Xem mẫu
- Đồ án
Thiết kế hệ thống dẫn động
băng tải
- Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án cơ sở thiết kế máy
Khoa : Cơ Khí
Mục lục
Bản thuyết minh đồ án gồm những phần chính sau:
- Phần I : Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền.
- Phần II : Tính toán bộ truyền đai thang.
- Phần III : Tính toán bộ truyền bánh răng côn răng nghiêng.
- Phần IV : Tính toán và kiểm nghiệm trục.
- Phần V : Tính và chọn then.
- Phần VI : Thiết kế gối đỡ trục.
- Phần VII : Cấu tạo vỏ hộp và các chi tiết máy khác.
- Phần VIII : Bôi trơn hộp giảm tốc.
Giảng viên hướng dẫn: PGS.TS NGÔ VĂN QUYẾT
Sinh viên: TRẦN ĐỨC MẠNH
Lớp : ĐLK6
- Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án cơ sở thiết kế máy
Khoa : Cơ Khí
Đề số: 2A
Thiết kế hệ dẫn động băng tải
Lược đồ hệ dẫn động băng tải
1. Động cơ 2. Nối trục 3. Bộ truyền đai
4. Hộp giảm tốc 5. Bộ truyền xích 6. băng tải
Số liệu cho trước:
1 Lực kéo băng tải F 2250 N
2 Vận tốc băng tải V 1,3 m/s
3 Đường kính băng tải D 320 Mm
4 Thời gian phục vụ Lh 20000 giờ
5 Số ca làm việc 1 Ca
6 Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài 45 o độ
8 Đặc tính làm việc Nhẹ
Giảng viên hướng dẫn: PGS.TS NGÔ VĂN QUYẾT
Sinh viên: TRẦN ĐỨC MẠNH
Lớp : ĐLK6
- Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án cơ sở thiết kế máy
Khoa : Cơ Khí
Khối lượng thiết kế
1 Bản vẽ lắp hộp giảm tốc(A3):
- 01 bản tổng thể 3 hình chiếu
- 03 bản , mỗi bản thể hiện 01 hình chiếu
2 01 Bản vẽ chế tạo chi tiết(01 bản A3):
3 01 Bản thuyết minh(A4)
Phần I : Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền
I-1 Chọn động cơ điện
1. Chọn kiểu loại động cơ
Hiện nay, có hai loại động cơ là động cơ điện một chiều và động cơ điện xoay chiều. Để
thuận tiện, phù hợp với lưới điện hiện nayta chọn động cơ điện xoay chiều. Trong số các
loại động cơ điện xoay chiều, ta chọn loại động cơ ba pha không đồng bộ rô to lồng sóc(
còn gọi là động cơ điện ba pha không đồng bộ rô to ngắn mạch) Nó có những ưu điểm: Kết
cấu đơn giản, dễ bảo quản, giá thành thấp, làm việc tin cậy, có thể mắc trực tiếp vào lưới
điện ba pha không cần phải biến đổi dòng điện.
2. Các kết quả tính toán trên băng tải
a. Mô men thực tế trên băng tải:
Mômen thực tế trên băng tải:
F .D 2250.320
Mbt = = =360000 Nm
2 2
Trong đó F= 2250 N là lực kéo băng tải
D=320 mm là đường kính băng tải
b. Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ:
Số vòng quay đòng bộ của động cơ (còn gọi là tốc độ từ trường quay) được xác định theo
công thức:
60. f
n db= (I – 2)
p
Trong đó: f – tần số của dòng điện xoay chiều;
mạng điện ở nước ta có f = 50 Hz
Giảng viên hướng dẫn: PGS.TS NGÔ VĂN QUYẾT
Sinh viên: TRẦN ĐỨC MẠNH
Lớp : ĐLK6
- Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án cơ sở thiết kế máy
Khoa : Cơ Khí
p – số đôi cực từ (chọn p = 2 ,động cơ điện loại K)
60.50
ndb = = 1500 vòng/phút
2
Căn cứ vào vận tốc vòng của băng tải, chọn số vòng quay của băng tải là:
60.103.v
Nbt = vòng/phút
.D
với : v- vận tốc vòng của băng tải( v = 1,3 m/s)
60.103.1,3
n bt= =77,63 vòng/phút
3,14.320
c. Xác định hiệu suất của toàn bộ hệ dẫn động:
Ta gọi ht là hiệu suất của toàn bộ hệ thống được xác định theo công thức:
ht= k. đ. brc. ol3 x (I – 3)
Trong đó: k – hiệu suất của khớp nối.
