Tài liệu Thiết kế sản phẩm với cad

  • Số trang: 82 |
  • Loại file: PDF |
  • Lượt xem: 229 |
  • Lượt tải: 0
hoanggiang80

Đã đăng 20010 tài liệu

Mô tả:

Thiết kế sản phẩm với Cad
Thuyết minh đồ án thiết kế sản phẩm với Cad Lời nói đầu Hiện nay khoa học kỹ thuật đang phát triển nh vũ bão, mang lại những lợi Ých cho con người về tất cả nhữnh lĩnh vực tinh thần và vật chất. Để nâng cao đời sống nhân dân, để hoà nhập vào sự phát triển chung của các nước trong khu vực cũng như trên thế giới. Đảng và Nhà nước ta đã đề ra những mục tiêu trong những năm tới là nước công nghiệp hoá hiện đại hoá. Muốn thực hiện được điều đó một trong những ngành cần quan tâm phát triển nhất đó là ngành cơ khí chế tạo máy vì ngành cơ khí chế tạo máy đóng vai trò quan trọng trong việc sản xuất ra các thiết bị công cụ cho mọi ngành kinh tế quốc dân. Để thực hiện việc phát triển ngành cơ khí cần đẩy mạnh đào tạo đội ngũ cán bộ kỹ thuật có trình độ chuyên môn cao, đồng thời phải đáp ứng được các yêu cầu của công nghệ tiên tiến, công nghệ tự động hoá theo dây truyền trong sản xuất . Qua đồ án này Em đã tổng hợp được nhiều kiến thức chuyên môn, giúp Em hiểu rõ hơn những công việc của một kỹ sư tương lai. Song với những hiểu biết còn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực tế chưa nhiều nên đồ án của Em không tránh khỏi những thiếu sót. Em rất mong được sự chỉ bảo của các thầy trong bộ môn Kỹ Thuật Cơ Khí và các Thầy Cô giáo trong khoa để đồ án của Em được hoàn thiện hơn . Cuối cùng Em xin chân thành cảm ơn sự quan tâm chỉ bảo của các Thầy Cô trong khoa và bộ môn Kỹ Thuật Cơ Khí trường Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp và đặc biệt là sự hướng dẫn tận tình của thầy giáo : Ngày tháng năm 2011 Sinh viên 1 Thuyết minh đồ án thiết kế sản phẩm với Cad Tài liệu tham khảo: 1. Tính toán thiết kế Hệ dẫn động cơ khí .T1 ( I ) 2. Tính toán thiết kế Hệ dẫn động cơ khí .T2 ( II ) Mục lục trang Phần I: tính toán động học hệ dẫn động cơ khí 1. Tính chọn động cơ điện 1.1. Chọn kiểu loại động cơ 4 1.2. Chọn công suất động cơ 5 1.3. Chọn tốc độ đồng bộ của động cơ 5 1.4. Chọn động cơ thực tế 6 1.5. Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ 6 2. Phân phối tỉ số truyền Tỉ số truyền cho các bộ truyền trong hộp giảm tốc 7 3. Tính toán các thông số trên các trục 7 3.1 số vong quay trên các trục 7 3.2. Tính cong suat trên các truc 8 3.3. Tính mô men xoắn trên các trục 8 3.4. Lập bảng kết quả 9 Phần II: Thiết kế các chi tiết truyền động 1. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm 10 2. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh 16 3. Kiểm tra điều kiện bôi trơn cho hộp giảm tốc 22 4. Kiểm tra điều kiện chạm trục 23 Phần III: thiết kế các chi tiết đỡ nối A Thiết kế trục 24 1.1.Tính trục theo độ bền mỏi Tính sơ bộ 2 Thuyết minh đồ án thiết kế sản phẩm với Cad Tính gần đúng Tính chính xác Tính trục theo độ bền tĩnh (tính quá tải) Tính độ cứng cho trục B Tính chọn ổ lăn 42 1.1. Chọn phương án bố trí ổ 1.2. Tính ổ theo khả năng tải động 1.3. Tính ổ theo khả năng tải tĩnh C Tính chọn then 47 1. Tính chọn then cho trục I 2. Tính chọn then cho trục II 3. Tính chọn then cho