Chi tiết máy - Đề tài 6: Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn phương án 9

Đồ Án Chi Tiết Máy GVHD: Dương Đăng Danh SVTH: Nguyễn Anh Khoa 1 MSSV: G0901235 MỤC LỤC  Lời nói đầu.Trang 1  Các thông số đầu vào3  Tính toán chọn động cơ.4  Thiết kế đai8  Thiết kế bộ truyền bánh răng...13  Thiết kế trục và then30  Tính toán chọn ổ.48  Thiết kế kết cấu vỏ..54  Thiết kế các chi tiết phụ.56  Dung sai lắp ghép62  Tài liệu tham khảo...65 Đồ Án Chi Tiết Máy GVHD: Dương Đăng Danh SVTH: Nguyễn Anh Khoa 2 MSSV: G0901235 LỜI NÓI

pdf65 trang | Chia sẻ: huong20 | Ngày: 20/01/2022 | Lượt xem: 349 | Lượt tải: 0download
Tóm tắt tài liệu Chi tiết máy - Đề tài 6: Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn phương án 9, để xem tài liệu hoàn chỉnh bạn click vào nút DOWNLOAD ở trên
ĐẦU ---***--- 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 nước. Hiểu biết, nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết kế các hệ thống truyền động là những yêu cầu rất cần thiết đối với sinh viên, kỹ sư cơ khí. Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi, có thể nói nó đóng một vai trò quan trọng trong cuộc sống cũng như sản xuất. Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu. Đồ án thiết kế máy giúp ta tìm hiểu và thiết kế hộp giảm tốc, qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn học như Nguyên lý máy, Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật, và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí. Hộp giảm tốc là một trong những bộ phận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản như 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 rất cần thiết với một sinh viên cơ khí. Em chân thành cảm ơn thầy Dương Đăng Danh , các thầy cô khoa cơ khí đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án. Với kiến thức còn hạn hẹp, vì vậy thiếu sót là điều không thể tránh khỏi, em rất mong nhận được ý kiến từ thầy cô. Kính chúc quý thầy cô sức khỏe và hạnh phúc. Đồ Án Chi Tiết Máy GVHD: Dương Đăng Danh SVTH: Nguyễn Anh Khoa 3 MSSV: G0901235 ĐỀ TÀI 6: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN PHƢƠNG ÁN 9 Hệ thống dẫn động thùng trộn gồm: 1- Động cơ điện; 3 pha không đồng bộ; 2- Bộ truyền đai thang; 3- Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp phân đôi; 4- Nối trục đàn hồi; 5- Thùng trộn. Số liệu thiết kế: phƣơng án 9 Công suất trên trục thùng trộn, P : 3,5 KW Số vòng quay trên trục thùng trộn, n(v/p) : 30(v/p). Thời gian phục vụ, L(năm) : 6 Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ. (1 năm làm việc 250 ngày, ngày làm 2 ca, 1 ca làm việc 8 giờ) Chế độ tải: T1= T ;T2 = 0,2T ;T3 = 0,2T ;t1= 12s ;t2 = 60s ;t3= 28s Đồ Án Chi Tiết Máy GVHD: Dương Đăng Danh SVTH: Nguyễn Anh Khoa 4 MSSV: G0901235 PHẦN THUYẾT MINH TÍNH TOÁN ---***--- PHẦN I: TÍNH TOÁN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN BỐ TỈ SỐ TRUYỀN I. Chọn động cơ: 1. Xác định hiệu suất hệ thống:  Hiệu suất truyền động: 2 4. . .kn br d ol     Trong đó: 0.99kn  : Hiệu suất khớp nối. r1 0.98b  : Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng. r2 0.98b  : Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng. 0.96d  : Hiệu suất bộ truyền đai. 0.99ol  : Hiệu suất ổ lăn. 4 1 2. . . . 0,877kn br br d ol        2. Tính công suất đẳng trị ( công suất tính toán ):  Công suất tính toán :  Công suất cần thiết trên trục động cơ: 1,379 1,57( ) 0,877 t ct P P KW      Tỉ số truyền chung của bộ truyền : . 