đ - hiệu suất của bộ truyền đai thang.
brc – hiệu suất của bộ truyền bánh răng côn.
ol – hiệu suất của một cặp ổ lăn.
x – hiệu suất của bộ truyền xích.
Theo bảng 2.3 –tr.19 TTTKHDĐCK tập 1, ta có:
k = 1 ; đ = 0,95 ; brc = 0,96 ; ol = 0,99 ; x = 0,92
Thay các giá trị trên vào (I – 3), ta được:
ht = 1. 0,95. 0,96. (0,99)3.0,92 = 0,81
3. Chọn động cơ điện theo công suất:
a. Mô men đẳng trị:
n
2
T
k 1
k. kt
Mđtbt= n
(I – 4)
t
k 1
k
Trong đó, Mk – mô men thứ k của phổ tải trọng tác động lên băng tải ;
tk – thời gian tác động của mô men thứ k.
Theo đề bài, ta có: M1 = M ; M2 = 0,6M
t1 = 4h ; t2 = 4h ; t =8h.
Từ đó, ta có kết quả:
M 2 .4 (0, 6 M )2 .4
Mđtbt = = 0.824.Mbt
8
Giảng viên hướng dẫn: PGS.TS NGÔ VĂN QUYẾT
Sinh viên: TRẦN ĐỨC MẠNH
Lớp : ĐLK6
- Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án cơ sở thiết kế máy
Khoa : Cơ Khí
Mđtbt = 0,824.360000 = 296640 Nmm= 296,64Nm
b. Công suất đẳng trị trên băng tải:
M dtbt .nbt 296, 64.77, 63
Pđtbt = = = 2,41 Kw
9550 9550
c. Công suất đẳng trị cần có trên động cơ:
Pdtbt 2, 41
Pđtđc = = = 2,97 Kw
ht 0,81
Từ các thông số tính toán , ta chọn động cơ loại K có nhãn hiệu K112M2 – kiểu có bích,
có các thông số kỹ thuật được tra theo bảng P1.1 trang 234 TTTKHDĐCK tập 1, có bảng số
liệu như sau:
Kiểu Công suất Vận tốc quay
động cơ Vòng/phút Khối d
% Cos Ik Tk lượng (mm)
Kw Mã 50Hz 60Hz I dn Tdn (kg)
lực
K112M4 3,0 4,0 1445 1732 82,0 0,83 5,9 2,0 41 28
-Đặc điểm của động cơ điện loại K:
Về phạm vi công suất: Cùng với số vòng quay đồng bộ (nđb) là 1500 vòng/phút ,động cơ
loại K có phạm vi công suất từ 0,75 Kw đến 30 Kw lớn hơn của động cơ DK và nhỏ hơn
của động cơ 4A.
Động cơ K có khối lượng nhỏ hơn so với động cơ DK và đặc biệt là có mô men khởi động
cao hơn 4A và DK.
d. Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ đã chọn:
- Kiểm tra điều kiện mở máy:
Khi mở máy, mô men tải không được vượt quá mô men khởi động của động cơ
( M
- Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án cơ sở thiết kế máy
Khoa : Cơ Khí
Mmm/M = 1,5
Do đó động cơ thỏa mãn điều kiện mở máy.
O Kiểm nghiệm động cơ theo các điều kiện làm việc:
Mmaxqtđc ≤ [Mdc] ; [Mdc] = ht.2.M
9550
Với M = .3 = 19,82 Nm ;
1445
[Mdc] = 0,81. 2.19,82 =32,10 Nm
Tacókếtquả:
9550.Pdtbt
Mmaxqtđc=Kqt.Mcản= . 1,5 (I - 6)
ndc . ht
9550.2, 41
Mmaxqtđc = . 1,5 = 29,49 Nm
1445.0,81
Theo số liệu của động cơ đã chọn, có: [Mdc] = 32,10Nm
Vậy : [Mdc] =32,10 Nm ≥ Mmaxqtđc =29,49 Nm.
