Cơ sở thiết kế máy

[bilu62]

Download miễn phí Đồ án Cơ sở thiết kế máy

THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY ĐỠ NỐI
I – THIẾT KẾ TRỤC.
1- Chọn vật liệu.
Với hộp giảm tốc chịu tải trọng trung bình chọn vật liệu là thép 45 thường hoá đạt độ rắn HB170  217 và có b = 600 Mpa; ch = 340 Mpa. Với trục số 3 chịu mômen xoắn lơn hơn nên chọn vật liệu là thép hợp kim 40X.
2- Tính thiết kế trục.
a) Chiều nghiêng hợp lý:
Với hệ thống thiết kể là băng tải nhánh căng ở phía trên. Do đó chiều quay chủa các
trục và chiều nghiêng hợp lí của bánh răng được thể hiện như trên hình vẽ sau:
 
 


http://cloud.liketly.com/flash/edoc/jh2i1fkjb33wa7b577g9lou48iyvfkz6-swf-2013-02-20-do_an_co_so_thiet_ke_may.QO2ZRR86jy.swf /tai-lieu/de-tai-ung-dung-tren-liketly-3334/
Để tải bản Đầy Đủ của tài liệu, xin Trả lời bài viết này, Mods sẽ gửi Link download cho bạn sớm nhất qua hòm tin nhắn.
Ai cần download tài liệu gì mà không tìm thấy ở đây, thì đăng yêu cầu down tại đây nhé:
Nhận download tài liệu miễn phí

Tóm tắt nội dung tài liệu:

ax = 498,8 Mpa sF2max = sF2.kqt = 86,9.1,6 = 139,04 < [sF2]max = 387 MpaVậy bánh răng đảm bảo độ bền quá tải.8- Lập bảng thông sô. (trang bên)

