tuan151219
New Member
Download miễn phí Đồ án Môn chi tiết máy
Kx – hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt. Bảng 10.8, các đoạn trục được gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra = 2,5 0,63 (m), do đó Kx = 1,06
Ky – hệ số tăng bền bề mặt trục, phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt và cơ tính vật liệu. Bảng 10.9, không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt do đó Ky =1
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:
a)c. Xác định sơ bộ khoảng cách trục.
aw1 = Ka (u + 1)
T3 : Mômen xoắn trên trục bánh chủ động của cấp nhanh, (N.mm)
T1 = 8511,96 (N.mm)
Ka : hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng .Theo bảng 6.5 ta chọn Ka=43
Yba : hệ số chiều rộng bánh răng, Yba = bw/aw , theo bảng 6.6 ta chọn
Yba = 0,4
=> ybd = 0,53yba(u +1) = 0,53 . 0,4 (5,93 + 1) = 1,47
KHβ : hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng .
Tra theo ybd ứng với bảng 6.7 , sơ đồ 3 ta có : KHB = 1,24
[sH] : ứng suất tiếp xúc cho phép, [sH]=418,2 (MPa)
Thay các giá trị trên vào công thức tính sơ bộ khoảng cách trục :
aw1 = 43 .(6,42 + 1). (mm)
Chọn aw1 = 90 (mm)
d. Các thông số ăn khớp.
Mô đun pháp m = ( 0,01 á 0,02 ) aw1 = 0,9á 1,8(mm)
Theo dãy tiêu chuẩn ta chọn m = 1,5 (mm)
Chọn sơ bộ góc nghiêng của răng: b = 30 o => cosb = 0,866
=> số răng bánh nhỏ (bánh 1) :
Ta lấy Z1 = 15 (răng)
=> số răng bánh lớn (bánh 2) : Z2 = u.Z1 = 5,93.15 = 89 (răng)
ta lấy Z2 = 89 (răng)
Do vậy tỷ số truyền thực : um = Z2 / Z1 = 89/ 15 = 5,93
Tính lại b : cosb = m(Z1 + Z2) / 2aw1 = 1,5.(15 + 89)/ 2. 90 = 0,866
=> b=
Như vậy, ta có các thông số về bánh răng :
Đường kính vòng chia :
d1 = dw1 = m . Z1/ cosb = 1,5.15 / 0,866ằ 25,98(mm)
d2 = dw2 = m . Z2/ cosb = 1,5 .89 / 0,866 ằ 154,16 (mm)
Chiều rộng vành răng bw = ya . aw = 0,4 .90 = 36 (mm)
e. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Để bánh răng đảm bảo về độ bền tiếp xúc thì ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc sH phải thoả mãn điều kiện sau : sH [sH]
sH = ZM ZH Ze
Trong đó :
ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng của cơ tính vật liệu bánh răng
tra bảng 6.5 ta có ZM = 274 ()
ZH : Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
ZH =
b : góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở : tg b = cost . tg
=> b = arctg(cost . tg)
t : góc prôfin răng : t = arctg(tg/ cos)
Bánh răng nghiêng không dịch chỉnh nên góc ăn khớp tw = t
: góc prôfin gốc, theo TCVN 1065-71 lấy = 20o
=> tw = t = arctg(tg20/ 0,866) =
=> b = arctg(cos22,797 . tg30,033) =
=> ZH = =1,57
Ze : Hệ số xét đến sự trùng khớp răng
eb : hệ số trùng khớp dọc : eb = bwsin/(m)
với bw =. aw = 0,4 . 90 = 36 (mm)
=> eb = = 3,822
eb > 1 => Zε được xác định bằng hệ thức Zε = , với là hệ số trùng khớp ngang:
=> Zε = = 0,842
KH : Hệ số tải trọng
KH = KHα .KHβ . KHv
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ : dw1 = 25,98 (mm)
=> vận tốc vòng v1 = (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 = 1,24
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= = 1,03
=> KH = KHβ .KHα . KHv = 1,24 . 1,13 . 1,03 = 1,443
Từ các thông số trên ta tính được :
= 393,7 (MPa)
Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [sH] = [sH]. ZRZVKxH
Với v = 1,25 (m/s) < 5 (m/s) ị 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 … 1,25 (mm). Do đó
ZR = 0,95, với da< 700 (mm) ị KxH = 1
ị [sH] = 418,2 . 1 . 0,95 . 1 = 397,29 (MPa).