I-2 Phân phối tỉ số truyền
Để phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền, phải tính tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống.
ndc 1445
u = = =18,61 (I - 7)
nbt 77, 63
màu=u h.ung (I - 8)
Với u h - tỉ số truyền của hộp giảm tốc;
u ng - tỉ số truyền ngoài hộp;
u ng=uk.u x.uđ (I -9)
u k - tỉ số truyền của khớp nối.
do uk = 1 u ng = ux. uđ
ux - tỉ số truyền của bộ truyền xích.
uđ - tỉ số truyền của bộ truyền đai thang.
Theo bảng 2.4 - tr21 TTTKHDĐCK tập 1, ta có ux = 2…5 ; uđ = 3…5.
Chọn u x = 3 ; uđ = 3
ung = ux. u đ = 3.3 = 9
u 18, 61
Do đó uh = = = 2,06
u ng 9
Như vậy:
-tỉ số truyền của hộp giảm tốc hay tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng côn là:
u h = ubrc = 2,06 ;
- tỉ số truyền của bộ truyền đai: uđ = 3
Giảng viên hướng dẫn: PGS.TS NGÔ VĂN QUYẾT
Sinh viên: TRẦN ĐỨC MẠNH
Lớp : ĐLK6
- Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án cơ sở thiết kế máy
Khoa : Cơ Khí
- tỉ số truyền của bộ truyền xích: ux = 3
I-3 Xác định các thông số động học và lực tác dụng lên các trục
Ký hiệu các trục trong hệ thống dẫn động băng tải
1. Tính toán tốc độ quay của các trục
- Trục động cơ: nđc = 1445 vòng/phút
n dc 1445
- Trục I: n I = = = 1445 vòng/phút
uk 1
nI 1445
- Trục II:nII = = = 481,6 vòng/phút
ud 3
n II 481, 6
- Trục III: nIII = = = 233,7 vòng/phút
u brc 2, 06
n III 233, 7
- Trục IV: nIV = = =77,9 vòng/phút
ux 3
Giảng viên hướng dẫn: PGS.TS NGÔ VĂN QUYẾT
Sinh viên: TRẦN ĐỨC MẠNH
Lớp : ĐLK6
- Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án cơ sở thiết kế máy
Khoa : Cơ Khí
2. Tính công suất trên các trục
Gọi công suất trên các trục I, II, III, IV lần lượt là PI , PII , PIII , PIV có kết quả như sau:
- Công suất danh nghĩa trên trục động cơ:
Pdc = Plvdc = 2,97 Kw
- Công suất danh nghĩa trên trục I:
PI = Pdc. k = 2,97. 1 = 2,97Kw
- Công suất danh nghĩa trên trục II:
PII = PI. d . ol = 2.97. 0,95. 0,99 = 2,79Kw
- Công suất danh nghĩa trên trục III:
PIII = PII. brc . ol = 2,79. 0,96. 0,99 =2,65 Kw
- Công suất danh nghĩa trên trục IV:
PIV = PIII. x . ol = 2,65. 0,92. 0,99 = 2,41 Kw
3. Tính mô men xoắn trên các trục
Gọi mô men xoắn trên các trục I, II, III, IV lần lượt là
MI , MII , MIII , MIV ta có kết quả sau:
- Trục động cơ:
10 6.Plvdc 106.2,97
Mdc = 9,55. = 9,55. = 19628 Nmm
ndc 1445
- Trục I:
10 6.PI 106.2,97
MI = 9,55. = 9,55. = 19628 Nmm
nI 1445
- Trục II:
10 6.PII 106.2,79
MII = 9,55. = 9,55. = 55325 Nmm
n II 481, 6
- Trục III:
10 6.PIII 106.2, 65
MIII = 9,55. = 9,55. = 108290Nmm
n III 233, 7
- Trục IV:
10 6.PIV 106.2, 41
MIV = 9,55. = 9,55. = 295449 Nmm
n IV 77,9
Giảng viên hướng dẫn: PGS.TS NGÔ VĂN QUYẾT
Sinh viên: TRẦN ĐỨC MẠNH
Lớp : ĐLK6
- Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án cơ sở thiết kế máy
Khoa : Cơ Khí
Thông số
Tỉ số Tốc độ quay Công suất Mô men
Trục truyền (vòng/phút) (Kw) xoắn
(Nmm)
Trục động cơ 1445 2,97 19628
1
Trục I 1445 2,97 19628
2,06
Trục II 481,6 2,79 55325
3
Trục III 233,7 2,65 108290
3
Trục IV 77,9 2,41 295449
Bảng số liệu động học và động lực học trên các trục của hệ thống dẫn động.
