Jem

New Member

Download miễn phí Đề tài Công nghệ chế tạo chi tiết điển hình





 

Chương I: Khái quát về quá trình xé điếu

 1 . Mục đích việc thiết kế máy xé điếu

 2 . Nhiệm vụ máy xé điếu

3 . Công nghệ xé điếu

Chương II: Tính toán động học máy

 I . sơ đồ động toàn máy,Sơ đồ các cụm máy

 II . Tính toán động học các cụm máy, chọn động cơ cho mỗi cụm máy

ChươngIII: Tính toán động lực học máy

I. Tính bộ truyền đai cụm mâm quay

II. Tính bộ truyền bánh răng

1. Tính toán bộ truyền bánh răng chỉnh điếu

2. Tính toán bộ truyền băng tải

2.1 Tính toán bộ truyền bánh răng cấp chậm của băng tải

2.2 Tính toán bộ truyền bánh răng cấp nhanh của băng tải

III. Tính toán trục chính

ChươngIV: Nguyên lý hoạt động của máy xé điếu

 

PHẦN II CÔNG NGHỆ CHẾ TẠO CHI TIẾT ĐIỂN HÌNH

Thiết kế quy trình công nghệ chế tạo trục chính

2.3

2.4 I. Phân tích chức năng làm việc của chi tiết

2.5 II. Phân tích tính công nghệ trong kết cấu cảu chi tiết

2.6 III. Xác định dang xuẩt

2.7 TÀI LIỆU THAM KHẢO

2.8

2.9

 





Để tải tài liệu này, vui lòng Trả lời bài viết, Mods sẽ gửi Link download cho bạn ngay qua hòm tin nhắn.

Ketnooi -


Ai cần tài liệu gì mà không tìm thấy ở Ketnooi, đăng yêu cầu down tại đây nhé:
Nhận download tài liệu miễn phí

Tóm tắt nội dung tài liệu:


