Đồ án Chi tiết máy - Đỗ Văn Vinh
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: HOÀNG XUÂN KHOA
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 thiết bị phục vụ cho các
máy móc ngành công _ nông nghiệp và giao thông vận tải ...
Đồ án môn học chi tiết máy có sự kết hợp chặt chẽ giữa lí thuyết với
thực nghiệm .Lí thuyết tính toán các chi tiết máy được xây dựng trên cơ sở
những kiến thức về toán học ,vật lí ,cơ học lí thuyết ,nguyên lý máy ,sức bền
vật liệu v.v…,được chứng minh và hoàn thiện qua thí nghiệm và thực tiễn
sản xuất .
Đồ án môn học chi tiết máy là một trong các đồ án có tầm quan trọng
nhất đối với một sinh viên khoa cơ khí. Đồ án giúp cho sinh viên hiểu những
kiến thức cơ bản về cấu tạo, nguyên lý làm việc và phương pháp tính toán
thiết kế các chi tiết có công dụng chung ,nhằm bồi dưỡng cho sinh viên khả
năng giải quyết những vấn đề tính toán và thiết kế các chi tiết máy ,làm cơ sở
để vận dụng vào việc thiết kế máy sau này.
Được sự giúp đỡ và hướng dẫn tận tình của thầy - cán bộ giảng dạy
thuộc bộ môn chi tiết máy , đến nay đồ án môn học của em đã hoàn thành.
Tuy nhiên việc thiết kế đồ án không tránh khỏi sai sót em rất mong được sự
chỉ bảo của các thầy và sự góp ý của các bạn.
Em xin chân thành cảm ơn thầy đã giúp đỡ em hoàn thành công việc
được giao.
Hà Nội, ngày 11/08/2012
Sinh viên: Đỗ Văn Vinh
Lớp: Ck5-k5
SVTH: ĐỖ VĂN VINH – LỚP CK5 – K5
1
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: HOÀNG XUÂN KHOA
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
PHẦN 1: TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG
I.Chọn động cơ.
1, Xác định công suất động cơ
+Công suất cần thiết trên trục đông cơ:
P
t
Pct =
( kw )
- Trong đó: Pct là công suất cần thiết trên trục động cơ
là hiệu suất truyền động
m
n
đ . k . br . ol . ot
Tra bảng 2.3(Giáo trình tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) có:
đ là hiệu suất bộ truyền đai.
k là hiệu suất khớp nối
đ = 0,95
k = 1
br là hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ
ol là hiệu suất 1 cặp ổ lăn
br = 0,97
ol = 0,99
m là số cặp bánh răng ( m = 2)
n là số cặp ổ lăn ( n=4 )
Hiệu suất của toàn bộ hệ thống là:
0,95.1.0,994.0,972 0,86
Pt là công suất tính toán trên trục máy công tác
Ta có:
+,
Pt = β.P lv ( kw )
14000.0,48
1000
P lv =
=
= 6,72 ( kw )
-Trong đó: F là lực kéo băng tải: F = 14000(N)
V là vận tốc băng tải: v = 0,48 (m/s)
β là hệ số tải trọng thay đổi
SVTH: ĐỖ VĂN VINH – LỚP CK5 – K5
2
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: HOÀNG XUÂN KHOA
4,8
T
t1
T2 t2
2,5
8
2
2
( ) . ( ) . (1,4)2.
(0,75)2.