Giảng viên hướng dẫn: PGS.TS NGÔ VĂN QUYẾT
Sinh viên: TRẦN ĐỨC MẠNH
Lớp : ĐLK6
- Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án cơ sở thiết kế máy
Khoa : Cơ Khí
Phần II: Tính toán thiết kế các bộ truyền
A - tính toán thiết kế các bộ truyền ngoài
II. I . Thiết kế bộ truyền đai thang
II. I. 1 . Xác định kiểu đai
- Các thông số của động cơ và tỉ số truyền của bộ truyền đai:
ndc = 1445 (vòng/phút) ; Pdc = 5,5 Kw ; ud = 4
Căn cứ vào Hình 4.1 - Chọn loại tiết diện đai hình thang và do không có yêu cầu đặc
biệt nào nên ta chọn loại đai hình thang bình thường loại A trong bảng 4.13. Các thông
số của đai hình thang - tr59 TTTKHDĐCK tập 1. Theo đó, thông số kích thước cơ bản
của đai được cho trong bảng sau:
Loại đai Kích thước mặt cắt (mm) Diện tích d1
A(mm2) (mm)
bt b h y0
Thang, A 11 13 8 2,8 81 100
Hình vẽ dưới đây thể hiện kích thước mặt cắt ngang của dây đai:
13
11 2,8
8
400
Kích thước mặt cắt ngang của dây đai thang.
II. I. 2. Tính sơ bộ đai
- Tính vận tốc đai:
.d 1 .n1
v = (II - 1)
60000
3,14.100.1445
v= = 7,56 (m/s)
60000
Giảng viên hướng dẫn: PGS.TS NGÔ VĂN QUYẾT
Sinh viên: TRẦN ĐỨC MẠNH
Lớp : ĐLK6
- Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án cơ sở thiết kế máy
Khoa : Cơ Khí
Như vậy vận tốc đai tính toán nhỏ hơn vận tốc đai cho phép vmax = 25 m/s (đối với loại
đai thang).
Ta chọn = 0,02 ( - hệ số trượt đai).
Theo công thức:
d2 = d1. u d. (1 - ) (II - 2)
ta có: d 2 = 100. 4. (1 - 0,02) = 392 (mm)
II. I. 3. Chọn đường kính đai tiêu chuẩn
Theo bảng 4.21 - Các thông số của bánh đai hình thang - tr63 - TTTKHDĐCK tập 1, ta
chọn d2 = 400 mm.
Tỉ số truyền thực tế là:
d2
udt = (II -3)
d 1 (1 )
400
u dt = = 4,08
100(1 0,02)
Sai số của tỉ số truyền là:
u dt u d
u = . 100% (II -4)
ud
u = 2%
Vậy: u 3 4% Thỏa mãn điều kiện về sai lệch tỉ số truyền đai.
- Chọn sơ bộ chiều dài khoảng cách trục là:
asb = 1,5. d2 = 600 (mm)
Chiều dài sơ bộ của đai là:
(d1 d 2 ) (d d ) 2
lsb = 2.asb + + 2 1 (II - 5)
2 4.a sb
lsb = 2022,5 (mm)
Theo bảng 4. 13 - tr59 - TTTKHDĐCK tập 1, ta chọn l = 2000 mm.
Số vòng chạy của đai:
i = v/l (II - 6)
i = 7,56/2 = 3,78 (1/s)
vậy i = 3,78
- Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án cơ sở thiết kế máy
Khoa : Cơ Khí
2l (d 2 d 1 ) 2l (d 2 d1 )2 8(d 2 d1 ) 2
a= (II - 8)
8
a = 588,38 mm
Kiểm tra điều kiện khoảng cách trục cần thỏa mãn:
0,55(d1 + d2) + h ≤ a ≤ 2(d 1 + d 2) (II - 9)
Ta có: 0,55(d1 + d2) +h = 283 mm
2(d1 + d2) = 1000 mm
Vậy thỏa mãn điều kiện khoảng cách trục.
Tính góc ôm 1 trên bánh đai nhỏ theo công thức:
(d 2 d1 ).57 o
1 = 180o - (II -10)
a
1 = 150,94o
Vậy 1 = 150,94 o >120o , góc ôm thỏa mãn điều kiện.