3.8 24ch d hu u u   Trong đó: uh = 8 là tỉ số truyền của hộp giảm tốc 2 cấp phân đôi. ud = 3 là tỉ số truyền của bộ truyền đai thang. 2 2 2 2 1 ax 1 1 .12 0,2 .60 0,2 .28 3,5. 1,379( ) 12 60 28 n i i td m n i T t T P P KW t              Đồ Án Chi Tiết Máy GVHD: Dương Đăng Danh SVTH: Nguyễn Anh Khoa 5 MSSV: G0901235  Số vòng quay sơ bộ của động cơ: s . 30.24 720( ò / ú )b lv chn n u v ng ph t   3. Chọn động cơ điện, bảng thông số động cơ điện:  Động cơ điện được chọn phải có công suất Pdc và số vòng quay đồng bộ thoả mãn điều kiện: + Pdc ≥ Pct = 1,57 (KW) + nđb ≈ nsb Dựa vào bảng P1.3 trang 236 sách “ Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí Tập Một” của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển ta chọn động cơ . Kiểu động cơ Công suất (KW) Vận tốc quay (vòng/phút) cosφ % Tmax/Tdn Tk/Tdn 4A132S8Y3 4 720 0,7 83 2,2 1,8 II. Phân phối tỉ số truyền:  Chọn tỉ số truyền của hệ thống dẫn động: d 720 24 30 c ch lv n u n     Ta chọn uh = 8 ( tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp phân đôi, u1 = 3,08; u2 = 2,6 (bảng 3.1 trang 43 [1])  24 3 8 ch d h u u u    (tỉ số truyền của bộ truyền đai thang) III. Lập bảng đặc tính: 1. Tính toán công suất trên các trục: 3 3 2 r2 2 1 r1 1 3,5( ) 3,5 3,571( ) . 0,99 .0,99 3,571 3,681( ) . 0,98.0,99 3,681 3,794( ) . 0,98 .0,99 3,794 4( ) . 0,99.0,96 ct ct ol kn b ol b ol dc d ol P KW P P KW P P KW P P KW P P KW                      2. Tính toán số vòng quay trên các trục: Đồ Án Chi Tiết Máy GVHD: Dương Đăng Danh SVTH: Nguyễn Anh Khoa 6 MSSV: G0901235 1 720 240( ò / ú ) 3 dc d n n v ng ph t u    1 2 1 240 77,922( ò / ú ) 3,08 n n v ng ph t u    2 3 2 77,922 29,97( ò / ú ) 2,6 n n v ng ph t u    3. Tính Moment xoắn trên các trục: 6 61 1 1 6 62 2 2 6 63 3 6 64 4 3,794 9,55.10 . 9,55.10 . 150969,58( ) 240 3,681 9,55.10 . 9,55.10 . 451137,68( ) 77,922 3,571 9,55.10 . 9,55.10 . 1137906,24( ) 29,97 3.5 9,55.10 . 9,55.10 . 1115281,95 29,97 dc lv P T Nmm n P T Nmm n P T Nmm n P T n             6 6 ( ) 4 9,55.10 . 9,55.10 . 53055,56( ) 720 dc dc dc Nmm P T Nmm n    *Bảng đặc tính kỹ thuật của hệ thống truyền động : Trục động cơ Trục 1 Trục 2 Trục 3 Trục 4 Công Suất (KW) 4 3,794 3,681 3,571 3,5 Tỉ số truyền u 3 3,08 2,6 1 Số vòng quay n (vòng/phút) 720 240 77,922 29,97 29,97 Momen xoắn T (Nmm) 53055,56 150969,58 451137,68 1137906,24 1115281,95 Đồ Án Chi Tiết Máy GVHD: Dương Đăng Danh SVTH: Nguyễn Anh Khoa 7 MSSV: G0901235 Hình vẽ minh họa vị trí các trục: Đồ Án Chi Tiết Máy GVHD: Dương Đăng Danh SVTH: Nguyễn Anh Khoa 8 MSSV: G0901235 PHẦN II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG Số liệu đầu vào: Công suất: P1 = 4 (KW) Số vòng quay: nđc =720 (v/p) Tỷ số truyền: ud = 3 Điều kiện làm việc: quay một chiều ,làm việc hai ca, tải va đập nhẹ. (1 năm làm việc 250 ngày, ngày làm 2 ca, 1 ca làm việc 8 giờ). 1.Chọn loại đai: Dựa vào Pdc = 4 (KW) và n = 720 (v/p) và hình 4.22 trang 153 sách “Cơ sở thiết kế máy“ của Nguyễn Hữu Lộc và các thông số kĩ thuật trên ta chọn đai dạng B Từ bảng 4.3 trang 128 sách “Cơ sở thiết kế máy“ của Nguyễn Hữu Lộc ta có các thông số kĩ thuật của đai loại B là: bp = 14 mm bo = 17 mm h = 10,5 mm yo= 4mm d1 = 140 – 280 mm l = 800 – 6300 mm A = 138 mm 2 2. Đƣờng kính bánh đai nhỏ: d1 = 1,2dmin = 1,2.140 = 168 (mm) - Theo tiêu chuẩn (trang 148 sách “Cơ sở thiết kế máy“ của Nguyễn Hữu Lộc) ta chọn : d1 = 180 mm 3.Vận tốc đai: 1 11 .180.720 6,786( / ) 60000 60000 d n v m s      4.