0,8
1
β =
T
tck tck
T
8
1
1
Công suất tính toán là:
Pt = 0,8.6,72 = 5,38( kw )
Vậy công suất cần thiết trên trục động cơ là:
P
5,38
0,86
t
Pct =
=
= 6,26 ( kw )
2, Xác định vòng quay đồng bộ của trục động cơ
Số vòng quay của trục máy công tác là:
60000.0,48
n lv =
=
= 28,66 ( vòng/phút )
3,14.320
Tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống được tính theo công thức:
u t = u 1 . u 2
trong đó: u 1 là tỉ số truyền động bánh răng trụ hộp giảm tốc 2 cấp
chọn u 1 = 16
u 2 tỉ số truyền động đai thang thường
chọn u 2 = 3
Tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống là:
u t = u 1 . u 2 = 16.3 =48
Số vòng quay sơ bộ của toàn bộ động cơ là:
n sb = n lv .u t = 28,66.48= 1419 ( vòng/phút )
3, Chọn động cơ
Động cơ được chọn phải có công suất và số vòng quay thỏa mãn đồng thời các
điều kiện:
Pđc > Pct
nđc nsb
TK Tmm
Tdn T1
Theo bảng phụ lục P1.3(giáo trình tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)
SVTH: ĐỖ VĂN VINH – LỚP CK5 – K5
3
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: HOÀNG XUÂN KHOA
Ta chọn được động cơ kiểu: 4A132S4Y3
Các thông số của động cơ như sau:
Pđc = 7.5 kw
TK
2 ; nđb = 1455 ( vòng/phút )
Tdn
Ta thấy: P đc = 7.5 > P ct
TK
Tmm
T1
2
1,45
Vậy động cơ đã chọn thỏa mãn
Tdn
II. Phân phối tỉ số truyền
Tỉ số truyền u t của hệ thống dẫn động
1455
u t = =
= 49,2
28,66
mà: u t = u n .u h
với u n là tỉ số truyền của bộ truyền ngoài. Chọn u n = 3,15
ta có: u h = = = 15,62
Tra bảng 3.1(Giáo trình tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)
Chọn u h = 16 ta có u 1 =4,91; u 2 = 3,26
Trong đó: u 1 là tỉ số truyền của bánh răng cấp nhanh
u 2 là tỉ số truyền của bánh răng cấp chậm
ut
Tính lại: u n =
=
=3,08
uh
Ta có = .100% = 2,2 < 4%
III. Tính các thông số hình học
*, Công suất
- Công suất trên trục công tác
P t = 6,82 ( kw )
- Công suất trên trục III là:
P
6,82
t
P
=6,89 ( kw )
III
ot .k 0,99.1
- Công suất trên trục II là:
SVTH: ĐỖ VĂN VINH – LỚP CK5 – K5
4
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: HOÀNG XUÂN KHOA
P
6,89
III
P
3,585 ( kw )
II
2.ol .br 2.0,99.0,97
- Công suất trên trục I là:
P
7,17
II
P
7,47 ( kw )
I
ol .br 0,99.0,97
*, Số vòng quay
n I = = = 462 ( vòng/phút )
n II = = = 94 ( vòng/phút )
n III = = =29 ( vòng/phút )
*, Giá trị của momen
T đc = 9,55.10 6 . = 9,55.10 6 . = 49227 (N.mm)
T I = 9,55.10 6 . = 9,55.10 6 . = 154412 (N.mm)
T II = 9,55.10 6 . = 9,55.10 6 . = 364221 (N.mm)
T III = 9,55.10 6 . = 9,55.10 6 . = 2268948 (N.mm)
Bảng tính công suất, momen xoắn và tỉ số truyền
Trục
Động
cơ
I
II
III
Thông số
U 1 =
4,91
U 2 = 3,26
U
Uđ = 3,15
P(kw)
7,5
7,47
462
3,585
94
6,89
29
n(v/ph)
T(N.mm)
1455
49227
154412
364221 2268948
PHẦN 2. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY
A. Tính toán bộ truyền đai
SVTH: ĐỖ VĂN VINH – LỚP CK5 – K5
5
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: HOÀNG XUÂN KHOA
S¬ ®å bé truyÒn ®ai
TiÕt diÖn A.
b
a : lµ kho¶ng c¸ch gi÷a hai trôc b¸nh ®ai.
1
: lµ gãc «m ®ai trªn b¸nh nhá vµ lín..
2
: lµ gãc gi÷a hai nh¸nh d©y ®ai.
: lµ chiÒu dµy cña d©y ®ai dÑt..
b : lµ chiÒu réng cña ®ai dÑt.
A : lµ diÖn tÝch tiÕt diÖn ®ai. A = bx
a
1. Chọn loại đai phù hợp với khả năng làm việc:
Do chế độ làm việc yêu cầu đối với bộ truyền đai là làm việc ổn định trong
hai ca tương đương với 16 h. Cho nên đai phải có độ bền cao thêm vào đó vẫn
phải bảo đảm yêu cầu về kinh tế là là giá thành phải tối thiểu nhất. Cho nên ta
lựa chọn loại đai dẹt được làm bằng vải và cao su.
