1. Trang Chủ
  2. Cơ khí - Chế tạo máy
  3. Đề tài: Thiết kế hệ dẫn động cơ khí

Đề tài: Thiết kế hệ dẫn động cơ khí

Chọn động cơ điện để dẫn động máy móc hoặc các thiết bị công nghệ, là giai đoạn dầu tiên trong quá trình tính toán thiết kế máy. Theo yêu cầu làm việc của thiết bị cần được dẫn động.Hệ dẫn động băng tải và đặc tính, phạm vi sử dụng của loại động cơ, ta chọn động cơ ba pha không đồng bộ rô to lồng sóc. Loại động cơ này có ưu điểm: kết cấu đơn giản, giá thành thấp, dễ bảo quản, làm việc tin cậy.Tuy nhiên loại này có... BÁO CÁO TỐT NGHIỆP Đề tài: Thiết kế hệ dẫn động cơ khí MỤC LỤC trang Lời nói đầ

Thể loại Tài liệu miễn phí Cơ khí - Chế tạo máy

Số trang 65

Ngày tạo 8/29/2018 10:09:08 PM +00:00

Loại tệp DOC

Kích thước

Tên tệp

Tải Đề tài: Thiết kế hệ dẫn động cơ khí (.docx) Tải Đề tài: Thiết kế hệ dẫn động cơ khí (.pdf)

Xem mẫu

  1. BÁO CÁO TỐT NGHIỆP Đề tài: Thiết kế hệ dẫn động cơ khí
  2. MỤC LỤC trang Lời nói đầu. 2 PhầnI.Tính động học hệ dẫn động. 3 I.Chọn động cơ. 3 II.Phân phối tỷ số truyền. 5 III.Tinh toán công suất,số vòng quay,mô men xoắn trên các trục 6 dẫn động. IV.Bảng kết quả. 7 PhầnII.Thiết kế chi tiết. 7 I.Thiết kế bộ truyền. 7 A.Thiết kế bộ truyền bánh răng. 7 B.Thiết kế bộ truyền trục vít. 16 C.Thiết kế bộ truyền xích. 22 II.thiết kế trục, lựa chọn ổ lăn và khớp nối. 26 A.Chọn khớp nối. 26 B.Thiết kế trục. 27 C.Chọn ổ lăn. 45 PhầnIII.Thiết kế kết cấu. 52 I.Kết cấu vỏ hộp. 52 II.Kết cấu một số chi tiết. 53 III.Bôi trơn, điều chỉnh, bảng dung sai. 56 PhầnIV.Tài liệu tham khảo. 59
  3. Lời nói đầu Môn học Chi tiết máy là một trong những môn cơ sở giúp cho sinh viên khoa cơ khí nói riêng và sinh viên khoa khác nói chung có một cách nhìn tổng quan về nên công nghiệp đang phát triển như vũ bão. Và là cơ sở để học nhưng môn như dao cắt, công nghệ… Thiết kế đồ án c hi tiết là một việc rất quan trọng, từ đó sinh viên có cơ hội tổng kết lại những kiến thức lý thuyết và làm quen với việc thiết kế. Trong nhà máy xí nghiệp sản xuất, khi cần vận chuyển vật liệu rời (khối hạt,bao gói) chủ yếu sử dụng các máy vận chuyển gián đoạn, các máy vận chuyển liên tục. Khác với các máy vận chuyển gián đoạn, các thiết bị của máy vận chuyển liên tục có thể làm việc trong thời gian dài, chuyển vật liệu theo hướng đã định sẵn một cách liên tục có năng suất cao và được ứng dụng rộng rãi khi cần vận chuyển vật liệu rời.Băng tải là một loại máy thường đ ược sử dụng khi vận chuyển các loại vật liệu như : than đá, cát, sỏi, thóc… Băng tải thường được cấu tạo bởi ba bộ phận chính: Động cơ truyền lực và mô men xoắn đến hộp giảm tốc tiếp đó đến băng tải. Hộp giảm tốc thường dùng cho băng tải là hộp giảm tốc bánh răng trụ một, hai cấp, bánh vít – trục vít, bánh răng – trục vít . ưu nhược điểm băng tải: Băng tải cấu tạo đơn giản, bền, có khả năng vận chuyển vật liệu theo hướng nằm ngang, nằm nghiêng (hay kết hợp cả hai) với khoảng cách lớn, làm việc êm, năng suất tiêu hao không lớn. Nhưng băng tải còn có một số hạn chế như: tốc độ vận chuyển không cao, độ nghiêng băng tải nhỏ(< 240) , không vận chuyển được theo hướng đường cong. Để là m quen với việc đó em được giao Thiết kế dẫn động băng tải(xích tải),với những kiến thức đã học và sau một thời gian nnghiên cứu cùng với sự giúp đỡ tận tình c ủa thầy cô giáo,sự đóng góp trao đổi xây dựng của bạn bè.Em đã hoàn thành được đồ án được giao. 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 đ ược sự chỉ bảo của các thầy trong bộ môn thầy giáo và bộ môn Cơ sở thiết kế máy để đồ án của em được hoàn thiện hơn. Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo trong bộ môn đã tận tình giúp đỡ em đặc biệt là thầy giáo hướng dẫn Lê Văn Uyển.