Đƣờng kính bánh đai lớn: Đồ Án Chi Tiết Máy GVHD: Dương Đăng Danh SVTH: Nguyễn Anh Khoa 9 MSSV: G0901235 2 1(1 ) 3.180.(1 0,01) 534,6( )d ud mm     Với ε = 0,01 : hệ số trượt tương đối Theo tiêu chuẩn chọn d2 = 560 (mm) 5.Tỷ số truyền: 2 1 560 3,14 (1 ) 180(1 0,01) d u d       Sai lệch so với thông số kĩ thuật: 4,6% 6.Khoảng cách trục:  1 2 1 22 0,55( ) 2(180 560) 0,55(180 560) 10,5 1480 417,5 d d a d d h a a               Ta có: u=3,14 ta chọn a = d2 = 560 (mm) 7.Chiều dài đai:     2 2 1 21 2 560 180( ) (180 560) 2 2.560 2346,854( ) 2 4 2 4.560 d dd d L a mm a            Theo tiêu chuẩn chọn L = 2240 (mm) 8.Số vòng chạy của đai trong 1s:  1 1 6,786 3,03 10 2,24 v i s i s L       Với L là chiều dài đai L = 2,24 (m) Điều kiện được thỏa 9.Tính lại khoảng cách trục a: Với: 1 2 180 560 2240 1077,611 2 2 d d K L          2 28 4 k k a     Đồ Án Chi Tiết Máy GVHD: Dương Đăng Danh SVTH: Nguyễn Anh Khoa 10 MSSV: G0901235 2 1 560 180 190 2 2 d d      2 21077,611 1077,611 8.190 503( ) 4 a mm      Giá trị a vẫn thỏa mãn trong khoảng cho phép. 10.Góc ôm α1 trên bánh đai nhỏ: 1 560 180 180 57 136,94 503 o o     >120 0 thỏa điều kiện không xảy ra hiện tượng trượt trơn. 11.Số dây đai Z: Tra biểu đồ hình 4.21 sách “Cơ sở thiết kế máy“ của Nguyễn Hữu Lộc với các thông số: d1 = 180 mm; v = 6,786 m/s và đai loại B, ta có: [P0] = 2,7 (kW) L0 = 2240 mm Tính các hệ số sử dụng: Hệ số ảnh hưởng của vận tốc: Cv = 1- 0,05. (0,01. v 2 -1)= 1- 0,05. (0,01.6,786 2 - 1) = 1,027 Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm đai: 1 /110 136,94/1101,24(1 ) 1,24(1 ) 0,88C e e         Hệ số xét đến ảnh hưởng của tỉ số truyền u: Cu = 1,14 Hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài đai L: 66 0 2240 1 2240 L L C L    Hệ số xét đến sự ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng giữa các dây đai: Giả sử có 2 đai chọn Cz = 0.95 Hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng: Cr = 0,9 1 [ ]. . . . . .o u L z r v P Z P C C C C C C  Đồ Án Chi Tiết Máy GVHD: Dương Đăng Danh SVTH: Nguyễn Anh Khoa 11 MSSV: G0901235 Ta có:   1 0 4 1,68 . . . . . . 2,7.0,88.1,14.1.0,95.0,9.1,027u L z r v P z P C C C C C C    Chọn : Z = 2 đai 12.Chiều rộng bánh đai: Theo bảng 4.21 trang 63 ta có : t = 19 ; e = 12,5; ho=4,2 Ta có :    2 1 .19 2.12,5 44B mm    13.Đƣờng kính ngoài bánh đai nhỏ: da1 = d1 + 2ho = 180 + 2.4,2 = 188,4 (mm) 14. Đƣờng kính ngoài bánh đai lớn: 2 2 2 560 2.4,2 568,4( )a od d h mm     15.Lực căng ban đầu: Đây là hệ dẫn động dây đai thang nên ta chọn : 0 1,5( )MPa  ta có: A= 138 0 1 0. . 138.1,5.2 414( )F A z N    16.Lực tác dụng lên trục: 1 0 136,94 2. .sin( ) 2.414.sin( ) 770,23( ) 2 2 rF F N     17.Lực vòng có ích: 1 1 1000 1000.4 589,45( ) 6.786 t P F N v    18.Hệ số ma sát: Ta có : 0136,94 2,39( )rad   ' 0 0 2.1 1 2.414 589,45 .ln .ln 0,75 2. 2,39 2.414 589,45 t t F F f F F                1 . 2B z t e   Đồ Án Chi Tiết Máy GVHD: Dương Đăng Danh SVTH: Nguyễn Anh Khoa 12 MSSV: G0901235 Hệ số ma sát nhỏ nhất để bộ truyền không bị trượt trơn : Giả sử góc biên dạng bánh đai: 38o  ' min .sin( ) 0,75.sin(19 ) 0,244 2 of f      19.Tính ứng suất lớn nhất cho phép: Ta có: 2 6 2 6 1. .10 1200.6,786 .10 0,06( )v v MPa      . Trong đó: ρ là khối lượng riêng của đai: chọn ρ = 1200 kg/m3. 