Tải bản đầy đủ - 0 (trang)
PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

Tải bản đầy đủ - 0trang

Đồ án thiết kế máy



GVHD: Dương Đăng

Danh



* Thông số kĩ thuật:

- Thời gian phục vụ: L = 5 năm

- Băng tải làm việc một chiều, Số ca làm việc là 2 ca, tải trọng thay đổi không đáng

kể, mỗi năm làm việc 300 ngày, 8 giờ trên 1 ca.

- Cặp bánh răng cấp chậm: bánh răng trụ răng thẳng

• Tỷ số truyền : ubr2 = 4,53

• Số vòng quay trục dẫn : n2 = 320 vòng/phút

• Mơmen xoắn trên trục dẫn: T2 = 149517,19 N.mm

• Cơng suất động cơ: Pđc = 5,32 kW

• Hiệu suất truyền động: = 0,88

• Cơng suất trên trục công tác: Pct = 4,662 kW

- Chọn vật liệu chế tạo bánh răng

Do bộ truyền có tải trọng trung bình và khơng có u cầu gì đặc biệt.

Theo bảng 6.1 tài liệu [1] ta chọn thép C45 tôi cải thiện

+ Bánh dẫn: HB1 = 250 HB

+ Bánh bị dẫn: HB2 = 235 HB

2.1.1 Tính tốn cặp bánh răng trụ răng thẳng:

2.1.1.1 Số chu kỳ làm việc cơ sở

= 30HB12,4 = 30.250 2,4 = 1, 71.107 chu kỳ

= 30HB22,4 = 30.235 2,4 = 1, 47.107 chu kỳ

Lh = 5.300.2.8 = 24000 giờ

= = chu kỳ

2.1.1.2 Số chu kỳ làm việc tương đương

3



 T 

N HE1 = 60.c. ∑  i ÷ ni .ti

 Tmax 



=



3

 T 3 25

16 

 0, 7T 

60.1.  ÷ .

+

 .320.24000

÷.

 T  16 + 25  T  25 + 16 



3, 4.108



=



Chu kỳ



SVTH: Nguyễn Thanh Trúc – MSSV: 1511040182

Trang 7



Đồ án thiết kế máy



GVHD: Dương Đăng

Danh

3



N HE 2



 T 

= 60.c. ∑  i ÷ ni .ti

 Tmax 



=



3

 T 3 25

16 

 0, 7T 

60.1.  ÷ .

+

.

 .70, 64.24000

÷

 T  16 + 25  T  25 + 16 



7, 6.107



=



Chu kỳ

6



 T 

N FE1 = 60.c. ∑  i ÷ ni .ti

 Tmax 



=

=



6

 T 6 25

16 

 0, 7T 

60.1.  ÷ .

+

 .320.24000

÷.

 T  16 + 25  T  25 + 16 



3.108



Chu kỳ



= 60.c.ni.ti

= 60.1.

= Chu kỳ

Vì NHE1 > NHO1; NHE2 > NHO2; NFE1 > NFO1; NFE2 > NFO2

Nên ta có hệ số tuổi thọ KHL1 = KHL2 = KFL1 = KFL2 = 1

2.1.1.3 Giới hạn mỏi tiếp xúc

Theo bảng 6.13 tài liệu [1], ta chọn giới hạn mỏi tiếp xúc:

2.HB + 70

Bánh dẫn

Bánh bị dẫn



2.HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 Mpa

2.HB2 + 70 = 2.235 + 70 = 540 Mpa



2.1.1.4 Ta có giới hạn mỏi uốn

1,8. HB

Bánh dẫn 1,8. HB1 = 1,8.240 = 432Mpa

Bánh bị dẫn 1,8. HB2 = 1,8.235 = 423Mpa

SVTH: Nguyễn2.1.1.5

ThanhỨng

Trúcsuất

– MSSV:

1511040182

tiếp cho

phép

= Với =1,1 tra bảng 6.2 tài liệu

Trang 8



Đồ án thiết kế máy



GVHD: Dương Đăng

Danh



 == = 518,18 MPa

 == = 490,9 Mpa

ứng suất tiếp xúc cho phép: =0,5.() = 0.5.(518,18 + 490,9)

= 504,54 MPa

Vì = 504,54 MPa < 1,25. min = 1,25 = 613,6 MPa



 Thỏa mãn



2.1.1.6 Ứng suất uốn cho phép

= với SF = 1,75 tra bảng tài liệu

 == = 246,9 MPa

 == = 241,7 MPa

 Ta chọn = 241,7 MPa

2.1.1.7 Xác định sơ bộ khoảng cách trục



m≥=

Hệ số dạng răng :