= . aw = 0,4 . 155 = 62 (mm)
=> εβ = 62 . sin12,6289/ (3,14 . 2,5) = 1,7268
εβ > 1 => Zε được xác định bằng hệ thức Zε = , với εα là hệ số trùng khớp ngang :
=> Zε = = 0,7759
- KH : Hệ số tải trọng
KH = KHβ .KHα . KHv
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ : dw3 = 56,364 (mm)
=> vận tốc vòng v3 = (m/s) tra bảng 6.13, với v < 4 (m/s) ta chọn cấp chính xác 9
KHβ : hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
Tra bảng 6.7 ta được KHβ = 1,13
KHα : hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. Tra bảng 6.14 => KHα = 1,13
KHv : hệ số xét đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
KHv =
Với vH =
Trong đó :
dH : trị số của các hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp, tra bảng 6.15 ta có :
dH =0,002
go : hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng, tra bảng 6.16 ta có go= 73
=>
=> KHv = = 1,0126
=> KH = KHβ .KHα . KHv = 1,13 . 1,13 . 1,0126 = 1,293 Từ các thông số trên ta tính được :
(MPa)
* Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [sH] = [sH]. ZRZVKxH
Với v = 0,9308 (m/s) < 5 (m/s) Þ lấy ZV = 1. Cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8. Khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5 ữ 1,25 (mm). Do đó ZR = 0,95, với da< 700 (mm) Þ KxH = 1
Þ [sH] = 495,4 . 1 . 0,95 . 1 = 470,63 (MPa).
Như vậy sH [sH], răng thoả mãn độ bền tiếp xúc.
2.1.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Để răng đảm bảo độ bền uốn thì răng phải thoả mãn yêu cầu sF [sF]
sF3 = 2.T3.KFYeYbYF3/( bwdw3.m)
sF4 = sF3YF4/YF3
Trong đó :
T3 : mômen xoắn trên bánh chủ động, T3 = 86343,585 (N.mm)
m : môđul pháp, m = 1,5 (mm)
bw : chiều rộng vành răng, bw = 32 (mm)
dw3 : đường kính vòng lăn bánh chủ động, dw3 = 36,364 (mm)
Yε = 1/εα : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng , Yε = 1/εα = 1/1,661 = 0,602
Yβ : hệ số kể đến độ nghiêng của răng, Yβ = 1- β0/140 = 1- 12,6289/140 = 0,91
YF3 , YF4 : hệ số dạng răng của bánh 3 và bánh 4, phụ thuộc vào số răng tương đương Ztđ3 và Ztđ4 :
Ztđ3 = Z3/cos3b = 22/(0,9758)3 = 23,678
Ztđ4 = Z4/cos3b = 99/(0,9758)3 = 106,55
tra bảng 6.18, ta có YF3= 4,00 ; YF4= 3,60
KF : hệ số tải trọng khi tính về uốn :
KF = KFb.KFa.KFv
KFb = 1,3 (tra bảng 6.7 với Ψbd = 1,166)
KFa = 1,37 (tra bảng 6.14 với v < 2,5 m/s, cấp chính xác 9)
với go= 73 (bảng 6.16, cấp chính xác 9)
dF =0,006 (bảng 6.15, dạng răng nghiêng)
=>
=>
=> KF = KFb . KFa . KFv = 1,3 . 1,37 . 1,0272 = 1,829 Thay các thông số trên vào công thức tính ứng suất uốn ta được :
sF3 = 2 . 86343,585 .1,829 . 0,602 . 0,91 . 4 / (62. 56,364 . 2,5) = 79,22 (MPa)
sF4 = sF3 . YF4 / YF3 = 79,22 . 3,6 / 4 = 71,298 (MPa)
Ta thấy điều kiện về độ bền uốn của bánh răng được thoả mãn :
sF3 < [sF3] =252 (MPa), sF4< [sF4] = 236,57 (Mpa)
Như vậy bánh răng đảm bảo về độ bền uốn .
2.1.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải.
Hệ số quá tải Kqt = Tmax/ T = 1,4
sHmax = sH . (Mpa) < [sH]max
sF3max = sF3. Kqt = 79,22. 1,4 = 119,908 (Mpa)
sF4 max = sF4. Kqt = 71,298. 1,4 = 99,817 (Mpa)
Như vậy sFmax < [sF]max ; sHmax < [sH]max , răng đảm bảo điều kiện quá tải.
Kết luận : Bộ truyền cấp chậm làm việc an toàn.
2.2 Tính toán bộ truyền cấp nhanh
Đối với hộp giảm tốc đồng trục thì các thông số của bộ truyền cấp nhanh lấy giống các thông số của bộ truyền cấp chậm. Riêng chiều rộng của bánh răng bộ truyền cấp nhanh lấy nhỏ hơn chiều rộng răng của bộ truyền cấp chậm, cho nên vật liệu chế tạo bánh răng cấp nhanh cũng không đòi hỏi yêu cầu cao như ở cấp chậm.
2.2.1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng cấp nhanh
Vật liệu chế tạo bánh răng cấp nhanh có thể chọn thép 45 thường hoá đạt các chỉ tiêu sau :
HB1 = 190 (HB) ; σb1 = 600 (MPa) ; σch1 = 340 (MPa)
HB2 = 170 (HB) ; σb2 = 600 (MPa) ; σch2 = 340 (MPa)