0 0 414 1,5( ) . 138.2 F MPa A z     . 589,45 2,136( ) . 138.2 t t F MPa A z     . 0 1 1 2. 2.4 . .100 4,444( ) 180 u y E MPa d     . Trong đó: E là module đàn hồi của đai: chọn E=100 N/m2 Vậy : ax 1 1 1 0,5 1,5 0,5.2,136 4,444 0,06 7,072( ) m u v o t u v MPa                    20.Tính tuổi thọ đai: Ta có giới hạn mỏi của đai : ζr = 9 (MPa.) Số mũ đường cong mỏi đối với đai thang: m= 8 (Các thông số đã tính : ζmax = 7,072 (MPa) i= 3,03 (s -1 ) 8 7 7 max 9 .10 .10 7,072 2.3600. 2.3600.3,03 m r hL i                3153,75 (giờ) Đồ Án Chi Tiết Máy GVHD: Dương Đăng Danh SVTH: Nguyễn Anh Khoa 13 MSSV: G0901235 PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG A.CHON VẬT LIỆU VÀ TÍNH ỨNG SUẤT CHO PHÉP: 1.Chọn vật liệu: Vì bộ truyền được bôi trơn tốt nên dạng hỏng chủ yếu là tróc rỗ bề mặt răng nên ta tính theo ứng suất tiếp xúc. Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế ta chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như sau: - Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện, độ rắn HBI = 241÷285 ; ζbI = 850(Mpa); ζ=580(Mpa) - Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện, độ rắn HBII = 192÷240 ; ζbII = 750(Mpa) ; ζchII = 450(Mpa) 2.Xác định ứng suất tiếp xúc: Chọn độ rắn bánh nhỏ: HBI = 250 Chọn độ rắn bánh lớn: HBII = 230 Theo bảng 6.2 trang 94: 702lim0  HBH 0 lim1 2.250 70 570( )H MPa    0 lim2 2.230 70 530( )H MPa    HBF 8,1lim0  0 lim1 1,8.250 450( )F MPa   0 lim2 1,8.230 414( )F MPa   3.Số chu kỳ làm việc cơ sở : 4,230HBNHO  74,21 10.71,1250.30  HON chu kỳ 74,22 10.397,1230.30  HON chu kỳ 4.Số chu kỳ làm việc tƣơng đƣơng: Đồ Án Chi Tiết Máy GVHD: Dương Đăng Danh SVTH: Nguyễn Anh Khoa 14 MSSV: G0901235 2 max 60 . ( ) . . Hm i HE i i T N c n t T   Với : mH = 6 do HB<350 Lh = 250.6.8.2 = 24000 giờ c = 1 : số lần ăn khớp trong một vòng quay     3 3 3 1 1. 3 3 12 0,2 60 0,2 28 60. . . . . 100 100 100 12 60 28 60.1.240.24000 0,2 . 0,2 . 100 100 100 HE h T T T N c n L T T T                                  = 643,905.10 (chu kì)     3 3 3 2 2. 3 3 12 0,2 60 0,2 28 60. . . . . 100 100 100 12 60 28 60.1.77,922.24000 0,2 . 0,2 . 100 100 100 HE h T T T N c n L T T T                                  = 14,255.10 6 (chu kì) Vì NHE1 > NHO1 nên KHL1 = 1 NHE2 > NHO2 nên KHL2 = 1 5.Ứng suất tiếp xúc cho phép đƣợc xác định sơ bộ:   H HL HH S K .lim0  Theo bảng 6.2 trang 94 ta có: SH =1.1   1 570. 518,18( ) 1,1 H I MPa     1 530. 481,82( ) 1,1 H II MPa   */ Với cấp nhanh sử dụng bánh răng nghiêng: Đồ Án Chi Tiết Máy GVHD: Dương Đăng Danh SVTH: Nguyễn Anh Khoa 15 MSSV: G0901235       2 2 2 21 1 518,18 481,82 353,79( ) 2 2 H H HI II MPa       Ta có     min 1,25 1,25 1,25.481,82 602,275( )H H II MPa    Ta thấy điều kiện min min[ ] [ ] 1,25[ ]H H H    không thỏa,nên ta chọn   481,82( )H MPa  */ Với cấp chậm sử dụng bánh răng thẳng: Do NHE > NHO => KHL = 1       min 481,82( )H H H II MPa      6.Ứng suất uốn cho phép: 6 max 60. .iFE i i T N c n t T             6 6 1 12 60 28 60.1. 0,2 . 0,2 . .240.24000 100 100 100 FEN          = 41,491.10 6 (chu kì)     6 6 6 2 12 60 28 60.1. 0,2 . 