trục III D chọn khớp nối 51 Phần IV: cấu tạo vỏ hộp, các chi tiết phụ và chọn chế độ lắp trong hộp 1. Thiết kế các kích thước của vỏ hộp 2. Thiết kế các chi tiết phụ (chốt đTHnh vTH, bu lông vòng vv…) 3. Chọn các chế độ lắp trong hộp 3 53 Thuyết minh đồ án thiết kế sản phẩm với Cad Tài liệu tham khảo 1. Trịnh Chất, Lê Văn Uyển, Tính toán hệ dẫn động cơ khí, tập I,NXB Giáo dục, 1999 [I] 2. Trịnh Chất, Lê Văn Uyển, Tính toán hệ dẫn động cơ khí, tập II,NXB Giáo dục, 1999 [II] 4 Thuyết minh đồ án thiết kế sản phẩm với Cad 5 Thuyết minh đồ án thiết kế sản phẩm với Cad PHẦN I CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN Ι . Chọn động cơ điện : 1.1 . Chọn kiểu loại động cơ điện : Việc chọn 1 loại động cơ điện dùng cho hộp giảm tốc hiện nay thật là đơn giản xong chóng ta cần chọn loại động cơ sao cho phù hợp nhất với hộp giảm tốc của chúng ta , phù hợp với điều kiện sản xuất , điều kiện kinh tế ... : Động cơ điện một chiều : loại động cơ này có ưu điểm là có thể thay đổi trị số của mômen và vận tốc góc trong phạm vi rộng , đảm bảo khởi động êm , hãm và đảo chiều dễ dàng ... nhưng chúng lại có nhược điểm là giá thành đắt , khó kiếm và phải tăng thêm vốn đầu tư để đặt thiết bị chỉnh lưu , do đó được dùng trong các thiết bị vận chuyển bằng điện , thang máy , máy trục , các thiết bị thí nghiệm ... Động cơ điện xoay chiều : bao gồm 2 loại : một pha và ba pha Động cơ một pha có công suất nhỏ do đó chỉ phù hợp cho các dụng cụ gia đình . Trong công nghiệp sử dụng rộng rãi động cơ ba pha :đồng bộ và không đồng bộ . So với động cơ ba pha không đồng bộ , động cơ ba pha đồng bộ có ưu điểm hiệu suất và cosϕ cao , hệ số tải lớn nhưng có nhược điểm : thiết bị tương đối phức tạp , giá thành cao vì phải có thiết bị phụ để khởi động động cơ , do đó chúng được dùng cho các trường hợp cần công suất lớn (100kw) , khi cần đảm bảo chặt chẽ trị số không đổi của vận tốc góc . Động cơ ba pha không đồng bộ gồm hai kiểu : rôto dây cuốn và rôto lồng sóc . Động cơ ba pha không đồng bộ rôto dây cuốn cho phép điều chỉnh vận tốc trong một phạm vi nhỏ ( khoảng 5%) , có dòng điện mở máy thấp nhưng cosϕ thấp ,giá thành đắt , vận hành phức tạp do đó chỉ dùng thích hợp trong một phạm vi hẹp để tìm ra vận tốc thích hợp của dây chuyền công nghệ đã được lắp đặt . Động cơ ba pha không đồng bộ rôto lồng sóc có ưu diểm là kết cấu đơn giản , giá thành hạ , dễ bảo quản, có thể trực 6 Thuyết minh đồ án thiết kế sản phẩm với Cad tiếp vào lưới điện ba pha không cần biến đổi dòng điện song hiệu suất và hệ số công suất thấp so với động cơ ba pha đồng bộ , không điều chỉnh được vận tốc . Từ những ưu , nhược điểm trên cùng với điều kiện hộp giảm tốc của ta và được sự chỉ dẫn của thầy cô , em đã chọn Động cơ điện ba pha lồng sóc. 1.2 . Tính chọn công suất và số vòng quay của động cơ: Động cơ được chọn phải có công suất định mức dc Pdm ≥ Pdtdc dc Pdm - Pdtdc - dc Pdm thoả mãn điều kiện : (kW) công suất định mức của động cơ; công suất đẳng trị trên trục động cơ. Do tải trọng là không đổi nên có thể xác định theo công thức : Plvdc = Plvct Pdtdc ≥ Plvdc Plvct Công suất làm việc trên trục động cơ ηΣ - công suất làm việc trên trục công tác Plvct = Ft v 5000.1,2 = = 6,0 (kW ) 1000 1000 ηΣ - hiệu suất truyền động từ trục động cơ đến trục công tác : n η Σ = ∏η i = η k .