2. Xác định đường kính đai nhỏ:
Đường kính đai nhỏ được xác định bởi công thức thực nghiệm:
d1
5,2 6,4
.3 T1
Ở đây T1 là mômen xoắn trên trục chủ động nên ta có T1 = Tdc = 49227
(N.mm).
Thay số vào ta có xác định sơ bộ đường kính bánh đai như sau:
d1
5,2 6,4
.3 Tdc
5,2 6,4
.3 49227 190 234(mm)
Theo dãy tiêu chuẩn ta sẽ chọn được d1 = 224 (mm).
Khi đó vận tốc đai được xác định bởi công thức như sau:
.d1.n1
60.1000
3,14.224.1455
60000
v
17 (m/s).
Do v = 17 (m/s) < vmax = (2530) (m/s). Cho nên đường kính d1 là phù hợp
với điều kiện làm việc của bộ truyền.
3. Xác định đường kính đai lớn:
Đường kính đai lớn được xác định bởi công thức: d2 d1.u.
1
SVTH: ĐỖ VĂN VINH – LỚP CK5 – K5
6
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Trong đó:
GVHD: HOÀNG XUÂN KHOA
- u là tỉ số chuyền của bộ chuyền đai u = Ung = 3,15.
- là hệ số trượt đối với đai vải cao su thì = 0,01 .
- d1 là đường kính của bánh đai nhỏ sau khi chuẩn hoá.
d2 d1.u. 1
224.3,15.
1 0,01
698,5
mm .
Theo dãy tiêu chuẩn ta sẽ chọn d2 = 710 (mm). Bảng 21.15
* Kiểm nghiệm lại số vòng quay thực của bánh bị dẫn. Ta có số vòng quay
thực của bánh bị dẫn được xác định bởi công thức như sau:
1 .n1.d1
1 0,01 .1455.224
n2'
455,39 (vòng/phút).
d2
710
n2' n2
455,39 462,86
Với sai số vòng quay n
.100%
.100% 1,6%
n2
462,86
n < 4% đây là giá trị vẫn đáp ứng được điều kiện bộ truyền đai làm việc
bình thường tức là bảo được tỉ số chuyền cần thiết. Cho nên đường kính d2 đã
tính toán trên đây đạt yêu cầu.
4. Xác định khoảng cách giữa hai trục bánh đai a và chiều dài của đai L.
a (1,5 2).(d1 d2 ) (1,5 2).(224 710) (14011868) (mm)
Ta chọn a = 1500 (mm)
Khi đó L xác định theo công thức sau:
.(d1 d2 ) .(d2 d1 )
L 2.a
2
4.a
Thay số vào công thức trên ta thu được giá trị của L như sau:
3,14.(224 710) 3,14.(710 224)
L 2.1500
4467 (mm).
2
4.1500
Tuy nhiên tuỳ thuộc vào cách thức nối đai ta có thể tăng thêm chiều dài dây
đai từ 100400 (mm) để bộ truyền làm việc tốt.
5. Tính góc ôm đai 1.
Góc ôm 1 trên bánh nhỏ được xác định bởi công thức sau:
SVTH: ĐỖ VĂN VINH – LỚP CK5 – K5
7
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: HOÀNG XUÂN KHOA
d2 d1
1800 570.
.1 = 1800 - =
a
Thay các giá trị của d1 và d2 vào công thức trên đây ta có:
710 224
161.50 161031'
1 1800 570.
1500
Nhận thấy rằng 1 = 161031’ > 1500 thỏa mãn yêu cầu về góc ôm đai.
Số vòng chạy của đai:
i = = =3,8 < i max = (3
5) ( )
6. Xác định chiều dày () và chiều rộng (b) của đai dẹt.
Để đai ta thiết kế làm việc tốt cho hiệu suất bộ truyền khác 0 thì đai thiết kế ra
phải đáp ứng được khả năng kéo của đai phát sinh ra trong quá trình làm việc
không được vượt quá một giá trị cho phép xác định bởi thực nghiệm (Tránh hiện
tượng trượt trơn hoàn toàn).
t
2.0
0 t 2.0.0 = [t].