0,2 . .77,922.24000 13,471.10 100 100 100 FEN           (chu kì) NFO = 5.10 6 (đối với tất cả các loại thép) Vì NFE1 > NFO => KFL1 = 1 NFE2 > NFO => KFL2 = 1 Bộ truyền quay một chiều nên KFC = 1 SF = 1,75   0 lim . .F FL FC F F K K S     1 450.1.1 257,14( ) 1,75 F MPa   Đồ Án Chi Tiết Máy GVHD: Dương Đăng Danh SVTH: Nguyễn Anh Khoa 16 MSSV: G0901235  2 414.1.1 236,57( ) 1,75 F MPa   Ứng suất quá tải cho phép: B.TÍNH TOÁN CẤP NHANH: BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG: 1.Số liệu :  Công suất: P =3,794 (Kw)  Số vòng quay bánh dẫn: n1 = 240 (v/p)  Moment xoắn: T1 =150969,58 (Nmm)  Tỷ số truyền: u1 =3,08  Tuổi thọ: L = 6 (năm) =>Lh = 250.6.8.2 = 24000 (giờ) 2.Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng: a) Chiều rộng vành răng: Chiều rộng vành răng xác định dựa vào bảng 6.15: 0,25ba  Suy ra: d .( 1) 0,25.(3,08 1) 0,51 2 2 ba b u       b) Hệ số tập trung tải trọng K : Dựa vào db ,tra bảng 6.4 ta các định được hệ số tập trung tải trọng : 1,031HK   ; 1,057FK   3.Khoảng cách trục: Tính toán cho bánh răng trụ răng nghiêng ta dùng công thức 6.90:       2max 1 1max 2 2max 2,8 2,8.450 1260( ) 0,8 0,8.580 464( ) 0,8 0,8.450 360( ) H ch F ch F ch MPa MPa MPa                Đồ Án Chi Tiết Máy GVHD: Dương Đăng Danh SVTH: Nguyễn Anh Khoa 17 MSSV: G0901235     3 3w 2 2 . 75484,79.1,031 43( 1) 43.4,08. 132,97 . . 0,25. 481,82 .3,08 H ba H T K a u u        (mm) Với T = T1/2 = 150969,58/2 = 75484,79 (Nmm) Theo tiêu chuẩn ta chọn aw = 140 (mm) 4.Thông số ăn khớp: a) Môđun pháp: Theo công thức (6.68) khi 1 2, 350H H HB : w(0,01 0,02) 1,4 2,8( )nm a mm    Theo tiêu chuẩn chọn môđun pháp: 2,5( )nm mm b) Số răng các bánh răng: Đối với các bánh răng nghiêng, ngoài số răng ta còn phải chọn góc nghiêng  theo điều kiện : o o40 30  o o 1 o o 1 1 2a . os30 2a . os40 ( 1) ( 1) 2.140. os30 2.140. os40 2,5(3,08 1) 2,5(3,08 1) 23,77 21,03 w w n n c c z m u m u c c z z             Chọn z1= 23 răng Ta có số răng bánh bị dẫn : 2 1. 23.3,08 70,84z z u   Chọn z2 = 71 răng  Tỉ số truyền thực : 2 1 71 3,087 23 m z u z    Sai số tương đối tỉ số truyền : % 0,23% 2%m u u u u     Tính góc  : o1 2 ( ) 2,5(23 71) ar os ar os 32,94 2a 2.140 n w m z z cc cc      5.Xác định kích thƣớc bộ truyền: Theo bảng 6.2: Khoảng cách trục: 2 1 w ( ) 2,5(23 71) 140( ) 2 os 2. os(32,94) m z z a mm c c      Đường kính vòng chia: Đồ Án Chi Tiết Máy GVHD: Dương Đăng Danh SVTH: Nguyễn Anh Khoa 18 MSSV: G0901235 1 1 2 2 . 2,5.23 68,51( ) os os(32,94) . 2,5.71 211,5( ) os os(32,94) n n m z d mm c c m z d mm c c         Đường kính vòng lăn: 1 1 2 2;w wd d d d  Đường kính vòng đỉnh: 1 1 2 2 2 68,51 5 73,51( ) 2 211,5 5 216,5( ) a n a n d d m mm d d m mm           Đường kính vòng đáy: 1 1 2 2 2,5 68,51 2,5.2,5 62,26( ) 2,5 211,5 2,5.2,5 205,25( ) f n f n d d m mm d d m mm           Bề rộng răng: . 140.0,25 35( )w bab a mm   6.Chọn cấp chính xác cho bộ truyền: 1 1. . 3,14.68,51.240 0,86( / ) 60000 60000 d n v m s     Dựa theo bảng 6.3 chọn cấp chính xác bộ truyền là : 9 7.Lực tác dụng lên bộ truyền: Lực vòng (6.16) : 1 1 2 2.75484,79 2203,61( ) 68,51 t w T F N d    Lực hướng tâm (6.17): 1 r1 . 2203,61. (20) 955,68( ) cos cos(32,94) t nwF tg tgF N      Lực dọc trục (6.18): a1 1. 2203,61. (32,94) 1427,76( )tF F tg tg N   8.Hệ số tải trọng động: Với vận tốc v = 0,86 (m/s) và cấp chính xác 9 tra bảng 6.6 xác định được hệ số tải trọng động: KHv = 1,02 ; KFv = 1,04 9.Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc: Ứng suất tiếp xúc tính toán được xác định bởi công thức (6.86): Đồ Án Chi Tiết Máy GVHD: Dương Đăng Danh SVTH: Nguyễn Anh Khoa 19 MSSV: G0901235 1 . 