η ol4 .ntt2 i =1 Theo bảng 2.3, ta chọn hiệu suất của các bộ truyền và các cặp ổ trong hệ thống nh sau : ηk = 1 Hiệu suất bộ truyền Khớp nối Hiệu suất một Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng ntt = 0,97 ηo = 0,99 Hiệu suất Một cặp ổ lăn Hiệu suất của hệ thống : ηΣ = ηk .ηol4 .ntt2 = 1.0,99 4.0,97 2 = 0,903 = 90,3% Suy ra : Công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ : Plvdc = 6,0 = 6,65 ( kW ) 0,903 Theo sơ đồ tải trọng không đổi, ta có : 7 Pdtdc ≥ Plvdc . Thuyết minh đồ án thiết kế sản phẩm với Cad Công suất của động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ đảm bảo cho khi động cơ làm việc nhiệt độ sinh ra không quá mức cho phép. Muốn vậy, ta cần thoả mãn điều kiện dc Pdm ≥ Pdtdc . (1) Vậy : Công suất đẳng trị trên trục động cơ phải thỏa mãn: dc Pdm ≥ 6,65 ( kW ) 1.3 xác định số vòng quay đồng bộ của động cơ : Do hệ dẫn động xích tải nên số vòng quay của trục công tác được tính nh sau : nct = 60.10 3 v 60.10 3.1,2 = = 101,2 (v / ph) Z.p 28.25,4 Với : v : Vận tốc vòng của xích tải Z : Số răng đĩa xích tải p : Bước xích tải + Xác định số vòng quay đồng bộ nên dùng cho động cơ : Chọn sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ : Kể đến sự trượt nên : ndb = 1500 (v / ph) ndb = 1450 (v / ph) n 1450 db Tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống : u sb = n = 101,2 = 14,3 ct Tra bảng 1.2 ta thấy usb nằm trong khoảng u nờn dựng Có 8<14,3<40 Dễ thấy u sb nằm trong khoảng u của hệ thống nên chọn udb = 1500 (v / ph) (2) Từ (1) và (2) ta Chọn động cơ: Với Plvdc = 6,65 (kW ) , tốc độ đồng bộ 1500 (v / ph) Tra bảng P1.3 ta chọn loại động cơ với các thông số nh sau : Loại động cơ K160S4 Vận tốc quay Công suất (v/ph) (kw) 1458 7,5 Cosϕ 0.86 η% 885 Tmax/Tdn 2.2 1.5. Kiểm tra điều kiện mở máy , điều kiện quá tải cho động cơ: a . Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ : 8 IK/Idn 5,8 Thuyết minh đồ án thiết kế sản phẩm với Cad Khi khởi động , động cơ cần sinh ra một công suất mở máy đủ lớn thắng sức ỳ của hệ thống . Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ theo dc Pmm ≥ Pbddc công thức: dc Pmm Trong đó : dc Pmm = : là công suất mở máy trên trục động cơ Tk dc .Pdm = 2,2.7,5 = 16,5 ≈ 17 (kW ) Tdn Pbddc = K bd .Plvdc = 1,5.6,65 = 9,97 ≈ 10( kw) Ta thấy : dc Pmm ≥ Pbddc ( 17>10 ) thỏa mãn điều kiện mở máy nờn mỏy hoạt động bình thường II . Phân phối tỷ số truyền : Tỷ số truyền chung của toàn hệ thống : u∑ = ndc 1450 = = 14,3 nct 101,2 Trong đó nct ndc là số vòng quay của động cơ (v/ph) là số vòng quay của trục công tác (v/ph) Do hệ dẫn động gồm các bộ phần truyền mắc nối tiếp nên : u∑ = ung .uh u ng uh =1 :là tỉ số truyền các bộ truyền ngoài hộp, do đây là khớp nối : tỷ số truyền bộ truyền trong hộp. Do đó uh = u ∑ =14,3 TỈ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc Vì đây là hộp giảm tốc bánh răng cấp nhanh tỏch đụi Tỉ số truyền trục 2 9 Thuyết minh đồ án thiết kế sản phẩm với Cad 0.333  K ×ψ  u2 ≈ 0.8055 × C 2 ba 2 uh ÷  ψ ba1  =2,265 u1 = uh/u2 = 14,3/2,265 =6,313 III . Xác định các thông số trên các trục: 1.TỐC ĐỘ QUAY CỦA CÁC TRỤC trục I : nΙ = nđc 1450 = = 1450(v / p ) u đc−1 1 trục II: nΙΙ = nΙ 1450 = = 229,68(v / p ) u Ι−ΙΙ 6,313 trục III: nΙΙΙ = nΙΙ u ΙΙ−ΙΙΙ = 229,68 = 101,4(v / p ) 2,265 2Tính công suất danh nghĩa trên các trục : Ta có : Công suất trên các trục động cơ : Pdc = Plvdc = 6,65 (kW ) Khi đó : Công suất trên trục I : PI = Pdc .