STT
Thông số
Kí hiệu
Giá trị
1
Chiều dài côn ngoài
Re
183,037 mm
2
Chiều dài côn trung bình
Rm
160,16 mm
3
hiều rộng vành răng
b
45,759 mm
4
Môđun
mte
3 mm
5
Môđun vòng trung bình
mtm
2,625 mm
6
Đường kính chia ngoài
de
de1 = 81 mmde2 = 357 mm
7
Đường kính trung bình
dm
dm1 = 70,875 mmdm2 = 312,375 mm
8
Góc côn chia ( lăn)
d
d1 = 12,783od2 = 77,217o
9
Chiều cao răng ngoài
he
he = 6,6 mm
10
Chiều cao đầu răng ngoài
hae
hae1 = 4,2 mmhae2 = 1,8 mm
11
Chiều cao chân răng ngoài
hfe
hfe1 = 2,4 mmhfe2 = 4,8 mm
12
Đường kính đỉnh răng ngoài
dae
dae1 = 89,192 mmdae2 = 357,796 mm
13
Góc chân răng
qf
qf1 = 0,77oqf2 = 1,4834o
14
Góc côn đỉnh
da
da1 = 14,266oda2 = 77,987o
15
Góc côn đáy
df
df1 = 13,013odf2 = 75,734o
III -THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM (Bánh răng trụ răng nghiêng)
1- Chọn vật liệu.
Bánh nhỏ: Thép 45 tui cải thiện đạt độ rắn HB192 ¸ 240 có sb3= 750 MPa, sch3 = 450 MPa - Bánh lớn : Thép 45 thường hoá đạt độ răn: HB170 ¸ 217 có sb2 = 600 MPa, sch4 = 340 Mpa
2 -Xác định ứng suất cho phép.
a) Ứng suất tiếp xúc cho phép:Ta có : [sH] = với SH = 1,1 = 2HB + 70.Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB3 = 190 , bánh răng lớn là HB3 = 1700=> = 2.190 + 70 = 510 Mpa = 2.170 + 70 = 410 Mpa - kHL hệ số tuổi thọ kHL =  Với NHO3 = 30.(HHB3)2,4 = 30.1902,4 = 1,68,83.106
NHO4 = 30.(HHB4)2,4 = 30.17002,4 = 6,67.106 - NHE = 60.c.n.tS - c = 1 , n=nII = 331,592 v/ph , n = nIII = 104,167 v/ph. , tS = 13440 giờ.Vậy NHE3 = 30.1.331,592.13440 = 2,67.108 NHE4 = 30.1.104,1671,592.13440 =8,4.107Do đó ta thấy NHE3 > NHO43 Vậy chọn NHE3 = NHO3  NHE4 > NHO4 NHE4 = NHO4 => kHL = 1Vậy [sH3] = Mpa [sH4] = MpaCấp chậm là bánh răng trụ nên [sH]sb=([sH3] + [sH4])/2= 391,315 MPab) Ứng uốn cho phép:
Ta có [sH] = với SF = 1,75 , kFC = 1 - = 1,8HB .=> = 1,8.190 = 342 Mpa = 1,8.220 = 306 Mpa - kFL hệ số tuổi thọ kFL =  - NFO Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về độ bền uốn với mọi loại thép ta đều có NFO = 4.106. - Lại có NFE = NHO => NFE3 = NHO3 =2,67.108 > NFO NHE2 > NHO2 NFE4 = NHO4 = 8,4.107 > NFO=> kFL = 1Vậy [sF3] = Mpa [sH4] = Mpac) Ứng suất quá tải.+) ứng suất tiếp xúc khi quá tải. [sH]max = 2,6schvậy ta có [sH3]max = 2,8.450 = 1260 MPa [sH4]max = 2,8.340 = 952 MPa+) ứng suất uốn khi quá tải. [sF]max = 0,86sch  vậy ta có [sF3]max = 0,86.450 = 387 MPa [sF4]max = 0,86.340 = 292,4 Mpa
3 - Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền.
a) Xác định khoảng cách trục:Ta có công thức : aw = ka.(u + 1). trong đó:- ka: Hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng va loại răng. Với cặp bánh răng nghiêng làm bằng thép tra bảng 6-5 (I) => ka = 43 Mpa1/3- T2 : Mômen xoắn trên trục chủ động T2 = 296644,672 Nmm- [sH]sb = 391,315 Mpa- yba = bw/aw Hệ số chiều rộng tra bảng 6-6 (I) ta có yba = 0,4- u Là TST u = uII = 3,183- kHb: Hệ số được xác định dựa vào hệ số đường kính ybd ybd = 0,5. yba/(u + 1) = 0,887Tra bảng 6-7 (I) bộ truyền ứng với sơ đồ 5 và HB kHb = 1,06 và kFb = 1,16vậy aw = 43.(3,183 + 1). mmChọn aw = 210 mm
4- Xác định thông số ăn khớp.
+) Xác định môđun ta có m = (0,001 ¸ 0,02)aw = 2,1 ¸ 4,2 mmKết hợp với bảng 6-8 (I) chọn môđun tiêu chuẩn m = 3 mmSơ bộ chọn góc nghiêng b = 10o+) Số răng bánh nhỏ: Z3 = Chọn Z3 = 33+) Số răng bánh lớn: Z4 = u.Z3 = 3,183.33 = 105,039 vậy chọn Z4 = 105  => TST thực là: um = Z4/Z3 = 105/33 = 3,182và góc nghiêng thực tế là: cosb = => b = 9,696o Î [8 ¸ 20o ]Với bánh răng nghiêng có Z3 = 33 > 30 nên không cần dịch chỉnh+) Chiều rộng vành răng: bw = yba.aw = 0,4.210 = 84 mm +) Hệ số trùng khớp dọc là: eb = Thoả mãn điều kiện trùng khớp.
- Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Điều kiện đảm bảo độ bền tiếp xúc là: Ứng suất tiếp xúc phảI thoả mãn điều kiện sau: Trong đó- Đã có ZM = 270 Mpa1/3- ZH: Hệ số kể đến ảnh hưởng của hình dáng bề mặt tiếp xúc. ZH = - atw = at = arctg(tga/cos bm) = 20,2664 o- bb : Góc nghiêng trên mặt trụ cơ sở; tg bb = cos at . tg b => tg bb = cos 20,2664o.tg 9,696o = 0,165 => bb = 9,363ovậy ZH = - Ze: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng được xác định dựa vào eb như sau: eb = 1.50184 > 1 nến ta có Ze =  - ea : Hệ số trùng khớp ngang ea = [1,88 – 3,2.(1/Z3 +1/Z4)]cos b =1,7275 => Ze = =0,761- kH: Hệ số tải trọng khi tinhd về tiếp xúc kH = kHb.kHa.kHV- Đã có kHb= 1,06- kHa : Hệ số phân bố tải trọng cho các đôi răng ăn khớp xác định dựa theo; v = p.dw3.nII.60.10-3 Với dw3 = mm = > v = 3,14.100,43.331,592.60.10-3 = 1,743 m/s Tra bảng 6-14 (I) được kHa = 1,13 - kHV = 1 +  nH = Tra bảng 6-15 (I) với HB dH = 0,002Với m = 3 go = 73 => nH = Vậy kHV = 1 + Suy ra kH = 1,06.1,02454.1,13 = 1,2272Thay các giá trị vừa tính được vào biểu thức tính sH ta được: Mpa+) Xác định chính ứng suất cho phép: [sH]cx [sH]cx = [sH]sb.Zv.ZR.kXH- Zv: với v = 1,743 m/s >5 m/s , bánh răng có HB Zv = 1- ZR: Với cấp chính xác 9, cấp chính xác động học 8 cần gia công bề mắt đạt độ nhám  Ra = 2,5 ¸ 1,25 mm => ZR = 0,95- kXH :Hệ số kể đến sự ảnh hưởng của kích thước bánh răng phụ thuộc vào kích thước vòng đỉnh bánh răng vì da4 kXH = 1.Suy ra [sH]cx =391,315.1.0.95.1 = 371,75 MpaVậy sH = 386,13 Bộ truyền đảm bảo điều kiện bền tiếp xúc.
6- Kiểm nghiệm độ bền uốn.
Điều kiện bền uốn của bánh răng côn được viết như sau: và Trong đó - Yb: Hệ số kể đến độ nghiên của răng. Yb = 1-bo/140 = 1 – 9,696/140 = 0,931- YF1, YF2 : Hệ số dạng răng được tra theo bảng 6-18 (I) theo số răng tương đương Zv3 = Z3/cos3b = 33/ cos3 9,696 = 34,45  Zv4 = Z4/cos3b = 33/ cos3 9,696 = 109,63 => YF2 = 3,63và với x1 = x2 = 0 => YF3 = 3,75 ; YF4 = 3,63 - Ye : Hệ số kể đến sự trùng khớp răng. Ye = 1/ea = 1/1,7275 = 0,579- kF: Hệ số tải trọng tinhd về uốn. KF = kFb.kFa.kFV- Tra bảng 6-21 (I) ta có kFb= 1,16- kFa : với v = 1,743 m/s, cấp chính xác là 9 tra bangr 6-14 (I) => kFa = 1,37- Tính kFV:   kFV = 1 +  nH = Tra bảng 6-15 (I) ta được dF = 0,006 và go = 73 => nF = Vậy kFV = 1 + Suy ra kF = 1,16.1,37.1,06 = 1,685Thay các giá trị vừa tính được vào biểu thức tính sF ta được: Mpa Mpa+) Xác định chính ứng suất cho phép: [sF]cx [sF]cx = [sF]sb.YR.YS.kXF- YR: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng YR = 1- YS: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhạy của vật liệu đối với trnạg thái ứng suất YS = 1,08 – 0,0695.ln3 = 1,00365- kXF với da4 kXF = 1.Suy ra [sF1]cx =195,43.1.1,00365.1 = 196,14 Mpa [sF2]cx =174,86.1.1.1 = 175,5 Mpa Vậy sF3 = 127,3 < [sF3]cx và sF4 = 122,2 < [sF4]cxThoả mãn điều kiện bền uốn.7- Kiểm nghiệm độ bền quá tải.
+) Kiểm nghiệm quá tải tiếp xúc: sHmax = sH. với kqt = kbđ = 1,6 => sHmax = 370,98. = 469,26 < [sH]max = 952 Mpa+) Kiểm nghiệm quá tải uốn: Theo 6.48  sF3max = sF3.kqt = 127,3.1,6 = 203,68 < [sF3]max = 387 Mpa sF4max = sF4.kqt = 122,2.1,6 = 195,52 < [sF4]max = 292,4 MpaVậy bánh răng đảm bảo độ bền quá tải.
8- Lập bảng thông số
STT
Thông số
Kí hiệu
Giá trị
1
Khoảng cách trục
aw
210 mm
2
Tỷ số truyền
u
3,182
3
Chiều rộng vành răng
bw
91 mm
4
Môđun pháp
m
3 mm
5
Góc nghiêng răng
b
9,696o
6
Hệ số dịch chỉnh
x
x1 = x2 =0
7
Số răng
Z
Z3 = 33 mmZ4 = 105 mm
8
Đường kính vòng lăn
dw
dw3 = 100,43 mmdw4 = 319,57 mm
9
Đường kính vòng đỉnh
da
da3 = 106,43 mmda4 = 325,57 mm
10
Đường kính đáy răng
df
df3 = 92,93 mmdf4 =312,07 mm
11
Đường kính vòng cơ s