Bánh dẫn: 47+ = 4,13

Bánh bị dẫn:47+=3,62

u= ()

Theo bảng 6.6 tài liệu ta chọn:

= 0,4

Khi đó:= 0,53..(u+1) = 0,53.0,4.(4,53 + 1) = 1,17

Ứng với tra bảng 6.7 ta có:

= 1,06 , = 1,14



Từ đó ta có: m ≥ = = 2,32

Ta chọn theo tiêu chuẩn: m = 2,5 mm

2.1.1.8 Xác định thơng số ăn khớp:

Đường kính vòng chia:

=;=

Khoảng cách trục:

(Ta chon theo tiêu chuẩn)

Chiều

rộng

vàng răng:

SVTH: Nguyễn Thanh

Trúc

– MSSV:

1511040182

Bánh bị dẫn:

Trang 9



Đồ án thiết kế máy



GVHD: Dương Đăng

Danh



Bánh dẫn: = = 63,5mm

Vận tốc bánh vòng bánh răng:

v=

Theo tài liệu ta chọn cấp chính xác 9 với

Góc ăn khớp:

2.1.1.9 Kiểm nghiệm đồ bền uốn:

Ứng suất uốn tại chân răng theo công thức ta có:

=177,37 MPa ≤ 241,7MPa

 Thỏa điều kiện

Trong đó: = = 5980,7 N

2.1.1.12 Bảng thơng số và kích thước bộ truyền



Thông số

Khoảng cách trục (mm)

Moldum pháp

Chiều rộng vành răng (mm)

Tỷ số truyền

Góc nghiêng của răng

Góc ăn khớp

Số răng bánh răng

Hệ số dịch chỉch

Đường kính vòng chia (mm)

Đường kính đỉnh răng

Đường kính chân răng (mm)



Giá Trị

m = 2,5

bw1 = bw2 + 5 = 63,5 ; bw2 = 58,5

u = 4,53

β=00

aw = 3509

x2 = 0

z1 = 2,5.20 = 50

df1 = d1 – 2,5m = 43,75



230

df2 = 218,75



2.2 Tính tốn bộ truyền bánh răng côn:

* Thông số kĩ thuật:

- Thời gian phục vụ: L = 5 năm

- Băng tải làm việc một chiều, Số ca làm việc là 2 ca, tải trọng thay đổi không

SVTH: Nguyễn

Thanh

Trúclàm

– MSSV:

1511040182

đáng kể,

mỗi năm

việc 300

ngày, 8 giờ trên 1 ca.

- Cặp bánh răng cấp chậm: bánh răng côn răng thẳng

Trang 10



Đồ án thiết kế máy



GVHD: Dương Đăng

Danh



• Tỷ số truyền : ubr2 = 3

• Số vòng quay trục dẫn : n1 = 960 vòng/phút

• Mơmen xoắn trên trục dẫn: T1 = 52425,52 N.mm

• Cơng suất động cơ: Pđc = 5,32 kW

• Hiệu suất truyền động: = 0,88

• Cơng suất trên trục công tác: Pct = 4,662 kW

- Chọn vật liệu chế tạo bánh răng

Do bộ truyền có tải trọng trung bình và khơng có u cầu gì đặc biệt.

Theo bảng 6.1 tài liệu [1] ta chọn thép C45 tôi cải thiện

+ Bánh dẫn: HB1 = 250 HB

+ Bánh bị dẫn: HB2 = 235 HB

2.2.1 Số chu kỳ làm việc cơ sở

= 30HB12,4 = 30.250 2,4 = 1, 71.107 chu kỳ

= 30HB22,4 = 30.235 2,4 = 1, 47.107 chu kỳ

Lh = 5.300.2.8 = 24000 giờ

= = chu kỳ

2.2.2 Số chu kỳ làm việc tương đương



= 60.c.ni.ti

= 60.1.

= Chu kỳ

= 60.c.ni.ti

= 60.1.

= Chu kỳ

= 60.c.ni.ti

= 60.1.