ηdc +I .η0 = 6,65.1.0,99 = 6,584 ( kW ) Công suất trên trục II: PII = PI .ηbr .η0 = 6,584.0,97.0,99 = 6,323( kW ) 10 Thuyết minh đồ án thiết kế sản phẩm với Cad Công suất trên trục II: PIII = PII .ηbr .η0 = 6,323.0,97.0,99 = 6,072 (kW ) 3.3 . Tính mômen xoắn trên các trục : Ta có Mômen xoắn trên trục thứ k được xác định theo công thức : Tk = 9,55.106. pK nk Momen xoắn trên trục động cơ. Tdc = 9,55.10 6.6,65 = 43798 (N.mm) 1450 các mômen xoắn trên trục động cơ I, II, III là : Trục I : T1 = 9,55.10 6.6,584 = 43364 (N.mm) 1450 Trục II : T2 = 9,55.10 6.6,323 = 262908 (N.mm) 229,68 ( T2 *= T2 /2=131454 (N.mm) ) Trục III: T3 = 9,55.10 6.6,072 = 571870 (N.mm) 101,4 3.4 Lập bảng thông số khi làm việc: TS TS Trôc Trục Trục động cơ Trục I Tốc độ quay N (v/ph) 1450 Tỷ số truyền u 1 1450 11 Công suất (kW) Mô men xoắn T(N.mm ) 6,65 43798 6,584 43364 Thuyết minh đồ án thiết kế sản phẩm với Cad 6,313 Trục II 229,68 Trục III 101,4 2,265 6,323 262908 6,072 571870 PHẦN 2 : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG I : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM 1 . Chọn vật liệu : Đây là hộp giảm tốc chịu công suất trung bình nhỏ nên ta chọn vật liệu là thép nhóm I có độ rắn HB<350 . Khi đó Bánh răng được thường hoá hoặc tôi cải thiện. Vì độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác, đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn cao. Cụ thể, tra Bảng 6.1 ta chọn : Loại bánh răng Nhãn hiệu thép Nhá 45 Lớn 45 Nhiệt luyện Độ rắn Tôi hạn σb HB cải thiện Thườ 192...240 HB ng hoá 170...217 12 Giới Giới bền hạn (MPa) chảy σch (Mpa) 750 450 600 340 Thuyết minh đồ án thiết kế sản phẩm với Cad 2. Xác định ứng suất cho phép (tra bảng 6.2 ) Trị số của σHo lim và σFo lim là trị số ứng suất cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở, tra Bảng 6.2 ta chọn : ứng suất tiếp xúc cho phép với số chu kỳ cơ sở : σ H0 lim = 2.HB + 70 ứng suất uốn cho phép với số chu kỳ cơ sở : σ F0 lim = 1,75HB Hệ sè an toàn khi tình về tiếp xúc, uốn : S H =1,1 ; S F = 1,75 Chọn độ rắn của bánh răng nhỏ : HB3 = 200 Chọn độ rắn của bánh răng lớn : HB4 = 190 Nh vậy ứng suất tiếp cho phép: Bánh răng nhỏ: σH0 lim 3 = 2.HB3 + 70 = 2.200 + 70 = 470 (MPa) bánh răng lớn: σ H0 lim 4 = 2.HB4 + 70 = 2.190 + 70 = 450 (MPa) Bộ truyền quay một chiều và tải trọng đặt một phía nên hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải ta chọn: K FC =1. Sè chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc : N HO = 30.HB 2,4 Vậy ta có : Bánh nhá Bánh lớn (HB là độ rắn Brinen) N HO3 = 30.200 2,4 = 9,99.106 N HO4 = 30.190 2,4 = 8,83.10 6 - Sè chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi tính về uốn N FO = 4.10 6 với tất cả các loại thép - Sè chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương N HE , N FE 13 Thuyết minh đồ án thiết kế sản phẩm với Cad Vì tải không đổi nên: N HE = N FE = 60.c.n.t ∑ N= Với : c : số lần ăn khớp lại trong một vòng quay n : số vòng quay trong 1 phót (n2=229,68(v/ph);n3=101,4(v/ph)) t∑ : tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét. Ta có: c = 1 (do tải trọng quay 1 chiều nên trong 1 vòng quay 1 đôi răng ăn khớp 1 lần) t∑ = 1.8.