2 ( 1) . M H H H w w Z Z Z T K u d b u    Trong đó: Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc theo công thức (6.87): 2 os sin 2 H tw c Z    Với : ow w (20) ar ar 23,45 os os(32,94) n t tg tg ctg ctg c c                2. os(32,94) 1,52 sin(2.23,45) H c Z   Cặp bánh răng bằng thép : ZM = 275 (Mpa 1/2 ) Hệ số ảnh hưởng của tổng chiều dài tiếp xúc theo công thức (6.88): 1 Z   Với : 1 2 1 1 1,88 3,2 os z z 1 1 1,88 3,2 os(32,94)=1,42 23 71 0,84 c c Z                             Hệ số tải trọng tính : . . 1,031.1,02.1,13 1,188H H Hv HK K K K    KHα = 1,13 (tra bảng 6.11) 275.1,52.0,84 2.75484,79.1,188.4,087 422,14( ) 68,51 35.3,087 H MPa   Tính lại ứng suất cho phép theo công thức (6.39):   R0 lim .HL V l xH H H H K Z Z K K s   Hệ số ảnh hưởng của độ nhám bề mặt: ZR = 1 Hệ số ảnh hưởng tới vận tốc vòng, do HB ≤ 350 thì : Đồ Án Chi Tiết Máy GVHD: Dương Đăng Danh SVTH: Nguyễn Anh Khoa 20 MSSV: G0901235 0,1 0,10,85 0,85.0,86 0,99vZ v   Hệ số xét đến ảnh hưởng của điều kiện bôi trơn, thông thường chọn Kl = 1 Hệ số an toàn SH = 1,1 ( tra bảng 6.13) Hệ số ảnh hưởng của kích thước răng:     x 4 4 Rmin 68,51 1,05 1,05 1,02 10 10 . 481,82.1.0,99.1.1,02 486,54( ) H H H V l xH d K Z Z K K MPa            422,14( ) 486,54( )H HMPa MPa    Vậy điều kiện bền tiếp xúc được thoả. 10.Kiểm nghiệm ứng suất uốn: Ứng suất uốn cho phép theo công thức (6.52):   R0 lim .HL x FC F F F K Y Y Y K s   Trong đó: KFC = 1 ( quay 1 chiều ) Hệ số ảnh hưởng độ nhám : YR = 1 khi phay và mài răng Hệ số kích thước : Yx = 1,05-0,005m=1,05-0,005.2,5 =1,0375 Hệ số độ nhạy vật liệu bánh răng đến sự tập trung ứng suất: 1,082 0,172lg 1,082 0,172lg2,5 1,01Y m              1 1 R 2 2 R . 257,14.1.1,0375.1,01.1 269,45( ) . 236,57.1.1,0375.1,01.1 247,9( ) F F x FC F F x FC Y Y Y K MPa Y Y Y K MPa             Hệ số dạng răng theo công thức thực nghiệm (6.80) 2 13,2 27,9x 3,47 0,092xF v v Y z z     Trong đó: Số răng tương đương: 1 1 3 3 2 2 3 3 23 38,9 os os (32,94) 71 120,11 os os (32,94) v v z z c c z z c c          1 2 13,2 3,47 3,81 38,9 13,2 3,47 3,58 120,11 F F Y Y       Đặc tính so sánh độ bền uốn các bánh răng: Đồ Án Chi Tiết Máy GVHD: Dương Đăng Danh SVTH: Nguyễn Anh Khoa 21 MSSV: G0901235     1 1 2 2 269,45 70,72 3,81 247,9 69,25 3,58 F F F F Y Y       Ta kiểm nghiệm độ bền uốn cho bánh bị dẫn là bánh có độ bền thấp hơn: Ứng suất uốn được tính theo công thức (6.92): . . . . F t F F w n Y F K Y Y b m    Hệ số tải trọng tính: 1,057.1,04.1 1,099F F Fv FK K K K    Với KFα = 1 Hệ số xét đến ảnh hưởng của trùng khớp ngang : 1 1 0.7 1,42 Y     w .sin 35.sin32,94 3,03 . .2n b m         Hệ số ảnh hưởng của góc nghiêng răng tới độ bền uốn: . 3,03.0,575 1 1 0,99 120 120 Y          Ứng suất uốn tính toán: 1 3,58.2203,61.1,099.0,7.0,99 85,83( ) 35.2 F MPa    1 185,83( ) 247,9( )F FMPa MPa    Vậy độ bền uốn được thoả. 11.Các thông số hình học của bộ truyền: Khoảng cách trục: aw = 140 (mm) Modun: m = 2(mm) Chiều rộng vành răng: bw = 35 (mm) Đồ Án Chi Tiết Máy GVHD: Dương Đăng Danh SVTH: Nguyễn Anh Khoa 22 MSSV: G0901235 Tỉ số truyền: u1 = 3,08 Góc nghiêng răng: β = 32,94 o Số răng bánh răng: Z1 =23 ;Z2 = 71 Hệ số dịch chỉnh: x1 =0 ; x2 = 0 Đường kính vòng chia: 1 1 2 2 . 2,5.23 68,51( ) os os(32,94) . 