Như vậy sH [sH], răng thoả mãn độ bền tiếp xúc.
f. 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 = 8511,96 (N.mm)
m : môđul pháp, m = 1,5 (mm)
bw : chiều rộng vành răng, bw = 36 (mm)
dw1 : đường kính vòng lăn bánh chủ động, dw1 = 25,98 (mm)
Yα = 1/εα : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng ,
Yα = 1/εα = 0,71
Yβ : hệ số kể đến độ nghiêng của răng, Yβ = 1- β0/140 = 1- 30,003/140 = 0,786
YF1 , YF2 : hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2, phụ thuộc vào số răng tương đương
Ztđ1và Ztđ2:
Ztđ1 = Z1/cos3b = 15/(0,866)3 = 23
Ztđ2 = Z2/cos3b = 89/(0,866)3 = 137
Tra bảng 6.18, ta có YF1= 4 ; YF2= 3,60
KF : hệ số tải trọng khi tính về uốn :
KF = KFb.KFa.KFv
KFb = 1,5 (tra bảng 6.7)
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 = 1,5 . 1,37 . 1,0569 = 2,17
Thay các thông số trên vào công thức tính ứng suất uốn ta được :
sF1 = 2 . 8511,96.2,17.0,71.0,786.4 / (36.25,98. 1,5) = 58,78 (MPa)
sF2 = sF1 . YF2 / YF1 = 58,78 . 3,6 / 4 = 52,9 (MPa)
Ta thấy điều kiện về độ bền uốn của bánh răng được thoả mãn :
sF1 < [sF1] =226,29 (MPa), sF2< [sF2] = 214,97 (Mpa)
Như vậy bánh răng đảm bảo về độ bền uốn .
g. Kiểm nghiệm răng về quá tải.
Hệ số quá tải Kqt = Tmax/ T = 1,4
sHmax = sH . (Mpa) < [sH]max
sF1max = sF1. Kqt = 58,78. 1,4 = 82,3 (Mpa)
sF2 max = sF2. Kqt = 52,9. 1,4 = 74,06 (Mpa)
Như vậy sFmax < [sF]max ; sHmax < [sH]max , răng đảm bảo điều kiện quá tải.
Kết luận : Bộ truyền cấp nhanh làm việc an toàn.
2. Tính toán bộ truyền cấp chậm.
a. Xác định sơ bộ khoảng cách trục.
aw2 = Ka (u + 1)
T2 : Mômen xoắn trên trục bánh chủ động của cấp chậm , (N.mm)
T2 = 48899,61 (N.mm)
Ka: hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng.Theo bảng 6.5 ta chọn Ka=49,5
Yba : hệ số chiều rộng bánh răng, Yba = bw/aw , theo bảng 6.6 ta chọn
Yba = 0,4
=> ybd = 0,53yba(u +1) = 0,53 . 0,4 (4,93 + 1) = 1,26
KHB : hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng .
Tra theo ybd ứng với bảng 6.7 , sơ đồ 7 ta có : KHβ = 1,04
[sH] : ứng suất tiếp xúc cho phép, [sH]= 397,29(MPa) ( Vì cấp chậm dùng bánh răng thẳng nên khi tính ra NHE đều lớn hơn NHO nên KHL = 1 do đó lấy [sH]= = 397,29 Mpa, đã tính ở cấp nhanh )
Thay các giá trị trên vào công thức tính sơ bộ khoảng cách trục :
aw2 = 49,5 .(4,93 + 1) 160,5(mm)
Chọn aw2 = 160 (mm)
b. Các thông số ăn khớp.
Mô đun pháp m = ( 0,01 á 0,02 ) aw2 = 1,6 á 3,2 (mm)
Theo dãy tiêu chuẩn ta chọn m = 2,5 (mm)
=> số răng bánh nhỏ (bánh 3) :
Ta lấy z1 = 22 (răng)
=> số răng bánh lớn (bánh 2) : z2 = u.z1 = 4,93.22 = 108 (răng)
ta lấy z2 = 108 (răng)
Do vậy tỷ số truyền thực : um = z2 / z1 = 108/ 22 = 4,91
Do đó aw2 = m.(z1 +z2)/ 2 = 162,5 (mm)
Lấy aw2=165(mm)
Như vậy, cần dịch chỉnh tăng aw2 :
Hệ số dịch chỉnh tâm : theo 6.22
y= aw2 /m - 0,5. (z1+ z2) = 1
theo 6.23 ky=1000.y/zt =1000.1/(22 +108)= 7,69
theo bảng 6.10 ta tra được kx=0,445 theo (6. 24) Δy=kx.zt/1000 = 0,05785
theo (6 .25) tổng hệ số dịch chỉnh xt=y+ Δy=1,05785
theo (6 .26) hệ số dịch chỉnh bánh 1 x1= 0,5. (xt- (z2- z1).y/zt) = 0,2
hệ số dịch chỉnh bánh 2 x2=xt - x1=0,204 - 0,04 = 0,85785
theo (6 .27) góc ăn khớp :
cosαtw = zt .m. cosα /(2.aw2) =(108+22).2,5.cos(2) /(2.165)=0,925
αtw =22,330
d1= dw1=2.aw2/(um+1)=2.165/(4,91+1) =55,84(mm)
d2 = dw2 = um . dw1 = 274,17 (mm)
Chiều rộng vành răng bw2 = yba . aw2 = 0,4 .165 = 66 (mm)
c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Để bánh răng đảm bảo về độ bền tiếp xúc thì ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc sH phải thoả mãn điều kiện sau : sH [sH]
sH = ZM ZH Ze
Trong đó :
ZM : Hệ s