II. I. 4. Xác định số đai z
áp dụng công thức 4. 16 - tr 60 - TTTKHDĐCK tập 1:
Pcd .K d
z= (II -11)
P0 .C Cl Cu C z
Trong đó:
- Pcd - Công suất trên trục bánh đai chủ động PI = 4,837 Kw ;
O Tra các bảng hệ số, chọn các hệ số:
+ Kđ - Hệ số tải trọng ứng với trường hợp tải dao động nhẹ, tải trọng mở máy đến
150% tải trọng danh nghĩa. (Bảng 4. 7 - tr 55 - TTTKHDĐCK tập 1), ta chọn Kđ =1,1 ;
+ [P0] - Công suất cho phép, tra bảng 4. 19 - tr 62 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có
[P0] = 1,85 Kw ;
+ C - Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm 1 , tra bảng 4. 15 -tr 61 -
TTTKHDĐCK tập 1, ta có: C = 1 - 0,0025(180 - 1) khi 1 = 150…180o
Vậy: C = 0,9273
+ Cl - Hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai.
Với l/l0 = 2000/1700 = 1,176, tra bảng 4. 16 - tr 61 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có: Cl =
1,04
+ Cu - Hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền, tra bảng 4. 17 - tr 61 -
TTTKHDĐCK tập 1, với trường hợp u ≥3 , ta có: Cu = 1,14 ;
+Cz - Hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai, với
PI/[P0] = 4,837/1,85 =2,6 ,tra bảng 4. 18 - tr 61 - TTTKHDĐCK tập 1, ta chọn:Cz =
0,95
Giảng viên hướng dẫn: PGS.TS NGÔ VĂN QUYẾT
Sinh viên: TRẦN ĐỨC MẠNH
Lớp : ĐLK6
- Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án cơ sở thiết kế máy
Khoa : Cơ Khí
Thay các giá trị trên vào công thức (II -11), ta được:
4,837.1,1
z= = 2,86 (đai)
1,85.0,9273.1,04.1,14.0,95
Ta chọn z = 3 (đai).
II. I. 5. Xác định chiều rộng bánh đai
Chiều rộng của bánh đai được xác định theo công thức:
B = (z - 1)t + 2e (II - 12)
Tra bảng 4. 21 - tr 63 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có:
t = 15 mm ; e = 10 mm ; h0 = 3,3mm
Vậy: B = 50 mm
Đường kính ngoài của bánh đai được xác định theo công thức:
da = d + 2h0 (II - 13)
- Đường kính ngoài của bánh đai nhỏ là:
d a1 = d1 + 2h0 = 100 +2.3,3 =106,6 (mm)
- Đường kính ngoài của bánh đai lớn là:
d a2 = d2 + 2h0 = 400 + 2.3,3 = 406,6 (mm)
II. I. 6. Xác định lực trong bộ truyền
- Xác định lực vòng theo công thức:
Fv = qm. v2 (II - 14)
Với qm - Khối lượng 1 mét chiều dài đai, tra bảng 4. 22 - tr 64 - TTTKHDĐCK tập 1,
ta có: q m = 0,105 kg/m.
Fv = 6 (N)
- Xác định lực căng ban đầu:
áp dụng công thức tính lực căng trên 1 đai:
780.PI .K d
F0 = + Fv (II -15)
v.C .z
F0 = 197,33 (N)
Lực tác dụng lên trục được tính theo công thức:
1
Fr = 2F0.z.sin (II - 16)
2
Fr = 1146,11 (N)
Giảng viên hướng dẫn: PGS.TS NGÔ VĂN QUYẾT
Sinh viên: TRẦN ĐỨC MẠNH
Lớp : ĐLK6
- Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án cơ sở thiết kế máy
Khoa : Cơ Khí
F2
d1
n1
O1 F2
29,060
Fr
F1
1
F1
Sơ đồ lực tác dụng lên trục khi bộ truyền đai làm việc.