Ft .Kd
Ft .Kd
Ft .Kd
Mặt khác ta lại có: t
t
A b.
b
.
A
t
t .
Trong đó:
- Ft là lực vòng.
- Kd là hệ số tải động.
Lực vòng Ft được xác định thông qua công suất của động cơ Pđc và vân tốc v
của đai:
P .1000
7,5.1000
17
dc
F
441,2(N).
t
v
Còn hệ số tải động Kđ = 1,2 do làm việc trong 2 ca với máy điện xoay chiều .
Bảng 4.7
Chiều dày của đai được xác định theo tỉ số /d1 sao cho tỉ số không vượt
quá một trị số cho phép nhằm hạn chế ứng suất phát sinh ra trong đai có tác
dụng tăng tuổi thọ của đai. Đối với đai làm bằng vải và cao su tra Bảng 4.8
(Trang 55-Tập 1 Tính toán . . .)
SVTH: ĐỖ VĂN VINH – LỚP CK5 – K5
8
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: HOÀNG XUÂN KHOA
ta có (/d1)max = 1/40. Khi đó ta xác định được chiều dày cho phép như sau:
/d1 1/40 d1/40 = 224/40 = 5,6 (mm). Chọn = 5 ( mm).
Theo Bảng 4.1 (Trang 51 - Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta
xác định được loại đai đã dùng là Ъ - 800 có 4 lớp lót và chiều dày của đai = 5
(mm).
Khi đó bề rộng của đai b được xác định theo công thức sau:
Ft .Kd
404.1,15 103,2
b
t
.
4,5.
t
t
Đối với đai dẹt ứng suất cho phép được xác định theo thực nghiệm như sau:
[t] =[t]o.Cp.C.Cv. (*)
Trong đó:
- Cb là hệ số xét đén sự bố trí bộ truyền và cách căng đai. Do góc nghiêng bộ
truyền là 60 0 nên ta chọn C b = 0,9
- C là hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm đai. Ta có:
C = 1 – 0,003.( 180 o - 1)
C = 1 – 0,003.( 180 o - 161,5o) = 0,94.
- Cv là hệ số xét đến ảnh hưởng của vân tốc. Cv = 1,04 – 0,0004.v2 CV =
0,92.
[t]o là ứng suất có ích cho phép
o
Do góc nghiêng bộ truyền là 60 0 nên ta chọn =1,8 (MPa)
Theo bảng 4.9 ta có: k 1 = 2,5; k 2 = 10
Nên [t]o = k 1 - = 2,4
[t] =[t]o.Cb.C.Cv = 2,4.0,9.0,94.0,92 = 1,87 (N/mm2).
Vây ta sẽ tính được giá trị chiều rộng của đai như sau:
441,2.1,2 441,2.1,2
b
56,6(mm) .
t
.
1,87.5
Vây ta chọn theo tiêu dãy chuẩn ta chọn b = 63 (mm).
SVTH: ĐỖ VĂN VINH – LỚP CK5 – K5
9
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: HOÀNG XUÂN KHOA
7. Tính chiều rộng của bánh đai (B).
Tra bảng 21.16 ta có chiều rộng bánh đai B = 71 (mm).
8. Xác định lực tác dụng lên trục Fr:
Lực tác dụng lên trục bánh đai được xác định theo công thức:
Fr =2.Fo.sin(1/2) = 2.A.o.sin(1/2) = 2.b. .o.sin(1/2) =2 .b. . [t].
Thay số vào ta có xác định được: Fr = 2.63.5.1,87 = 1178 (N).
Bảng kết quả tính bộ truyền đai.
Tên đai lượng
Ký hiệu
Đơn vị đo
Kết qủa
Ghi chú
d
d
b
1
mm
mm
mm
mm
mm
Đường kính đai lớn
Đường kính đai nhỏ
Chiều rộng đai.
710
224
2
63
B
L
Chiều rộng bánh đai.