2,5.71 211,5( ) os os(32,94) n n m z d mm c c m z d mm c c         Đường kính vòng lăn: 1 1 2 2;w wd d d d  Đường kính vòng đỉnh: 1 1 2 2 2 68,51 5 73,51( ) 2 211,5 5 216,5( ) a n a n d d m mm d d m mm           Đường kính vòng đáy: 1 1 2 2 2,5 68,51 2,5.2,5 62,26( ) 2,5 211,5 2,5.2,5 205,25( ) f n f n d d m mm d d m mm           C.TÍNH TOÁN CẤP CHẬM, BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG THẲNG: 1.Số liệu:  Công suất: P =3,681 (Kw)  Số vòng quay bánh dẫn: n1 = 77,922 (v/p)  Moment xoắn: T1 =451137,68 (Nmm)  Tỷ số truyền: u2 =2,6 2. Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng: c) Chiều rộng vành răng: Chiều rộng vành răng được xác định theo tiêu chuẩn dựa vào bảng 6.15: Đồ Án Chi Tiết Máy GVHD: Dương Đăng Danh SVTH: Nguyễn Anh Khoa 23 MSSV: G0901235 0,5ba  Ta suy ra giá trị db dựa vào công thức : d .( 1) 0,5.(2,06 1) 0,765 2 2 ba b u       d) Hệ số tập trung tải trọng K : Dựa vào db , tra bảng 6.4 ta các định được hệ số tập trung tải trọng : 1,027HK   ; 1,045FK   3.Khoảng cách trục: Tính toán cho bánh răng trụ răng nghiêng ta dùng công thức 6.90:     3 3w 2 2 . 451137,68.1,027 50( 1) 50.3,6. 207,65 . . 0,5. 481,82 .2,6 H ba H T K a u u        (mm) Theo tiêu chuẩn ta chọn aw = 200 (mm) 4.Thông số ăn khớp: c) Môđun pháp: Theo công thức (6.68) khi 1 2, 350H H HB : w(0,01 0,02) 2 4( )nm a mm    Theo tiêu chuẩn chọn môđun pháp: 2( )nm mm d) Số răng các bánh răng: Tổng số răng: 1 2 2 2.200 200 2 w n a Z Z m     1 2 1 200 55,56 1 3,6 Z Z Z u      Chọn Z1=56 răng Ta có số răng bánh bị dẫn : Z2=200-Z1=144 Chọn z2 = 144(răng)  Tỉ số truyền thực : 2 1 144 2,57 56 m z u z    Sai số tương đối tỉ số truyền : 1,15% 2%m u u u u      5.Xác định kích thƣớc bộ truyền: Đồ Án Chi Tiết Máy GVHD: Dương Đăng Danh SVTH: Nguyễn Anh Khoa 24 MSSV: G0901235 Theo bảng 6.2: Khoảng cách trục: 2 1 w ( ) 2(144 56) 200( ) 2 2 m z z a mm      Đường kính vòng chia: 1 1 2 2 . 2.56 112( ) . 2.144 288( ) n n d m z mm d m z mm       Đường kính vòng lăn: 1 1 2 2;w wd d d d  Đường kính vòng đỉnh: 1 1 2 2 2 112 4 116( ) 2 288 4 292( ) a n a n d d m mm d d m mm           Đường kính vòng đáy: 1 1 2 2 2,5 112 2,5.2 107( ) 2,5 288 2,5.2 283( ) f n f n d d m mm d d m mm           Bề rộng răng: . 200.0,5 100( )w bab a mm   6.Chọn cấp chính xác cho bộ truyền: 1 1. . 3,14.112.77,922 0,46( / ) 60000 60000 d n v m s     Dựa theo bảng 6.3 chọn cấp chính xác bộ truyền là : 9 7.Lực tác dụng lên bộ truyền: Lực vòng (6.13) : 1 2 1 2 2.451137,68 8056,03( ) 112 t t w T F F N d     Lực hướng tâm (6.14): r1 r2 1. 8056,03. (20) 2932,16( )t wF F F tg tg N    Lực pháp tuyến: 1 1 2 8056,03 8573,04( ) cos os20 t n n w F F F N c     8.Hệ số tải trọng động: Với vận tốc v = 0,46 (m/s) và cấp chính xác 9 tra bảng 6.6 xác định được hệ số tải trọng động: KHv = 1,02 ; KFv = 1,04 Đồ Án Chi Tiết Máy GVHD: Dương Đăng Danh SVTH: Nguyễn Anh Khoa 25 MSSV: G0901235 9.Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc: Ứng suất tiếp xúc tính toán được xác định bởi công thức (6.86): 1 . 2 ( 1) . M H H H w w Z Z Z T K u d b u    Trong đó: Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc theo công thức (6.87): 2 os sin 2 H tw c Z    Với : w w (20) ar ar 20 os os(0) on t tg tg ctg ctg c c                2. os(0) 1,76 sin(2.20) H c Z   Cặp bánh răng bằng thép : ZM = 275 (Mpa 1/2 ) Hệ số ảnh hưởng của tổng chiều dài tiếp xúc theo công thức (6.88): 1 Z   Với : 1 2 1 1 1,88 3,2 os z z 1 1 1,88 3,2 os(0)=1,8 56 144 0,745 c c Z                             Hệ số tải trọng tính : . . 