= Chu kỳ

= 60.c.ni.ti

= 60.1.

kỳ 1511040182

SVTH: Nguyễn Thanh Trúc =– Chu

MSSV:

Vì NHE1 > NHO1; NHE2 > NHO2; NFE1 > NFO1; NFE2 > NFO2

Trang 11



Đồ án thiết kế máy



GVHD: Dương Đăng

Danh



Nên ta có hệ số tuổi thọ: KHL1 = KHL2 = KFL1 = KFL2 = 1

2.2.3 Giới hạn mỏi tiếp xúc

Theo bảng 6.13 tài liệu [1], ta chọn giới hạn mỏi tiếp xúc:

2.HB + 70

Bánh dẫn



2.HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 Mpa



Bánh bị dẫn



2.HB2 + 70 = 2.235 + 70 = 540 Mpa



2.2.4 Ta có giới hạn mỏi uốn

1,8.HB

Bánh dẫn 1,8.HB1 = 1,8.250 = 450Mpa

Bánh bị dẫn 1,8.HB2 = 1,8.235 = 423Mpa

2.2.5 Ứng suất tiếp cho phép

= Với =1,1 tra bảng 6.2 tài liệu

 == = 518,18 MPa

 == = 490,9 Mpa

ứng suất tiếp xúc cho phép: =0,5.() = 0.5.(518,18 + 490,9)

= 504,54 MPa

Vì = 504,54 MPa < 1,25. min = 1,25 = 613,6 MPa



 Thỏa mãn



Giới hạn mỏi uốn, tương ứng với chu kỳ cơ sở NFO được chọn phụ thuộc vào độ rắn

bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp nhiệt luyện

σOFlim1 = 1,8H1 = 450MPa

σOFlim2 = 1,8H2 = 423MPa

Ứng suất uốn cho phép sơ bộ của từng bánh răng:

= 450 = 257,14 MPa

= 423 = 241,71 MPa

2.2.6 Xác định chiều dài cơn ngồi và đường kính chia ngồi:

* Chiều dài cơn ngoài:

Re = K R u 2 + 1 3



T1 K H β

(1 − K be ) K beu[σ H ]2



SVTH: Nguyễn Thanh Trúc – MSSV: 1511040182

Với bộ truyền răng thẳng bằng thép KR = 0,5.100 = 50 MPa1/3,

Trang 12



Đồ án thiết kế máy



GVHD: Dương Đăng

Danh



Ta chọn Kbe = 0,25, với HB < 350, răng thẳng

Theo bảng 6.19, ta chọn KHβ = 1,15, T1 = 52425,52 N.mm

Re = 50. 32 + 1 3



52425,52.1

= 115, 2mm

(1 − 0, 25).0, 25.3.490,92





* Xác định các thông số ăn khớp:

2 Re

u +1

2



de1 =



=



2.115, 2

32 + 1



= 72,86mm



Theo bảng 6.22, ta chọn z1p = 18

Với HB < 350 MPa, Ta có: z1 = 1,6.z1p = 1,6.18 = 28,8.

Ta chọn z1 = 29 răng, z2 = u.z1 = 3.29 = 87 răng

Theo bảng 6.20, ta chọn hệ số dịch chỉnh:

x1 = 0,36, x2 = - 0,36

Đường kính trung bình:

dm1 = (1 – 0,5Kbe) de1 = (1 – 0,5.0,25).72,86 = 63,75mm



Mundun trung bình:



mtm =



d m1 63, 75

=

= 2, 2

z1

29



Mundun vòng ngồi:



mte =



mtm

2, 2

=

= 2,51

(1 − 0,5 K be ) (1 − 0,5.0, 25)



Mundun vòng chia ngồi:

SVTH: Nguyễn Thanh Trúc – MSSV: 1511040182

Trang 13



Đồ án thiết kế máy



me =



GVHD: Dương Đăng

Danh



d e1 72,86

=

= 2,51mm

z1

29



Theo tiêu chuẩn ta chọn me = 3 mm

Góc cơn chia:

z 

 29 

δ1 = arctg  1 ÷ = arctg  ÷ = 180 43

 87 

 z2 



δ 2 = 900 − δ1 = 900 − 180 43 = 71057



Đường kính trung bình bánh răng:

dm1 = z1.mtm = 29.2,2 = 63,8 mm

dm2 = z2.mtm = 87.2,2 = 191,4 mm

Chiều dài cơn ngồi:

0,5mte z12 + z2 2 = 0,5.2,51. 292 + 87 2 = 115, 09 mm



Re =

Chiều rộng vành khăn:

b = Kbe.Re = 0,25. 115,09 = 28,77mm

2.2.7 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

σ H = Z M Z H Zε



2T1 K H u 2 + 1

0,85bd m12u



Theo bảng 6.5, ta có: ZM = 274 MPa1/3

Theo bảng 6.12, với hệ số dịch chỉnh chiều cao xt = 0, βm = 0, ZH = 1,76

Theo 6.59b ta có:

SVTH: Nguyễn Thanh Trúc – MSSV: 1511040182

Trang 14



Đồ án thiết kế máy



Zε =



1

εα



GVHD: Dương Đăng

Danh



Trong đó: εα =



1 1

1 

 1

1,88 − 3, 2  + ÷ = 1,88 − 3, 2  + ÷ = 1, 67

 20 60 

 z1 z2 



 Zε = 0,77

Theo 6.61 hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

K H = K H β K HV K H α



v=



Ta có:



π d m1n1 3,14.63,8.960

=

= 3, 2m / s

60000

60000



Theo bảng 6.13 ta chọn cấp chính xác là 8

Theo bảng 6.14 ta chọn KHα = 1,09

vH = δ H g 0 v



Theo 6.64



d m1 (u + 1)

63,8.(3 + 1)

= 0,002.73.3, 2

= 4,3

u

3



Trong đó:

Theo bảng 6.15 ta chọn δH = 0,002

Theo bảng 6.16 ta chọn g0 = 73

Theo 6.63:

1+



KHv =



vH bd m1

4,3.28, 77.63,8

= 1+

= 1, 069

2T1K H β K Hα

2.52425,52.1.1,09



 KH = 1.1,09. 1,069 = 1,17

σ H = 274.1, 76.0, 77



2.52425,52.1,17. 32 + 1

= 423, 74MPa

0,85.28, 77.63,82.3





 423,74 MPa < = 504,54 MPa  Thỏa mãn

SVTH: Nguyễn Thanh Trúc – MSSV: 1511040182

Trang 15



Đồ án thiết kế máy



GVHD: Dương Đăng

Danh



2.2.8 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

σ F1 =



2T1 K F Yε Yβ YF 1

0,85bmm d m1



Với Kbe = 0,25, tỷ số



K beu

0, 25.3

=

= 0, 43

2 − K be 2 − 0, 25



Theo bảng 6.21 ta chọn KFβ = 1,14

Với v = 2,67 và cấp chính xác là 8 tra bảng 6.14 ta chọn KFα = 1,27

Theo bảng 6.15 ta chọn δF = 0,016

vF = δ F g 0 v



1+



 KFV =



d m1 (u + 1)

63,8.(3 + 1)

= 0, 016.73.3, 2

= 34, 47

u

3

34,17.28, 77.63,8

= 1, 41

2.52425,52.1,14.1, 27



K F β K FV K Fα = 1,14.1, 27.1, 41 = 2, 04



KF =







Với răng thẳng nên β = 0  Yα = 1

ε α = 1, 67, Yε =



1

1

=

= 0, 6

ε α 1, 67



Số răng tương đương kép

zv1 =



z1

29

=

= 30,57

cos δ1 cos180 43



zv 2 =



z2

87

=

= 274, 61

cos δ 2 cos 71053



SVTH: Nguyễn Thanh Trúc – MSSV: 1511040182

Theo bảng 6.18 với zv1 = 21,08, x1 = 0,26. Ta chọn YF1 = 3,61

Trang 16



Đồ án thiết kế máy



GVHD: Dương Đăng

Danh



Theo bảng 6.18 với zv2 = 189,39, x2 = -0,26. Ta chọn YF2 = 3,63

→ σ F1 =



2.52425,52.1,98.0, 6.1.3, 61

= 119,94MPa

0,85.26,17.2,9.58,12



σF1 = 119,94 MPa < [σF1] = 257,14 MPa

  F2 =

σ



119,94YF 2 119,94.3, 63

=

= 120, 6MPa < [ σ F 2 ] = 241, 71MPa

YF 1

3, 61



2.2.9 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Theo 6.48 với Kqt = 1,8

σ H max = σ H K qt = 490,9. 1,8 = 658, 61MPa < [ σ H ] max = 1260 MPa



Theo 6.49

σ F 1max = σ F1 K qt = 257,14.1,8 = 462,85 MPa < [ σ F 1 ] max = 464 MPa

σ F 2 max = σ F 2 K qt = 120, 6.1,8 = 217, 08 MPa < [ σ F 2 ] max = 360 MPa



2.1.2.15 Bảng thơng số:



Thơng số

Chiều dài cơn ngồi (mm)

Chiều rộng vành răng (mm)

Góc nghiêng của răng

Tỷ số truyền

Modun vòng trung bình (mm)

Đường kình vòng chia ngồi (mm)

Modun vòng ngồi (mm)

Góc cơn chia

SVTH: Nguyễn Thanh Trúc – MSSV: 1511040182

Đường

kính chia trung bình (mm)



Giá Trị

Re = 115,2

b = 28,77

β=0

um = 3

=3

de1 = 72,86 ; de2 = 218,37

m= 2,51

= 18,430 ; = 71,570



Trang 17



Tài liệu bạn tìm kiếm đã sẵn sàng tải về

PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

Tải bản đầy đủ ngay(0 tr)

×