Chiều dài dây đai
Tiết diện đai
71
4467
5x63
1178
1610 31'
Thêm 100 : 400
2
xb
mm
F
N
Lực tác dụng trục đai.
Góc ôm đai bánh nhỏ
1
độ
SVTH: ĐỖ VĂN VINH – LỚP CK5 – K5
10
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: HOÀNG XUÂN KHOA
PHẦN III. TÍNH TOÁN CÁC TRUYỀN BÊN TRONG HỘP GIẢM
TỐC.
A.THIẾT KẾ CẶP BÁNH BÁNH RĂNG THẲNG Ở CẤP NHANH:
1.Chọn vật liệu.
Bánh nhỏ: Chọn vật liệu thép C45 và chế độ nhiệt luyện là tiến hành tôi cải
thiện sau khi gia công có các thông số kỹ thuật (độ cứng,giới hạn bền và giới
hạn bền chảy) lần lượt như sau:
HB = 241 285; b1 = 850 MPa ;
ch 1 = 580 Mpa
Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 1 là HB1 = 250.
Bánh lớn: Chọn vật liệu thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia
công có các thông số về vật liệu (độ cứng, giới hạn bền và giới hạn bền chảy)
lần lượt như sau:
HB = 192 240; b2 = 750 MPa ; ch2 = 450 Mpa
Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 2 là: HB2 = 235.
2. Xác định ứng suất tiếp xúc [H] và ứng suất uấn [f] cho phép.
a. Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác đinh bởi công thức như sau:
H
H lim SH .ZR .ZV .KL .KxH .
Trong đó:
- SH là hệ số an toàn.
- ZR là hệ số xét đén ảnh hưởng của độ nhám bề mặt.
- ZV là hệ số xét đén ảnh hưởng của vận tốc vòng.
- ZL là hệ số xét đén ảnh hưởng của bôi trơn.
- KxH là hệ số xét đén ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
Chọn sơ bộ ZR.ZV.KLKxH = 1 nên ta có
H H lim / SH
Do giới hạn bền mỏi tiếp xúc ứng với chu kỳ chịu tải NHE được xác định như
sau:
H lim oH lim .KHL .
SVTH: ĐỖ VĂN VINH – LỚP CK5 – K5
11
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Trong đó:
GVHD: HOÀNG XUÂN KHOA
-H lim là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng.
- KHL là hệ số xét đến ảnh hưởng của chu kỳ làm việc.
Theo Bảng 6.2 (Trang 94 - Tập 1: Tính toán thiết kế hệ thông dẫn động cơ
khí) ta có công thức xác định H lim và SH như sau: H lim = 2.HB + 70 (MPa) còn
SH = 1,1.
Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn như
sau:
H lim1 = 2.HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 (Mpa).
H lim2 = 2.HB2 + 70 = 2.235 + 70 = 540 (Mpa).
Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng được xác định như sau:
6
KHL= NHO NHE
Số chu kỳ cơ sở NHO được xác định bởi công thức như sau: NHO = 30.HB2,4.
30.HB12,4 30.2502,4 1,7.107
N
HO1
NHO2 30.HB22,4 30.2352,4 1,47.107
Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương NHE được xác định như sau:
NHE 60.ci .
Ti / Tmax
3 .ti .ni .
Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay. Nên ta có c =1.
- Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét.
- ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét.
- ti là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.
Vậy với bánh lớn (lắp với trụcII) ta có:
NHE2 60.c.
Ti /Tmax
3.ti .ni .
Thay số vào các giá trị tương ứng của công thức ta có:
3,2
8
4,6
8
NHE2 60.1. 13
(0,66)3.
.94.14000 4,5.107 N
1,4.107
HO2
KHL 1
Thay số vào ta sẽ xác định được ứng suất cho phép của bánh răng như sau:
SVTH: ĐỖ VĂN VINH – LỚP CK5 – K5
12
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: HOÀNG XUÂN KHOA
Ho lim1.KHL
570.1
1,1
H 1
518,18 (MPa).
490,9 (MPa)..