  4. Hà Nội , Ngày 9 tháng 4 năm 2007 Sinh viên Đinh Duy Khoẻ PhẦnI.Tính động học hệ dẫn động. I.Chọn động cơ. 1.Chọn loại động cơ. Chọn động cơ điện để dẫn động máy móc hoặc các thiết bị công nghệ, là giai đoạn dầu tiên trong quá trình tính toán thiết kế máy. Theo yêu cầu làm việc của thiết bị cần được dẫn động.Hệ dẫn động băng tải và đặc tính, phạm vi sử dụng của loại động cơ, ta chọn động cơ ba pha không đồng bộ rô to lồng sóc. Loại động cơ này có ưu điểm: kết cấu đ ơn giản, giá thành thấp, dễ bảo quản, làm việc tin cậy.Tuy nhiên loại này có nhược điểm là hiệu suất và cos() thấp (so với động cơ đồng bộ), không điều chỉnh vận tốc được. Ta chọn sơ đồ khai triển hệ đãn động sau: 1. Động cơ điện. 2. Bộ truyền bánh răng. . 3. Bộ truyền trục vít – bánh vít 4. Băng tải. 5. Khớp nối.
  5. 2.Tính công suất động cơ.  .Pt -Ta có: Pct  (I.1). h -Mà  = . . .tv . . .   . . .tv . 4 (I.2). 0L X 0L k br X k 0 L br 0L Tra bảng 2.3 (trang 19…).ta được   0,99 ;   0,99 ;   0,98 ;   0,93 X k k br tv  0,82 (z1=2). Thay tất cả vào công thức 1.2 ta được   0,99.0,98.0,82.0,93.0,994  0,71. -Vì tải trọng là thay đổi ta có: 2    2  pi   2 t     0   .ti /   0 i   p      1   p2 p2 p2        2 .t  / t  t  t   0 .t  1 .t      p2 0 p2 1 p2 2  0 1 2   1 1 1      0  5  0,82.3  /  0  5  3         0,93 . -Tính tải trọng ngoài. F .V 20000.0,18 Pt    3,6 1000 1000 -Thay lại công thức (1.1) ta được 3,6 Pct  0,93.  4,71(kw) 0,71 3.Chọn nsb của động cơ. -Ta có: u  u .u x (1.3) ch h -uh là tỉ số truyền của hộp giả tốc bánh răng trục vít:uh=45 60 -ux là tỉ số truyền của bộ truyền xích: ux=25 Vậy
  6. u u .u  2.45  90. chmin hmin x min u  3.60  180. u .u h max X max ch max -Tốc độ quay của bánh công tác 60000.V 60000.0,18 n   10,75(v / ph) lv  .D 3,14.320 mà n  u .n Sb ch lv n =90.10,75=967,5(v/ph) Sbmin n =180.10.75=1935(v/ph) Sbmax Vậy ta chọn nsb c ủa động cơ là :nsb=1500(v/ph). *Kết luận:Vì động cơ đặt nằm ngang nên chỉ tiêu về khối lượng của động cơ không phải làchỉ tiêu được quan tâm đầu tiên ,mà chỉ tiêu đặt cao