(365.0,9).8 = 21024 (h) Vậy : N HE 3 = N FE 3 = 60.1.229,68.21204 = 29,22.10 7 (chu kỳ) N HE > N HO ta thấy : Nên ta chọn : N HE = N HO  N FE > N FO , N FE = N FO , K HL = K FL = 1 Khi đó , ứng suất tiếp xúc cho phép [σ BH ] = σ H lim B .K HL SH [σH 3 ] = 470 .1 = 427,27 1,1 ( MPa) [σH 4 ] = 450 .1 = 409,09 ( MPa) 1,1 Ta chọn bánh răng trụ răng thẳng nên: [σ H ] = 409,09( MPa) TA CÓ σF0 lim 3 =1,8.HB3 =1,8.200 = 360 (MPa) [σF 3 ] = 360 .1.1 = 205,7 1,75 [σF 4 ] = 342 .1.1 =195,43 1,75 ( MPa) ( MPa) ứng suất cho phép khi quá tải : 14 Thuyết minh đồ án thiết kế sản phẩm với Cad [σ F 3 ] max = 0,8.σ ch1 = 0,8.450 = 360 ( MPa) [σ F 4 ] max = 0,8.σ ch 2 = 0,8.340 = 272 ( MPa) ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải [σ H 3 ] max = [σ H 4 ] max = 2,8.σ ch = 2,8.340 = 952 ( MPa) 1.3 . Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền : 1.3.1. Khoảng cách trục: aw = K a (u2 + 1). 3 T2 .K Hβ [σ H ] 2 .u2 .ψ ba trong đó : ψba : hệ số chiều rộng vành răng, là tỉ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục. Tra Bảng 6.6 (I) ta chọn ψba Ka = 0,4 : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng. Tra bảng 6.5 ta chọn K Hβ : K a = 49 MPa 1 / 3 Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc. Với hệ số ψbd = 0,5.ψ ba .(u 2 + 1) = 0,5.0,4.(2,265 + 1) = 0,653 Tra bảng 6.7 (I)Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng K Hβ va K Fβ ta a w = 49( 2,265 +1). 3 chọn K Hβ =1,02 , K Fβ =1,02 262908.1,02 ≈ 177 (mm) 409,09 2.2,265.0,4 b. Xác định các Thông số ăn khớp : Môđun mn = (0,01 ÷ 0,02).a w = (0,01 ÷ 0,02).177 = (1,77 ÷ 3,54) Tra bảng Trị số tiêu chuẩn của môđun, ta chọn môđun : mn = 3 (mm) b W Chiều rộng vành răng : .ψ ba = a w bw = aw .ψba =177.0,4 = 70,8 (mm) Số răng banh nhỏ : 15 Thuyết minh đồ án thiết kế sản phẩm với Cad z3 = 2aw 2.177 = = 36,32 ( chọn z3 =37 răng) m(u2 + 1) 3(2,265 + 1) Số răng banh lớn: z4 = u2 . z3 =2,265.37=83,8 (chọn z 4 =84 răng) ⇒ zt = z4 + z3 =84+37=121răng aw = mn Z t 3.121 = = 181,5( mm) 2 2 Tỉ số truyen thực u=84/37=2,27 1. các thông số hình học của bộ truyền: o đường kính vòng chia: d3= z3 . m= 37. 3 = 111 mm d4 =z4 . m=84 . 3 = 252 mm o đường kính vòng đỉnh: d a 3 = d 3 + 2.m = 117 mm d a 4 = d 4 + 2.m = 258 mm + Đường kính lăn : d w3 = 2a w 2.177 = = 108,43( mm) u 2 +1 2,265 +1 d w 4 = u 2 d w3 = 2,265.108,43 = 245,59(mm) o khoảng cách trục aw = o chiều rộng vành răng bánh bị dẫn: b4 =ψ ba .a = 0,4.180,7 = 72,28 bánh dẫn: o z1.m(1 + u ) ≈ 180,7 mm 2 mm. b3 = b4 + 5 = 72,28 + 5 = 77,28 vân tốc vòng bánh răng v= π .d 3 .n2 π .108.229,68 = = 1,299(m / s ) 60000 60000 Theo bảng 6.13 [3] chọn cấp chính xác là 9. o Xác định giá trị các lưc : Bánh dẫn 16 mm Thuyết minh đồ án thiết kế sản phẩm với Cad 2T 2 lực vòng : Ft 2 = d = 3 2.131454 = 2434,3N 108 lục hướng tâm: Fr2= Ft2tgα= 886N. (goc ap lực α=200 ) bánh bị dẫn: 2T 3 lực vòng : Ft 3 = d = 4 2.571870 = 4649,4 N 246 lực hướng tâm: Fr2= Ft2tgα=1692,2N. 2. kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc Theo bảng P2.3 phụ lục, ta chọn hệ số tải trọng động : K HV =1,05 K FV =1,07 Tra bảng 6.5 chon Z M = 274 (MPa 1/3 ) ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc : ZH = 2. cos βb = sin 2.