SH
Ho lim 2 .KHL
540.1
1,1
H 2
SH
Do đây là cặp bánh trụ răng thẳng ăn khớp cho nên ứng suất tiếp xúc cho phép
xác định như sau:
H
min
H 1
,
H
2 490,9 (MPa).
b. Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác đinh bởi công thức như sau:
F lim .KFC ..KFL
F
.
SF
Trong đó:
- [Flim] là giới hạn bền mỏi uấn ứng với chu kỳ chịu tải NEF.
- SF là hệ số an toàn lấy bằng 1,75 (Bảng6.2).
- K FC là hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải. Chọn K FC = 1 do tải
đặt 1 phía, HB < 350
- KFL là hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và
chế độ tải trọng của bộ truyền .
mF
K FL
=
NFO / NFE
Trong đó - m F là bậc của đường cong mỏi, m F = 6 do HB < 350
- N FO là số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở, N FO = 4.10 6 với tất cả các loại
thép.
- N FE là số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
mF
NFE 60.c.
Ti /Tmax
.ti .ni .
Thay số vào ta có: (với bánh răng lớn trên trục II)
3,2
8
4,6
8
NFE2 60.1. 16
(0,66)6 .
.94.14000 3,5.107 N 4.106
FO
KFL 1
Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn như
sau:
SVTH: ĐỖ VĂN VINH – LỚP CK5 – K5
13
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: HOÀNG XUÂN KHOA
F lim1 = 1,8.HB1 = 1,8.250 = 450 (Mpa).
F lim2 = 1,8.HB2 = 1,8.235 = 423 (Mpa).
Thay số vào ta sẽ xác định được ứng suất cho phép của bánh răng như sau:
Fo lim1.KFL .KFC
450.1.1
F 1
257,1 (MPa).
241,7 (MPa).
SF
1,75
Fo lim 2 .KFL KFC
423.1.1
1,75
F 2
SF
3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Công thức xác định khoảng cách trục a của bộ truyền bánh răng trụ răng
thẳng :
T1.KH
H
2 .u1. ba
a1 K a .(u1 + 1)
3
Trong đó: - T1 là mômen xoắn trên trục bánh chủ động (là trục I) T 1 =
154412 (N.mm)
- u1 là tỉ số truyền của cặp bánh răng, u 1 = 4,91
- K a là hệ số phụ thuộc vào vật liệu làm bánh răng. K a = 49,5
(Bảng 6.5)
Tra bảng 6.6 ta có
- KH là hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng
khi tính về tiếp xúc.
bd 0,53.ba. (u1 1) 0,53.035.(4,911) 1,09
Chọn KH = 1,05
Thay số vào công thức ta sẽ xác định được khoảng cách giữa 2 trục a1:
154412.1,05
481,82.4,91.0,35
3
a1 49,5.(4,91+1).
189,5 (mm)
Vậy ta chọn sơ bộ a1 = 182 (mm).
SVTH: ĐỖ VĂN VINH – LỚP CK5 – K5
14
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: HOÀNG XUÂN KHOA
Môđun của bánh răng trụ răng thẳng (m) được xác đinh như sau:
m = (0,01 0,02).a1 = (0,01 0,02).225 = 2,25 4,5.
Theo dãy tiêu chuẩn hoá ta sẽ chọn m = 3 mm.
* Số răng trên bánh lớn và bánh nhỏ lần lượt là Z1và Z2 ta có :
2.a1
2.225
4,911
Z1
25,38 Chọn Z1 = 25 răng.
m.
u 1
3.
Z2 = U1 Z1 = 4,91.25 = 122,8 (răng). Chọn Z 2 = 125 (răng).
Vậy Zt = Z1 + Z2 = 25 + 125 = 150 .
* Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
dw1 = 2aw1/(u1+ 1) = 2.225/(4,91+1) = 76,1 (mm).
* Tính lại khoảng cách trục:
3.150
a w = =
=225 (mm).
2
Vậy không cần dịch chỉnh bánh răng.
5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện H [H] = 490,9 MPa.
ZM .ZH Z 2.T1.KH .(U1 1)
Do H =
;
d1
b .U1
Trong đó : - ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu;
- ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc;
- Z : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;
- KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc;
- b : Chiều rộng vành răng.