Bảng thông số của bộ truyền đai:
Khoảng cách trục a 588,38 mm
Góc ôm 1 150,94 o
Đường kính bánh đai nhỏ 100 mm
Đường kính bánh đai lớn 400 mm
Bề rộng của bánh đai B 50 mm
Bề rộng của dây đai b 13 mm
II. I. 7. Tính ứng suất trong dây đai và tuổi thọ của dây đai
II. II. Thiết kế bộ truyền xích
II. II. 1. Chọn loại xích
Do bộ truyền tải không lớn, ta chọn loại xích ống - con lăn một dãy, gọi tắt là xích con lăn
một dãy. Loại xích này chế tạo đơn giản, giá thành hạ và có độ bền mòn cao.
II. II. 2. Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích
a. Chọn số răng đĩa xích
Số răng đĩa xích nhỏ được xác định theo công thức:
z1 = 29 - 2. u xích ≥ 19 (II -17)
Với u xích = 3,5 z1 = 29 - 2. 3,5 = 22 >19
Vậy: z1 = 22 (răng)
Tính số răng đĩa xích lớn:
z2 = u xích. z1 zmax (II -18)
Đối với xích con lăn zmax = 120, từ đó ta tính được: z2 = 3,5. 22 = 77 (răng)
b. Xác định bước xích p
Bước xích p được xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề. Điều kiện đảm bảo chỉ
tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích được viết dưới dạng:
Pt = P. k. kz. kn [P] (II -19)
Giảng viên hướng dẫn: PGS.TS NGÔ VĂN QUYẾT
Sinh viên: TRẦN ĐỨC MẠNH
Lớp : ĐLK6
- Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án cơ sở thiết kế máy
Khoa : Cơ Khí
Trong đó: Pt - Công suất tính toán;
P - Công suất cần truyền; P = 4,323 (Kw);
Xác định công suất cho phép [P] của xích con lăn: với n01 = 200 vòng/phút, bước xích
p = 38,1 (mm), theo bảng 5. 5 - tr - 81 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có: [P] = 34,8 (Kw);
z 01 25
kz - Hệ số răng ; kz = = = 1,136
z1 22
n01 200
kn - Hệ số vòng quay; kn = = = 2,048
n III 97,635
Hệ số k được xác định theo công thức:
k = k0. ka. kđc. kbt. kđ. kc (II -20)
Trong đó các hệ số thành phần được chọn theo bảng 5.6 -tr 82 - TTTKHDĐCK tập 1,với:
k0 - Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền, k0 = 1 (do đường nối tâm
của hai đĩa xích so với đường nằm ngang là 25o
- Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án cơ sở thiết kế máy
Khoa : Cơ Khí
Theo đó, ta tính được:
(77 22)
2
a = 0,25.38,1 132 0,577 22 [132 0,5(77 22)] 2
2
3,14
a =1535,37 = 1535 (mm)
Để xích không chịu lực căng quá lớn, ta cần giảm khoảng cách trục đi một lượng:
a = (0,002…0,004)a , ta chọn a = 0,003a 5 (mm)
a = a - a = 1535 - 5 = 1530 (mm)
Số lần va đập của bản lề xích trong 1 giây:
z1 .n III
i= [i] (II -23)
15.xc
22.97,635
i= = 1,085
15.132
Theo bảng 5. 9 - tr 85 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có: [i] = 20;
i = 1,085 < [i] = 20, sự va đập của các mắt xích vào các răng trên đĩa xích
đảm bảo, không gây ra hiện tượng gẫy các răng và đứt má xích.