hơn là mô men mở máy phải lớn .Do đó ta chọn động cơ loại k.Cụ thể tra bảng (P1.1).Ta chọn động cơ K132M4 có các thông số sau đây: +Pđc=5,5(KW). +nđc=1445(v/ph). +=0,86 + cos  0,86 T + k 2 T d +Khối lượng của động cơ m=72(kg). +tra bảng 1.4 ta được đường kính của động cơ là:D=32mm. II.Phân phối tỉ số truyền. -Ta có tỉ số truyền trong hệ dẫn động cơ khí: n  u .n (1.4) Sb ch lv Mà u  u .u x ch h Chọn sơ bộ ux=2,5 134,42 u   53,77 h 2,5 -Mà u  u .utv (1.5) h br Để chọn ubr ta dựa vào hình 3.24(trang 46).Vì là cặp bánh răng thẳng ta chọn C=0,9.Dựa vào uh=53,77 gióng lên ta có được ubr=2,2.Thay lại công 53,77 thức (1.5) ta được utv   24,44 .Ta chọn u tv =25 .Vậy u =55 h 2,2 -Thay công thức(1.4) ta được tỉ số truyền chính xác của bộ truyền xích
  7. 134,42 ux   2,44 55 III.Tính toán công suất,số vòng quay,mô men xoắn trên các trục của hệ dẫn động. 1.Tính công suất (P). Pt  P  3,6(kw) 4 P 4  3,6 P  3,91(kw) 3  . x 0,99.0,93 0l P 3  3,91  4,82(kw) P 2  . 0,99.0,82 0l tv P 2  4,82  4,96(kw) . P 1  . 0,99.0,98 ol br 2.Tính số vòng quay n. n  n  1445(v / ph). 1 dc n 1445 n  dc   656,82(v / ph). 2u 2,2 br n 1445 n  dc   26,27(v / ph). 3u 55 h n 1445 n  3  10,76(v / ph) . 4 u 2,44 3.Tính mô men xoắn trên các trục (T). -Ta có công thức tổng quát liên hệ giữa mô men xoắn(T) và tốc độ quay n 9,55.106.P là: T  n -Trên trục động cơ: 9,55.106.P 6 dc  9,55.10 .5,07  33508( N .mm) T dc n 1445 dc -Trên trục bánh răng 1:
  8. 9,55.106.P 9,55.106.4,96 1 T  32781(kw) 1 n 1455 1 -Trên trục 2(bánh răng trục vít). 9,55.106.P 9,55.106.4,82 2 T  70082(kw) 2 n 656,82 2 -Mô men xoắ trên trục 3. 9,55.106.Pt 9,55.106.3,91  1421412(kw) . T  3 n 26,27 lv -Mô men trên trục ra (trục 4). 9,55.106.Pt 9,55.106.3,6 T   3195167(kw) 4 n 10,76 lv IV.Lập bảng tổng kết. Phần II.Thiết kế chi tiết. I.Thiết kế bộ truyền. A.Thiết kế bộ truyền bánh răng. 1.Chọn vật liệu. -Vì công suất trên bánh dẫn P=4,96 (KW) không quá lớn.Bộ truyền không có yêu cầu gì đặc biệt về .vậy theo quan điểm thông nhất hoá và dựa vào bảng 6.1/91 ta chọn.