2.2.2 Xác định ứng suất cho phép
- ứng suất tiếp xúc cho phép :
Chọn sơ bộ ZRZVKxH = 1 Þ
SH : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc __ SH =1,1.
: ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở :
= 2HB + 70 Þ s*Hlim1 = 450 (MPa); s*Hlim2 = 410 (MPa)
KHL : Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng :
KHL=
mH : Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc __ mH = 6 .
NHO : Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.
NHO = 30.H
HHB : độ rắn Brinen.
NHO2 = 30 . 1702,4 = 0,764 .107
NHE : Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.
c : Số lần ăn khớp trong một vòng quay.
Ti , ni , ti : Lần lượt là mômen xoắn, số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng j đang xét.
nhận thấy : NHE1 > NHO1 , NHE2 > NHO2 => lấy NHE = NHO để tính, => KHL1 = KHL2 = 1
Thay các thông số trên vào công thức tính ứng suất tiếp xúc cho phép :
Þ [sH]1 = (MPa) ; [sH]2= (MPa)
Vì bộ truyền là bộ truyền bánh trụ răng nghiêng nên trị số [sH] được lấy theo giá trị trung bình của [σH1] và [σH2] :
(MPa)
- ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải của mỗi bánh răng
Bánh 1 : [sH1 ]max = 2,8 . sch1 = 2,8 . 340 = 952 (MPa)
Bánh 2 : [sH2 ]max = 2,8 . sch2 = 2,8 . 340 = 952 (MPa)
Vậy ta chọn [sH ]max = 952 (MPa)
- ứng suất uốn cho phép :
với m = 2,5 => YS = 1,08 – 0,0685.ln(2,5) = 1,0163 ; YR = 1 (bánh răng phay) ; KxF = 1 (đối với bánh răng có da < 400 mm)
: ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở
Tra bảng 6.2 : s°F lim = 1,8HB
s°F lim1 = 1,8 . 190 = 342 (MPa).
s°F lim2 = 1,8 . 170 = 306 (MPa).
SF : Hệ số an toàn khi tính về uốn . Bảng 6.2, ta có SF = 1,75
KFC : hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải. Với tải trọng một phía => KFC = 1
KFL : hệ số tuổi thọ
KFL=
mF : bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn , mF = 6 với HB <350 hay có mài lượn chân răng.
NFO : Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn.
NFO = 4.106 đối với tất cả các loại thép
NEE : Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.
Ta có : NFE > NFO => để tính toán ta lấy NFE = NFO => KFL1 = KFL2 = 1
Thay vào công thức trên ta tính được :
[sF1] = 342 . 1 . 1,0163 . 1 . 1/ 1,75 = 198,614 (MPa)
[sF2] = 306 . 1 . 1,0163 . 1 . 1/ 1,75 = 177,707 (MPa)
- ứng suất uốn cho phép khi quá tải :
[sF1 ]max = [sF2 ]max = 0,8 . sch1 = 0,8 . 340 = 272 (MPa)
2.2.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Với bộ truyền cấp nhanh, chọn Ψba = 0,3 , ta có chiều rộng bánh răng bw = Ψba.aw = 0,3 . 155 = 46,5 (mm)
Để bánh răng đảm bảo về độ bền tiếp xúc thì cần thoả mãn điều kiện sau sH [sH]
sH = ZM ZH Ze ;
Trong đó : ZM = 274 (MPa)
ZH = 1,7288
bw = 46,5 (mm)
=> εβ = bw sinβ / πm = 46,5 sin12,6289/ (3,14.2,5) = 1,295 εβ > 1 => Ze = 0,7759
dw1 = 56,364 (mm)
T1 = 19773 (Nmm)
KH = KHb. KHv . KHa
Với KHb = 1,05 (bảng 6.7)
KHa = 1,09 (bảng 6.14)
Vận tốc bánh dẫn 1 : v1 = (m/s)
tra bảng 6.13 với 4 < v <10 (m/s), ta chọn cấp chính xác 8
Theo bảng 6.15 => dH = 0,002
Tra bảng 6.16 chọn go = 56
Theo công thức 6.42
=>
KH = KHb . KHv . KHa = 1,05 . 1,09 . 1,1594 = 1,3269
Thay các giá trị trên vào công thức tính ứng suất tiếp xúc :
sH = 274 .1,7288 . 0,7759. = 242,169 (MPa)
Ta thấy sH [sH] , như vậy bánh răng thoả mãn độ bền tiếp xúc.
2.2.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Để răng đảm bảo độ bền uốn thì răng phải thoả mãn yêu cầu sF [sF]
sF1 = 2.T1.KFYeYbYF1/( bwdw1.m)
sF2 = sF1YF2/YF1
Trong đó :
T1 : mômen xoắn trên bánh chủ động, T1 = 19773 (N.mm)
m : môđul pháp, m = 1, (mm)
bw : chiều rộng vành răng, bw = 25 (mm)
dw1 : đường kính vòng lăn bánh chủ động, dw1 = 36,64 (mm)
Yε = 1/εα : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng , Y...

 

Các chủ đề có liên quan khác

Top