- d1 : Đường kính vòng lăn của bánh chủ động;
Ta đã biết được các thông số như sau:
- T1 = 154412 (N.mm).
SVTH: ĐỖ VĂN VINH – LỚP CK5 – K5
15
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: HOÀNG XUÂN KHOA
- b = ba . a = 0,35.225 = 78,75 mm ;
- U1 = 4,91 và d1 = 76,1 (mm).
- ZM = 274 Mpa1/3 vì bánh răng làm thép tra Bảng 6.5
2
2
- ZH =
1,76
sin 400
sin 2tw
- Z = (4 ) /3 (4 1,73/3) 0,85
1
1
1
1
Vì hệ số trùng khớp = 1,88 – 3,2
1,88 3,2
1,73.
Z1 Z2
25 125
- Hệ số KH được xác định bởi công thức: KH = KH.K Hα .K Hv
KH = 1,05 (bảng 6.7)
K Hα = 1 ( bánh răng thẳng)
K Hv
H .b .d1
2.T1.KH .KH
5,5.78,75.76,1
KHv 1
1
1,1
2.154412.1,05.1
a
225
H F .go .v.
0,006.73.1,84.
5,5
u
4,91
.d1.n1
60000
3,14.76,1.462
60000
Vận tốc bánh dẫn: v =
1,84 m/s < 2 m/s theo Bảng 6.13
(Trang 106-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn...) ta có cấp chính xác động học là 9.
Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) H =
0,006.
Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) go =
73.
KH = KH.KHv.K Hα = 1,05.1,1.1 = 1,155.
Thay số vào ta xác định được ứng suất tiếp xúc tác dụng trên bền mặt răng
như sau:
274.1,76.0,85 2.154412.1,155.(4,911)
H =
397,7 (MPa).
76,1
78,75.4,91
SVTH: ĐỖ VĂN VINH – LỚP CK5 – K5
16
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: HOÀNG XUÂN KHOA
Do H = 397,7 < [H] =490,9 nên bánh răng thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc.
*, Tính lại chiều rộng vành răng:
b w = 78,75.( H /[ H ])2 = 78,75.(397,7/490,9) 2 = 51,7 (mm)
Ta chọn b w = 70 (mm).
b w ‘ = 64(mm).
6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc bị gãy răng thì ứng suất uấn
tác dụng lên bánh răng F phải nhỏ hơn giá trị ứng suất uấn cho phép [F] hay:
F [F].
2.T1.KF .Y .Y YF1
Ta co: F1
[F1]
b .d1.m
F2 = F1 . YF2 / YF1
[F2].
Trong đó :
- T1 = 154412 (N.mm).
- m = 3, b = 87,75 (mm), d1 = 76,1 (mm).
1
1
+, Y
1,136
0,88
- Y ε là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
là hệ số trùng khớp ngang
-
+, Y β = 1- β/40 = 1- 0/40 = 1 ( do răng thẳng ).
- YF : Hệ số dạng răng.
Tra bảng 6.18 ta có: Y F1 = 3,9 ; Y F2 = 3,6
- KF : Hệ số tải trọng khi tính về uốn. KF = KF.KF KFv.
- KF : Hệ số kể đến sự phân bố phân bố không đều trên chiều rộng
răng.
Tra bảng 6.7: KF = 1,1
- KF : Hệ số kể đến sự phân bố không đều trên chiều rộng răng.
SVTH: ĐỖ VĂN VINH – LỚP CK5 – K5
17
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KF = 1 (với bánh răng thẳng)
GVHD: HOÀNG XUÂN KHOA
- b : Chiều rộng vành răng.
- m : Môdum của bánh răng.
- KFv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
F .b .d1
2.T1.KF .KF
14,5.78,75.76,1
2.154412.1,1.1
KFv 1
1
1,26
Còn
a
F F .go .v.
0,016.73.1,84. 225/ 4,91 14,5
u
.d1.n1
60000
3,14.76,1.462
60000
Vận tốc bánh dẫn: v =
1,84 m/s < 2 m/s theo Bảng 6.13
(Trang 106-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn...) ta có cấp chính xác động học là 9.
Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) F =
0,016.
Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) go =
73.