  9. +Bánh nhỏ làm bằng thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB=241285,có úb1=850MPa, úch1=580MPa. +Bánh răng lớn cũng làm bằng thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB=192240, úb2=750MPa, úch2=450MPa. Thoả mãn điều kiện H1≥ H2+(10 15). 2.Tính các ứng suất cho phép. 2.1Ứng suất tiếp xúc cho phép. Công thức xác ứng suất tiếp xúc cho phép [úH]và ứng suất tiếp xúc cho phép [úF]. [úH]= (úHlim0 /sH).ZR.ZV.kxH.KHL [úF]=( úFlim0/sF).YR.YS .KXF.KFL -Trong bước tính thiết kế ta chọn sơ bộ. ZR.ZV.kxH=1 YR.YS .KXF =1 Vậy các công thức trên trở thành. [úH]= (úHlim0 /sH). KHL (II.1) [úF]=( úFlim0/sF). KFL (II.2) +úHlim0, úFlim0 là ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép với số chu kỳ cơ sở.Tra bảng 6.2/92 ta có được úHlim0 =2.HB+70 , sH=1,1 (II.3) úFlim0=1,8.HB , sF=1,75 (II.4) Ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB1=245 Ta chọn độ rắn bánh lớn HB2=230 Thay lại các công thức (I.3),(I.4) ta được. úFlim10=2.HB1+70=2.245+70=560 (MPa) úFlim20=2.HB2+70=2.230+70=530 (MPa) úFlim10=1,8.HB1=1,8.245=441 (MPa) úFlim20=1,8.HB2=1,8.230=414 (MPa) + KHL, KFL hệ số tuổi thọ. *Ta có số chu kỳ cơ sở NH0=30.HB2,4 → NH01 =30. HB12,4=30.2452,4=1,6.107 → NH02 =30.HB22,4=30.2302,4=1,39.107 Số chu kỳ ứng suất tương đương NHE,NFE. 3 2  Ti  N =60.C .  n .t i 1  Tmax  i i HE   
  10. 3 2 2  Ti  ti =60.C .ni  ti .  . i 1 1  Tmax  2    t 1i ta có c1=c2=1,n1=1445(v/ph),n2=656,82(v/ph) Mà ta có:  35 3 3  60.1.656,82.10000. 1 .   0,8   32,2.107  N N =1,39.107 HE 2 H02 8 8  →KHL2=1. .u  2,2.32,2.107  70,84.107. N Mà N HE1 HE 2 1  1,6.107 N N HE1 H 01 K =1. HL1 -Thay toàn bộ lại công thức (I.3).ta có   560  509,1 MPa .   H 1  1,1   530  481,82  MPa .   H 2  1,1 Mà bánh răng là bánh trụ răng thẳng → [úH]=min[[úH1], [úH2]]=481,82(MPa). *Tương tự ta có số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi khử về ứng suất uốn của thép C45 là NF0=4.106. NFE chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. mF 2  Ti   60.Ci .  N .ni .ti (II.5)  FE 1  Tmax    Tra bảng vật liệu 6.4/93.ta được mF=6 vậy (I.5)có dạng   2 T  t  2  60.Ci .ni . ti .    i  . 2 i  N EF  1  Tmax    ti 1     1 Ta có C1=C2=1,n1=1445(v/ph))≥n2→N FE1≥NFE2 Mà ta có: 5 3  60.1.656,82.1000. 16.  0,86.   285.106 ( MPa) N 8 8 EF 2   6 6 NEF2=185.10 ≥NEF0=4.10 . →KFL2=1. NEF1≥ NEF2=185.106≥NEF0=4.106. →KFL1=1. -Thay lại công thức (II.4).Ta có
  11.    441 .1  252( MPa ).  F1  1,75   414 .1  236,57( MPa )   F 2  1,75 2.2.ứng suất quá tải cho phép.   max  2,8.  2,8.450  1260( MPa).  H ch   max  0,8.  0,8.580  464( MPa ).  F1  ch   max  0,8.  0,8.450  360( MPa).  F2 ch 3.Xác định các thông số của bộ truyền. Tính khoảng cách trục aw. -Vì là hộp giảm tốc nên thông số cơ bản là khoảng cách trục aw được xác định như sau. T .K 1H a w =ka .(u  1).3 (I.6).Vì hai bánh răng ăn khớp ngoài. 2   .u.  H ba +ka hệ số phụ thuộc vào vật liêu c ủa cặp bánh răng và loại răng.vì là bánh răng thẳng nên ta lấy ka=49,5 (bảng 6.5/94). +T1 mô men xoắn trên trục bánh chủ động T1=32781[MPa] + [úH]=481,82[MPa] +u=2,2. +Tra bảng 6.6/95 ta được   0,3. ba   0,5.  u  1  0,5.0,3.(2, 2  1)  0,48 bd ba +Tra bảng 6.7,sơ đồ bánh răng ứng với sơ đồ 6 →kHB=1,015. Thay toàn bộ lại công thức (I.6) được 32781.1,015 a w  49,5.(2,2  1).3  95,21(mm) 2.2,2.0,3 481,82 Quy tròn ta lấy a w =100(mm).  bw = a w. =100.0,3=30(mm). ba 4.Xác định các thông số ăn khớp. 4.1.xác đ ịnh mô đun (m). Ta có m=(0,014÷0,02). a w =(0,014÷0,02).100=14÷2(mm). Tra theo dãy tiêu chuẩn 6.8/97 ta chọn m=1,5 (mm). 4.2.Xác định số răng . -Bánh răng thẳng =0.