c. Kiểm nghiệm xích về đọ bền
Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu tả trọng va đập
trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn:
Q
s= ≥ [s] (II -24)
k d .Ft F0 Fv
Trong đó: Q - Tải trọng phá hỏng, theo bảng 5. 2 - tr 78 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có:
Q = 127 kN = 127000 N;
q - khối lượng của 1 mét xích, theo bảng 5. 2 - tr78 - TTTKHDĐCK tập 1,
ta có: q = 5,5 kg;
kđ - Hệ số tải trọng động, theo bảng 5. 6 - tr 82 - TTTKHDĐCK tập 1, với
trường hợp tải trọng va đập nhẹ, ta chọn kđ = 1,2;
v - vận tốc trên vành đĩa dẫn z1:
z1 . p.n III
v= (II -25)
60.10 3
22.38,1.97,635
v= = 1,364 (m/s)
60000
Ft - Lực vòng trên đĩa xích:
1000.P
Ft = (II -26)
v
1000.4,323
Ft = = 3169,35 (N)
1,364
Fv - Lực căng do lực ly tâm sinh ra khi làm việc:
Fv = q. v2 (II -27)
Giảng viên hướng dẫn: PGS.TS NGÔ VĂN QUYẾT
Sinh viên: TRẦN ĐỨC MẠNH
Lớp : ĐLK6
- Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án cơ sở thiết kế máy
Khoa : Cơ Khí
Fv = 5,5. (1,364)2 = 10,23 (N)
F0 -Lực căng do bánh xích bị động sinh ra:
F0 = 9,81. kf. q. a (II -28)
Trong đó kf là hệ số phụ thuộc vào độ võng f của xích và vị trí bộ truyền:
Với: f = (0,01…0,02)a , ta lấy: f = 0,015.a = 0,015. 1530 = 22,95 (mm);
kf = 4, ứng với trường hợp bộ truyền nghiêng một góc dưới 40o so với phương
nằm ngang;
F0 = 9,81. 4. 5,5. 1,530 = 330,2 (N)
127000
Từ đó, ta tính được: s = = 30,65
1,2.3169,35 330,2 10,23
Theo bảng 5. 10 - tr 86- TTTKHDĐCK tập 1, với n 1 = 200 vòng/phút, ta có: [s] = 8,5
s = 30,65 > [s] = 8,5 ; bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.
e. Xác định đường kính đĩa xích
Theo công thức 5. 17- tr86- TTTKHDĐCK tập 1 và bảng 14 -4b - tr20 - TTTKHDĐCK
tập 2, ta xác định được các thông số sau:
Đường kính vòng chia d1 và d2:
p 38,1
d1 = = = 267,72 (mm) Ta lấy d 1 = 267 (mm)
180 o
sin
z sin
22
1
p 38,1
d2 = = = 934,08 (mm) Ta lấy d2 = 934 (mm)
180 o
sin
z sin
77
2
Đường kính vòng đỉnh d a1 và da2:
da1 = p[0,5 + cotg(/z1)] = 38,1. [0,5 + cotg(180o/22)] =
da2 = p[0,5 + cotg(/z2)] = 38,1. [0,5 + cotg(180o/77)] =
Đường kính vòng đáy(chân) răng df1 và df2:
df1 = d1 - 2r , trong đó r là bán kính đáy răng, được xác định theo công thức:
r = 0,5025.d l + 0,05 (II -29)
với dl = 22,23 (mm), theo bảng 5. 2 - tr 78 - TTTKHDĐCK tập 1.
r = 0,5025.22,23 + 0,05 = 11,22 (mm)
do đó: df1 = 267 - 2. 11,22 = 244,56 (mm) , ta lấy d f1 = 245 (mm)
df2 = 934 - 2. 11,22 = 911,56 (mm) , ta lấy d f2 = 912 (mm)
Giảng viên hướng dẫn: PGS.TS NGÔ VĂN QUYẾT
Sinh viên: TRẦN ĐỨC MẠNH
Lớp : ĐLK6
- Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án cơ sở thiết kế máy
Khoa : Cơ Khí
Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của đĩa xích:
ứng suất tiếp xúc H trên mặt răng đĩa xích phải nghiệm điều kiện:
k r Ft K d Fvd .E
H = 0,47. [H] (II -30)
A.k d
Trong đó: [H] - ứng suất tiếp xúc cho phép, theo bảng 5. 11 - tr 86 - TTTKHDĐCK tập
1;
Ft - Lực vòng trên đĩa xích, Ft = 3169,35 (N)
Fvd - Lực va đập trên m dãy xích (m = 1), tính theo công thức:
Fvd = 13. 10-7. nIII. p3. m (II -31)
-7 3
Fvd1 = 13. 10 . 97,635. (38,1) . 1 = 7,02 (N)
kd - Hệ số phân phân bố không đều tải trọng cho các dãy, kd = 1 (xích 1 dãy);
Kd - Hệ số tải trọng động, Kd = 1,2 (tải trọng va đập nhẹ);