KF = KF.KF KFv = 1,1.1.1,26 = 1,39.
2.T1.KF .YF1
b .d1.m
2.154412.1,39.3,9
78,75.76,1.3
Vậy ta có: F1
93,1(MPa).
F2 = F1 . YF2 / YF1 = 93,1.3,6/3,9= 85,9 (MPa).
Nhận thấy rằng cả hai bánh răng đều đáp ứng được điều kiện bền uấn vì :
93,1
MPa
F1
257,1
MPa
F1
F 2 85,9
MPa
F 2
241,7
MPa
7. Kiểm nghiệm răng về quá tải.
Để bộ truyền khi quá tải (xảy khi mở máy hoặc hãm máy... Lúc đó momen
xoắn tăng đột ngột) không bị biến dạng dư, gẫy dòn lớp bề mặt của răng hoặc
biến dạng dư, phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng thì ứng suất tiếp xúc cực đại
Hmax và ứng suất uốn cực đại F1max luôn luôn phải nhỏ hơn ứng suất quá tải cho
phép [H]max và [F1]max.
SVTH: ĐỖ VĂN VINH – LỚP CK5 – K5
18
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: HOÀNG XUÂN KHOA
* Ta có ứng suất quá tải cho phép [H]max và [F1]max được xác định như sau:
H 2,8.ch
max
.
F
0,8.ch
max
Vậy suất quá tải cho phép [H]max và [F1]max của mỗi bánh răng xác định như
sau:
H1 2,8.ch1 2,8.580 1624
MPa
.
max
F1
0,8.ch 0,8.580 464
MPa
.
max
H2 2,8.ch2 2,8.450 1260
MPa
.
max
F2
0,8.ch 0,8.450 360
MPa
max
* Còn ứng suất quá tải phát sinh khi chạy máy được xác định như sau:
H . Kqt
F .Kqt
H max
F max
(*)
Ta có hệ số quá tải Kqt = Tmax/ T = 2,2.
Thay số vào công thức (*) ta có:
H max1 H . Kqt 397,7. 2,2 589,9
MPa
H1 max 1260
F1 max 464 MPa
F 2 max 360 MPa
.
MPa .
F .Kqt 93,1.2,2 204,82
MPa
F max1
F max 2 F .Kqt 85,9.2,2 188,98
MPa
.
Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán được ở trên hoàn toàn đảm bảo
được rằng bộ truyền cấp nhanh làm an toàn.
* Thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh :
- Khoảng cách trục:
- Môđun bánh răng:
- Chiều rộng vành răng:
- Số răng bánh răng:
- Đường kính chia :
a = 182 mm.
m = 3 mm.
bw = 70 mm ; b w ‘ = 64 mm.
Z1 = 25 và Z2 = 125 răng.
d1 = m. Z1 = 3.25 = 75 mm;
d2 = m.Z2 = 3.125 = 375 mm;
SVTH: ĐỖ VĂN VINH – LỚP CK5 – K5
19
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
- Đường kính đỉnh răng:
GVHD: HOÀNG XUÂN KHOA
da1 = d1 + 2(1+ x1 -y).m = 81mm.
da2= d2 + 2(1+ x1 -y).m = 381mm.
df1 = d1 - (2,5-2.x1).m = 67,5 mm.
- Đường kính đáy răng:
- Đường kính cơ sở:
df2 = d2 - (2,5-2.x2).m = 367,5 mm
db1 = d1. cos = 66. cos 20 = 70,5 mm;
db2 = d2. cos = 375. cos 20 = 352,4 mm
- Góc ăn khớp: t ac cos(Zt .m.cos / 2.a) 20o
- Góc prôfin răng gốc:
= 200.
- Bánh răng không có sự dịch chỉnh.
SVTH: ĐỖ VĂN VINH – LỚP CK5 – K5
20
Tải về để xem bản đầy đủ
67 trang
28/03/2022
7580
Bạn đang xem 20 trang mẫu của tài liệu "Đồ án Chi tiết máy - Đỗ Văn Vinh", để tải tài liệu gốc về máy hãy click vào nút Download ở trên
File đính kèm:
- do_an_chi_tiet_may_do_van_vinh.doc