  12. Có m.(Z  Z ) m.(u  1).Z 1  Z  2.a w  2.100  41,67 1 2 a w= 1 m.(u+1) 1,5.(2,2  1) 2.cos 2 Ta chọn Z1=41(răng). Mà Z2=u.Z1=2,2.41=90,2.Ta chọn Z2=90 răng. u 2,2  2,195   0, 23% thoả mãn. Khi đó u 2,2 4.3.Xác định hệ số dịch chỉnh(x). Z1=41>30.Nhưng yêu cầu về dịch chỉnh để đảm bảo về khoảng cách trục cho trước. +y là hệ số dịch chỉnh tâm. a 100 y= w  0,5.( Z1  Z 2 )   0,5.(41  90)  1,17(mm). m 1,5 100. y 100.1,17 +Hệ số k y    8,93 41  90 Zt Dựa vào ky,ttra ở bảng 6.10a→kx=0,568. kx.Zt 0,568.(90  41) Mà y    0,074 1000 1000 →tổng hệ số dịch chỉnh x t =1,17+0,07=1,24. (mm). -Hệ số dịch chỉnh của bánh 1. 1,17  x  0,5. 1,24  990  41).  0,4(mm)  41  90  1   x  xt  x  1,24  0,4  0,84(mm) 2 1 5.Kiểm nghiệm răng. 5.1.Kiểm nnghiệm răng về độ bền tiếp xúc. -ứng suất tiếp xúc được tính theo công thức 2.T .k .(u  1) 1H  H  Z M .Z H .Z  . (II.6) 2 bw .u.d w1 +zM hệ số cơ tính vật liệu tra theo bảng 6.5/94 ta đươc zM=274(MPa)(1/3) +zH hệ số kể dến hình dánng bề mặt tiếp xúc trrong bảng 6.12/104.với x x 1 2  1,24  0,01 z z 41  90 12 →zH=1,68. + Z .Hệ số kể đến sự trùng khớp xủa răng.Theo công thức (6.36a/103)  4    vì    bw .sin   0  Z    m. 3  
  13. 1 1  Với   1,88  3,2.    cos 0o  1,77.  41 90      Thay lại ta có 4 1,77 Z   0,86. 3 +kH:Hệ số quá tải K K .K .K H  H HV H Với hệ số k kể đến sự phân bố tải trọng trên chiều rông vành răng.Tra H bảng 6.7/96 được k =1,015 . H hệ số kể đến sự phân bố khônng đều tải trọng cho các đôi răng k H đồng thời ăn khớp.Vì là bánh răng thẳng  k 1 H k Hv hệ số tả trọng động . vH .bw .d w1 K Hv  1  2,T .K .K 1 H  H Tra bảng 6.15/105 có ọH=0,006.g0=56  .d .n  .62,5.1445 w1 1  v  4,73(m / s) , a w =100(mm). 60000 60000 Thay lại ta được 100 V  0,006.56.4,73.  10,71(m / s )  v  380(m / s) H MAX 2,2 Tra bảng 6.17/106. 10,71.30.62,5 K  1,015   1,3. HV 2.32781.1,015.1  K  1,015.1,3.1  1,32. H 2.32781.1,32.(2,2  1)    274.1,68.0,86.  410,3( MPa). H 2 30.2,2.62,5 -mặt khác ta lại có: +Ta chọn cấp chính xác là cấp 8,Ra=2,51,25(μm) →ZR=0,95. +ZV=0,85.V0,1=0,85.4,730,1=0,99. +Đường kính vòng đ ỉnh răng da1
  14. *Bánh răng 1. Để thoả mãn về độbền uốn thì 2.T .K .Y  .Y   1F F1    .Y .Y .Y (II.7)  F1  S R XH F1 bw .d .m w1 T1=32781(MPa),bW =30(mm).dW1=62,5(mm). 1 1 + Y    0,565.  1,77 +Bánh răng thẳng   0o  Y  1.  +YF1:hệ số dạng răng bánh 1.Tra bảng 6.18/107→YF1=3,48 +KF:hệ số tải trọng uốn. KF=KF.KFỏ.KFV KF=1,04(tra ở bảng 6.7/96). KFỏ =1(vì bánh răng thẳng). V .bw .d F w1  1 K FV 2.T .K .K 1 F  FV a Mà V   .g .v. 0 F F0 u Tra bảng6.15và 6.16/105có   0,016, g  56, v  4,73(m / s ),a w =100. F 0 100  V  0,016.56.4,73.  28,57  V  380( m / s ). F FMAX 2,2 Tra ở 6.17/106) 28,57.30.62,5 K  1  1,79. FV 2.32781.1,04.1  K  1,04.1.1,79  1,86. F 2.32781.1,86.0,565.1.3,48 Thay lại (II.7)      85,25(MPa).  F1  30.62,5.1,5 +Ta lại có [úF1]=252(MPa). YR=1. YS=1,08-0,0695.ln(m)=1,08-0,0695.ln1,5=1,05. Vì d =m.Z =1,5.41=61,5(mm) úF1=85,25(MPa). Vậy điều liện về độ bền uốn được thoả mãn.