1,027.1,02.1,13 1,18H H Hv HK K K K    KHα = 1,13 (tra bảng 6.11) 275.1,76.0,745 2.451137,68.1,18.3,57 391,5( ) 112 100.2,57 H MPa   Tính lại ứng suất cho phép theo công thức (6.39):   R0 lim .HL V l xH H H H K Z Z K K s   Hệ số ảnh hưởng của độ nhám bề mặt: ZR =1 Hệ số ảnh hưởng tới vận tốc vòng, do HB ≤ 350 thì : Đồ Án Chi Tiết Máy GVHD: Dương Đăng Danh SVTH: Nguyễn Anh Khoa 26 MSSV: G0901235 0,1 0,10,85 0,85.0,46 0,79vZ v   Hệ số xét đén ảnh hưởng của điều kiện bôi trơn, thông thường chọn Kl = 1 Hệ số an toàn SH = 1,1 ( tra bảng 6.13) Hệ số ảnh hưởng của kích thước răng:     x 4 4 Rmin 112 1,05 1,05 1,04 10 10 . 481,82.1.0,79.1.1,04 395,86( ) H H H V l xH d K Z Z K K MPa            391,5( ) 395,86( )H HMPa MPa    Vậy điều kiện bền tiếp xúc được thoả. 10.Kiểm nghiệm ứng suất uốn: Ứng suất uốn cho phép theo công thức (6.52):   R0 lim .HL x FC F F F K Y Y Y K s   Trong đó: KFC = 1 ( quay 1 chiều ) Hệ số ảnh hưởng độ nhám : YR = 1 khi phay và mài răng Hệ số kích thước : Yx = 1,05-0,005m=1,05-0,005.2=1,04 Hệ số độ nhạy vật liệu bánh răng đến sự tập trung ứng suất: 1,082 0,172lg 1,082 lg2 0,78Y m              1 1 R 2 2 R . 257,14.1.1,04.0,78.1 208,59( ) . 236,57.1.1,04.0,78.1 191,9( ) F F x FC F F x FC Y Y Y K MPa Y Y Y K MPa             Hệ số dạng răng theo công thức thực nghiệm (6.80) 2 13,2 27,9x 3,47 0,092xF v v Y z z     Trong đó: Số răng tương đương: 1 1 3 3 2 2 3 3 56 56 os os (0) 144 144 os os (0) v v z z c c z z c c          1 2 13,2 3,47 3,7 56 13,2 3,47 3,56 144 F F Y Y       Đặc tính so sánh độ bền uốn các bánh răng: Đồ Án Chi Tiết Máy GVHD: Dương Đăng Danh SVTH: Nguyễn Anh Khoa 27 MSSV: G0901235     1 1 2 2 208,59 55,92 3,73 191,9 53,9 3,56 F F F F Y Y       Ta kiểm nghiệm độ bền uốn cho bánh bị dẫn là bánh có độ bền thấp hơn: Ứng suất uốn được tính theo công thức (6.92): . . . F t F F w n Y F K Y b m   Hệ số tải trọng tính: 1,045.1,04.1 1,087F F Fv FK K K K    Với KFα = 1 Hệ số xét đến ảnh hưởng của trùng khớp ngang : 1 1 0.56 1.8 Y     Ứng suất uốn tính toán: 1 3,56.8056,03.1,087.0,56 87,29( ) 100.2 F MPa    1 187,29( ) 191,9( )F FMPa MPa    Vậy độ bền uốn được thoả. 7.Các thông số hình học của bộ truyền: Khoảng cách trục: aw =200 (mm) Modun: m = 2 Chiều rộng vành răng: Đồ Án Chi Tiết Máy GVHD: Dương Đăng Danh SVTH: Nguyễn Anh Khoa 28 MSSV: G0901235 bw = 100 (mm) Tỉ số truyền: u1 = 2,6 Góc nghiêng răng: β = 00 Số răng bánh răng: Z1 =56 ;Z2 =144 Hệ số dịch chỉnh: x1 =0 ; x2 = 0 Đường kính vòng chia: 1 1 2 2 . 2.56 112( ) . 2.144 288( ) n n d m z mm d m z mm       Đường kính vòng lăn: 1 1 2 2;w wd d d d  Đường kính vòng đỉnh: 1 1 2 2 2 112 4 116( ) 2 288 4 292( ) a n a n d d m mm d d m mm           Đường kính vòng đáy: 1 1 2 2 2,5 112 2,5.2 107( ) 2,5 288 2,5.2 283( ) f n f n d d m mm d d m mm           Bảng kết quả tính : Các thông số Cấp nhanh Cấp chậm Moment xoắn T, (Nmm) 150969,58/2 451137,68 Tỉ số truyền u 3,08 2,6 Số vòng quay (n, vg/ph) 240 77,922 Khoảng cách trục aw, (mm) 140 200 Module m, (mm) 2,5 2 Số răng z : Bánh dẫn Bánh bị dẫn 23 56 71 144 Góc nghiêng răng α, (độ) 32,94 0 Đồ Án Chi Tiết Máy GVHD: Dương Đăng Danh SVTH: Nguyễn Anh Khoa 29 MSSV: G0901235 Đường kính vòng chia d, (mm): Bánh dẫn Bánh bị dẫn 68,51 112 211,5 288 Đường kính vòng đỉnh da, (mm): Bánh dẫn Bánh bị dẫn 73,51 116 216,5 292 Đường kính vòng đáy df , (mm): Bánh dẫn

Các file đính kèm theo tài liệu này:

  • pdfchi_tiet_may_de_tai_6_thiet_ke_he_thong_dan_dong_thung_tron.pdf
Tài liệu liên quan