α tw 2. cos(0 0 ) = 1,76 sin( 2.20 0 ) KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc : K H = K Hβ .K Hα .K Hv =1,02.1,01.1,1=1,13 Ta có hệ số trùng khớp dọc ε β = bw sin β 70,8. sin 0 0 = =0 mnπ 3.3,14 εα = (1,88 − 3,2(1 / z3 +1 / z4 )) cos β =1,75 Zε : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng : Zε = (4 − εα ) / 3 = 0,86 δH = Z M .Z H .Zε d3 2.T2 .K H .(u + 1) = 389,7 MPa < [δ H ] = 409,09 MPa bw .u Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [σH]CX = [σH].Zv.ZR.KxH ⇒ lấy KxH = 1 , Zv=1 Với cấp chính xác 9 chọn ZR = 0,96 [σH]CX = 409,09.1.1.0,95=392,7( MPa) 17 Thuyết minh đồ án thiết kế sản phẩm với Cad ∆σ H = chênh lệch: 392,7 − 389,7 100% = 0,76% < 4% 392,7 bánh răng thỏa mãn điều kiện ứng xuất tiếp xúc. 2 Tinh lai b w 3.  389,7  =70,8.  392,7    =69,7(mm) kiểm nghiệm độ bền uốn σF 3 = σF4 = 2.T2 .K F .Yε .Yβ .YF 3 bw3 .d w3 .mn ≤ [σ F 3 ] σ F 3 .YF 4 ≤ [σ F 4 ] YF 3 Trong đó : T2 : mômen xoắn trên bánh chủ động T2 =262908 (N.mm) mn : modun pháp mn = 3 (mm) Yε : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Yβ : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng : Yε = 1 εα = 1 = 0,571 1,75 Yβ =1 YF3, YF4 : là hệ số dạng răng của bánh 3 và 4, chúng phụ thuộc vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh Z3 37 Số răng tương đương : Zv3 = Z v 3 = cos3 β = (1)3 = 37 Zv4 = Z4 84 = 3 = 84 3 cos β (1) Vì ta không dùng răng dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x = 0 . Tra Bảng 6.18 [1] :Trị số của hệ số dạng răng ta được : YF3= 3,7 YF4= 3,6 Tra Bảng 6.7 [1] :Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng được KFβ= 1,08 18 Thuyết minh đồ án thiết kế sản phẩm với Cad Tra Bảng 6.14 : trị số hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn với bánh răng thẳng KFα = 1,37 ( v <5) K F = K Fβ .K Fα.K Fv =1,08.1,37.1,07 =1,58 σF 3 = 2.T2 .K F .Yε .Yβ .YF 3 bw .d w3 .mn σF4 = = 2.262908.1,58.0,571.1.3,7 = 77.44 ( MPa) < [σ F 3 ] 69,7.108,4.3 σ F 3 .YF 4 77,44.3,6 = = 75,35 ( MPa) < [σ F 4 ] YF 3 3,7 ⇒ thoả mãn điều kiện độ bền uốn 1.3.5 . Kiểm nghiệm răng về quá tải : Khi làm việc răng có thể bị quá tải ( VD : lúc mở máy , hãm máy ..) với hệ số quá tải K qt = K bd =1,5 ứng suất tiếp xúc cực đại : σH max =σH . K qt = 389,7. 1,5 = 477,28 ( MPa ) <[σH ]max =952 ( MPa) - thoả mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt. ứng suất uốn cực đại : σF 3 max = σF 3 .K qt = 77,44.1,5 =116,16 <[σF 3 ]max = 360(Mpa) σ F 4 max = σ F 4 .K qt = 75,35.1,5 =113,02 < [σ F 4 ]max = 272( Mpa) thoả mãn điều kiện phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng 19 Thuyết minh đồ án thiết kế sản phẩm với Cad BẢNG THÔNG SỐ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC 20
- Xem thêm -