  15. *Bánh răng 2. [úF2]= [úF1].Y F2/YF1. Tra bảng 6.18→YF2=3,56. →[úF2]=85,25.3,56/3,48=87,21(MPa). Có [úF2]=236,57(MPa) → [úF2].YR.YS.KXF=236,57.1,05.1.1=148,4(MPa).>úF2=87,21(MPa). Vậy điều kiện bền uốn trên bánh 2 được thoả mãn. 5.3.Kiểm nghiệm răng về quá tải. -Đề phòng dạng dư và gẫy răng thì.  Hmax = H . K qt   H  .   max T +Ta có  =410,3(MPa).K qt = MAX =1,7. H T +Tra ở bảng 6.13/104   =1260(MPa) .  H  MAX =410,3. 1,7=535(MPa)     =1260(MPa). Hmax  H  max Thoả mãn. -Để đề phòng dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng thi cần có:  Fmax1= F.Kqt     F1  max  Fmax2 = F.Kqt     F 2  max T =87,21(MPa),K qt = max =1,7 Ta có  =85,25(MPa), F1 F2 T     Tra bảng 6.14/105 =446(MPa), =360(MPa) .  F1  max  F2  max  85,25.1,7  145( MPa)     =446(MPa). Fmax  F1  max  Fmax  87,21.1,7  148,26( MPa)    =360(MPa).  F2  max *Vậy các điều kiện bền được thoả mãn.
  16. 6.Bảng thống kê các thông số của bộ truyền bánh răng. Thông số Kích thước 1.Số răng Z1=41 Z2=90 2.Khoảng cách trục chia. a=98,5mm. 3.Khoảng cách trục. aW=100mm. 4.Đướng kính chia. d1=62mm. d2=135mm. 5.Đường kính đỉnh răng da1=66 da2=140 6.Đường kính đáy răng df1=60mm df2=133 7.Đường kính cơ sở db1=58 mm db2=127 mm ỏ=200. 8.Góc prôfin góc ỏt=ỏ=200. 9.Góc prôfin răng ỏWt=22,690. 10.Góc ăn khớp
  17. 11.Hệ số trùng khớp ngang ồỏ=1,4 12.Hệ số dịch chỉnh X1=0,4mm X2=0,84mm. 13.Chiều rộmh răng bW1=30mm. bW2=28mm 14.Tỉ số truyền. u=2,2 =00. 15.Góc nghiêng răng 16.Mô đun m=1,5mm. 17. 7.Tính các lực trong bộ truyền bánh răng. 2.T 2.32781 F F  1   1049( N ). t1 t 2 d 62,5 w1 F .tga w  1049.tg 22,690  382( N ). F  F  t1 r1 r 2 cos F  F  F .tg   0( N ). a1 a 2 t1 B.Thiết kế bộ truyền trục vít. 1.Chọn vật liệu. -Tính sơ bộ vận tốc trượt ntheo công thức 7.1/145 v  8,8.103.3 P .u.n  8,8.103.3 4,82.25.656.82  3,28(m / s)  5(m / s). S 11 →Ta chọn vật liệu làm bánh vít là đồng thanh không thiếc và đồng thau. Cụ thể là dùng đồng thanh nhôm _sắt_niken.úpmh 10_4_4.TảI trọng là trung bình →chọn vật liệu làm trục vít là thép C45,tôi bề mặt đạt độ rắn HRC=45. 2.Xác định ứng suất cho phép. Vì bánh vít làm bằng đồng thanh có cơ tính thấp hơn nhiều so với trục vít bằng thép, nên để thiết kế chỉ cần sác định ứng tiếp xúc cho phép và
