / T ) .n .t




trong đó:
c – số lần ăn khớp trong một vòng quay, c=1
ni – số vòng quay ở chế độ thứ i
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Phương án số 39
GVHD: Trần Văn Hiếu
SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01 Page 16
ti – thời gian làm việc ở chế độ thứ i nên ta có:
3
HE1 i i max i
3 3 3 9
N 60.c.n . (T / T ) .t
15 45 20
60.1.2922.19200.(1 . 0,9 . 0,7 . ) 2,3.10
80 80 80

   

9
9HE1
HE2
1
N 2,3.10
N 0,5.10
u 4,71
  
6
FE1 1 i max i
6 6 6 9
N 60.c.n (T / T ) .t
15 45 20
=60.1.2922.19200.(1 . 0,9 . 0,7 . )=1,74.10
80 80 80

 

9
9FE1
FE2
1
N 1,74.10
N 0,37.10
u 4,71
  
Ta có:
HE1 HO1 HL1
HE2 HO2 HL2
FE1 FO1 FL1
FE2 FO2 FL2
N N K 1
N N K 1
N N K 1
N N K 1
  

  

  
   
Như vậy ta có:
o
H 1 Hlim1 HL1 H[ ] .K / S
=560.1/1,1=509,1 (MPa)
  
o
H 2 Hlim2 HL2 H[ ] .K / S
=530.1/1,1=481,82 (MPa)
  
o
F 1 Flim1 FL1 F[ ] .K / S
=441.1/1,75=250 (MPa)
  
o
F 2 Flim2 FL2 F[ ] .K / S
=414.1/1,75=236,57 (MPa)
  
Vì là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng nên ta có:
H 1 H 2
H
H 2
[ ] [ ] 509,1 481,82
[ ]=
2 2
=495,46 (MPa) <1,25.[ ] 602,275 (MPa)
   
 
 
Ứng suất tải cho phép:
H max ch2[ ] 2,8. 2,8.450 1260 (MPa)    
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Phương án số 39
GVHD: Trần Văn Hiếu
SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01 Page 17
F1 max ch1[ ] 0,8. 0,8.580 464 (MPa)    
F2 max ch2[ ] 0,8. 0,8.450 360 (MPa)    
2.3. Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền
 Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
ta có:
1 H
3
w1 a 1 2
H 1 ba
T .K
a K .(u 1).
[ ] .u .

 
 
trong đó: aK – hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng
tra bảng 6.5[1] ta có: aK =43
T1 – momen xoắn trên trục bánh răng chủ động,
T1=23180,02 (Nmm)
H
[ ] – ứng suất tiếp xúc cho phép, H[ ] =495,46 (MPa)
u1 – tỷ số truyền của bộ truyền đang tính, u1=4,71
ba
 – hệ số, tra bảng 6.6[1] ta được ba =0,3
H
K  – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên
chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc, phụ thuộc
vào vị trí của bánh răng dối với các ổ và hệ số bd ,
bd ba 10,53 .(u 1)
0,53.0,3.(4,71 1) 0,9 1
   
   
tra bảng 6.7[1] ta được
HK  =1,15
3
w1 2
23180,02.1,15
a 43.(4,71 1). 104,4 (mm)
495,46 .4,71.0,3
   
Chọn aw1=104 (mm)
2.4. Xác định các thông số ăn khớp
2.4.1 Môđun (m)
w1m (0,01 0,02)a
=(0,01 0,02).104 1,04 2,08
 
  
Vì trị số môđun được tiêu chuẩn hoá nên theo bảng 6.8[1] ta chọn
giá trị của môđun m=1,5.
2.4.2. Xác định số răng, góc nghiêng β và hệ số dịch chỉnh x.
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Phương án số 39
GVHD: Trần Văn Hiếu
SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01 Page 18
 Số răng :
Vì là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng có β=820o, nên ta
chọn sơ bộ β=10o
 Số răng nhỏ Z1 :
o
w1
1
1
2a .cos 2.104.cos10
Z 23,9
m(u 1) 1,5.(4,71 1)

  
 
vì số răng nguyên nên ta lấy Z1=24
 số răng bánh răng lớn Z2 : 2 1 1Z Z .u 24.4,71 113,04  
ta lấy số răng bánh răng lớn: Z2=113
 tỷ số truyền thực tế của bộ truyền là :
t1
113
u 4,7
24
 
Sai lệch tỷ số truyền :
t1 1
1
u u
u .100%
u

 
4,7 4,71
.100% 0,2123% < 4%
4,71

  (thoả mãn điều kiện)
 Góc nghiêng β :
Ta có : 1 2
w1
m(Z Z ) 1,5.(24 113)
cos 0,988
2a 2.104
 
   
o o8,885 8 53’6″ 
Nhờ có góc nghiêng β của răng nên ở đây không cần phải dịch chỉnh
để đảm bảo khoảng cách trục đã tính.
2.5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
 ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc :
2
H M H 1 H t1 w1 t1 w1Z .Z .Z 2T .K .(u 1)(b .u .d )  
trong đó :
ZM – hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, tra
bảng 6.5[1] ta có /
M
1 3274 (MPa)Z 
ZH – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
H b tw2cos /Z sin 2  
ở đây : b – g

[block id=”bo-sung”]

Từ khóa: Đồ án Chi tiết máy – Mai Văn Tú

Leave a Reply

Your email address will not be published. Required fields are marked *