kr - Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc vào z (tr 87-
TTTKHDĐCK tập 1, với z1 = 22 kr1 = 0,456;
2 E1 .E 2
E= - Mô đun đàn hồi , với E1, E2 lần lượt là mô đun đàn hồi của vật
E1 E 2
liệu con lăn và răng đĩa xích, lấy E = 2,1. 105 Mpa;
A - Diện tích chiếu của bản lề, mm2, theo bảng 5. 12 - tr 87 - TTTKHDĐCK
tập 1, ta có: A = 395 (mm2);
Thay các số liệu trên vào công thức (II -30), ta tính được:
- ứng suất tiếp xúc H trên mặt răng đĩa xích 1:
0,4563169,35.1,2 7,02.2,1.10 5
H1 = 0,47. = 451,72 (Mpa)
395.1
- ứng suất tiếp xúc H trên mặt răng đĩa xích 2:
Với: z2 = 77 kr2 = 0,22;
Fvd2 = 13. 10-7. nIV. p 3. m = 13. 10-7. 27,9. (38,1)3. 1 = 2,006 (N)
0,223169,35.1,2 2,006.2,1.10 5
H2 = 0,47. = 313,55 (Mpa)
395.1
Như vậy: H1 = 451,72 MPa < [H] = 600 MPa ; H2 = 313,55 MPa < [H] = 600 MPa;
Ta có thể dùng vật liệu chế tạo đĩa xích là gang xám Cì 24 -44, phương pháp nhiệt luyện là
tôi, ram (do đĩa bị động có số răng lớn z2 = 77 > 50 và vận tốc xích v = 1,364 m/s < 3 m/s)
đạt độ rắn là HB = 350 sẽ đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng của hai đĩa xích.
f. Xác định các lực tác dụng lên đĩa xích
Lực căng trên bánh xích chủ động F1 và trên bánh xích bị động F2:
F1 = Ft + F2 ; F2 = F0 + Fv (II -32)
Giảng viên hướng dẫn: PGS.TS NGÔ VĂN QUYẾT
Sinh viên: TRẦN ĐỨC MẠNH
Lớp : ĐLK6
- Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án cơ sở thiết kế máy
Khoa : Cơ Khí
Trong tính toán thực tế, ta có thể bỏ qua lực F0 và Fv nên F1 = Ft vì vậy lực tác dụng lên
trục được xác định theo công thức:
Fr = kx. Ft (II -33)
Trong đó: kx - Hệ số kể đến ảnh hưởng của trọng lượng xích; với kx = 1,15 khi bộ truyền
nằm ngang hoặc nghiêng một góc nhỏ hơn 40o;
Ft - Lực vòng trên đĩa xích, Ft = 3169,35 (N);
Fr = 1,15. 3169,35 = 3644,75 (N) 3645 (N)
Bảng thông số của bộ truyền xích:
Các đại lượng Thông số
Khoảng cách trục a = 1530 mm
Số răng đĩa chủ động z1 = 22
Số răng đĩa bị động z2 = 77
Tỷ số truyền uxích = 3,5
Số mắt của dây xích x = 132
Đường kính vòng chia của đĩa xích Chủ động: d 1 = 267 mm
Bị động: d2 = 934 mm
Đường kính vòng đỉnh của đĩa xích Chủ động: da1 =
Bị động: da2 =
Đường kính vòng chân răng của đĩa xích Chủ động: df1 = 245 mm
Bị động: df2 = 912 mm
Bề rộng của răng đĩa xích (không lớn hơn) B = 25,4 mm
Bước xích p = 38,1 mm
b- tính toán thiết kế bộ truyền trong
II. III. Thiết kế bộ truyền bánh răng côn
II. III. 1. Chọn vật liệu chế tạo bánh răng
Đối với hộp giảm tốc bánh răng côn 1 cấp chịu công suất nhỏ (P dc = 5,5 Kw) , ta chỉ cần
dm
chọn loại vật liệu nhóm I. Vật liệu nhóm I là loại vật liệu có độ rắn HB ≤ 350, bánh răng
được thường hóa hoặc tôi cải thiện. Nhờ có độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác sau
khi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn. Bên cạnh đó, cần chú ý rằng
để tăng khả năng chạy mòn của răng, nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn
bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị:
H1 ≥ H2 + (10…15)HB.
Theo bảng 6. 1 - tr 92- TTTKHDĐCK tập 1, ta chọn:
Bánh răng nhỏ (bánh răng 1) :
+ Thép 45 tôi cải thiện ;
Giảng viên hướng dẫn: PGS.TS NGÔ VĂN QUYẾT
Sinh viên: TRẦN ĐỨC MẠNH
Lớp : ĐLK6
nguon tai.lieu . vn