  18. ứng suất uốn cho phép đối với vật liệu bánh vít.Ta tiến hành kiểm tra cho bánh vít. 2.1Ứng suất tiếp xúc cho phép [úH]. -Vì bánh vít làm băng đồng thanh không thiếc nên [úH] được tra theo bảng 7.2/146.Với vận tốc trượt của trục vít được tính theo công thức v  8,8.103.3 P .u.n  8,8.103.3 4,82.25.656.82  3,28(m / s)  5(m / s). S 11 →[úH]=212(MPa). 2.2.Ứng suất uốn cho phép [úF]. -[úF] đươc tính theo theo công thức [úF]= [úF0].KFL +[úF0] ứng duất uốn cho phép ứng với 106 chu kỳ.V ì trục vít được tôi,bộ truyền quay 1 chiều →[úF0]=0,25.úb+0,08.úch Vật liệu làm bánh vít là úp AmH 10-4-4,đúc ly tâm.Tra ở bảng 7.1 ta có được úb=600(MPa),úch=200(MPa). →[úF0]=0,25.600+0,08.200=166(MPa). +KFL hệ số tuổi thọ.Tính theo công thức (7.9/147). 106 9  K FL N FE 9 2  T2i  2 2 T t  .t  60.n . t .  2i . i Mà N  60.n .  i 2 1 i 1 T FE 2 0 T 2  2 max   2 max   t   1i 5 3  60.26,27.1000. 19.  0,89.   10,64.106. N 8 8 FE   106 9 K  0,77. FL 10,64.106 Thay lại công thức ban đầu có    0,77.166  128( MPa).  F -Ứng suất quá tải. Bánh vít làm bằng đồng thanh không thiếc nên [úH]max =2.úch=2.600=12009MPa). [úF]max=0,8.úch=0,8.600=480(MPa). 3.Tính toán truyền động trục vít về độ bền. 3.1.Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền. -Khoảng cách trục aW.
  19. 2   T .K 3  170  . 2 H .   aw = Z  q  (II.8) 2  q   Z 2 .  H     +z2 là số răng bánh vít.Chọn số mối răn trục vít z1=2→z2=u.z1=25.2=50. Thoả mãn đìêu kiện 28
  20. tg   0,95. . tg     Z  2   0 Trong đó   arctg  1   arctg    8,44 .  q  2.x   12,5  2.0,49    Tra ở bảng 7.4 ta có được ử=2,70. 0) tg (8,44    0,95.  0,72. tg  8,440  2,70      +KH hệ số tải trọng. K K .K . H  HV H Trong đó KH hệ số phân bố tảI trọng kgông đều. 3 T Z    2  .  1  2m  .  1  K H    T  2 max    Tra bảng 7.5 ta có Ө=190.Hệ số biến dạng của trục vít. T2m mô men trung bình. T 2T 2m   2i . ti  1. 5  0,8. 3  0,925. T2max 1 T2max 2 8 8  ti 1 3  50   .1  0,925   1. Thay lại K  1  H  190  Dựa vào bảng 7.6/151 ta chọn được cấp chính xác gia công là cấp 8. Dựa vào bảng 7.7/151 ta chọn được KHV=1,2. →KH=1.1,2=1,2. +Mô men xoắn trên bánh vít là: T ,  T .0,99.u.  70082.0,99.25.0,72  1248070( N .mm). 2 1 Thay lại công thức (II.9). 3 170 3   50  12,5  1248070.1,2  206( MPa)     228( MPa).  . H 50  200   H 12,5     Thoả mãn. 3.3.Kiểm nghiệm bánh vít về độ bền uốn.
nguon tai.lieu . vn
Thạc sĩ - Tiến sĩ - Cao học Công nghệ thông tin Kinh tế - Thương mại Tài chính - Ngân hàng Kiến trúc - Xây dựng Điện-Điện tử-Viễn thông Cơ khí - Chế tạo máy Công nghệ - Môi trường Báo cáo khoa học Quản trị kinh doanh Khoa học xã hội Khoa học tự nhiên Nông - Lâm - Ngư Y khoa - Dược