Đồ án học phần cơ sở thiết kế máy: Thiết kế hệ dẫn động băng tải

Chia sẻ: Nguyenthanhluan Luan | Ngày: | Loại File: DOC | Số trang:68

1
985
lượt xem
451
download

Đồ án học phần cơ sở thiết kế máy: Thiết kế hệ dẫn động băng tải

Mô tả tài liệu
  Download Vui lòng tải xuống để xem tài liệu đầy đủ

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là yêu cầu không thể thiếu đối với một kỹ sư ngành cơ khí, nhằm cung cấp các kiến thức cơ sở về máy và kết cấu máy. Thông qua đồ án môn học Chi tiết máy, mỗi sinh viên được hệ thống lại các kiến thức đó học nhằm tính toán thiết kế chi tiết máy theo các chỉ tiêu chủ yếu về khả năng làm việc; ...

Chủ đề:
Lưu

Nội dung Text: Đồ án học phần cơ sở thiết kế máy: Thiết kế hệ dẫn động băng tải

  1. ĐỒ ÁN HỌC PHẦN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
  2. TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN HỌC PHẦN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY BỘ MÔN KỸ THUẬT CƠ SỞ ********** Đề số 1A: THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Số liệu cho trước Lực kéo xích tải F (N) 1 F 9750 N Vận tốc băng tải v (m/s) 2 V 0,7 m/s Đường kính băng tải D (mm) 3 D 500 mm Thời gian phụ c vụ Lh (giờ) giờ 5 Lh 20000 Số ca làm việc 6 2 ca 45o Góc nghiêng đường nố i tâm bộ truyền độ 7  ngoài α (độ) Đặc tính làm việc 8 Êm
  3. Mục lục Bản thuy ết minh đồ án gồm những phần chính sau: - Phần I : Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền. - Phầ n II : Tính toán bộ truyền đai thang. - Phần III : Tính toán bộ truyền xích - Phầ n IV : Tính toán bộ truy ền bánh răng trụ răng nghiêng. - Phầ n V : Chọn khớp nối. - Phầ n VI : Tính toán và kiểm nghiệm trục. - Phầ n VII : Tính chọn then. - Phầ n VIII : Tính chọn ổ trục. - Phầ n IX : Bôi trơn ăn khớp và bôi trơn ổ trục. - Phầ n X : Thiết kế vỏ hộp và các chi tiết máy khác. - Phầ n XI : Xây dựng bản vẽ lắp và chọn kiểu lắp ghép.
  4. Lời nói đầ u Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là yêu cầu không th ể thiếu đối với một k ỹ sư ngành cơ khí, nhằm cung cấp các kiến thức cơ sở về m áy và kết cấu máy. Thông qua đồ án môn học Chi tiết máy, m ỗi sinh viên được h ệ thống lại các kiến thức đó học nhằm tính to án thiết kế chi tiết máy theo các chỉ tiêu chủ yếu về kh ả n ăng làm việc; thiết kế kết cấu chi tiết máy, vỏ khung và bệ máy; chọn cấp chính xác, lắp ghép và phương pháp trình bày bản vẽ, trong đó cung cấp nhiều số liệu m ới về phương pháp tính, về dung sai lắp ghép và các số liệu tra cứu khác. Do đó khi thiết kế đồ án chi tiết máy phải tham khảo các giáo trình như Chi tiết máy, Tính toán thiết kế hệ d ẫn động cơ khí, Dung sai và lắp ghép, Nguyên lý máy ...từng bước giúp sinh viên làm quen với công việc thiết kế và nghề n ghiệp sau này của mình. Trong học ph ần cơ sở thiết kế máy, nhằm củng cố kiến thức cho sinh viên, em đó được giao đ ề tài : THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Với sự hướng dẫn tận tình củ a giảng viên Nguyễn Văn Huyến.Nhiệm vụ của em là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có bộ truyền đai, hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng và bộ truyền xích. Hệ được d ẫn động b ằng động cơ điện thông qua khớp nối, qua b ộ truyền đai, hộp giảm tốc và bộ truyền xích đ ể truyền động đến băng tải. Với một khố i lượng kiến th ức tổng hợp lớn, và có nhiều ph ần em chưa n ắm vững, dù đã tham khảo các tài liệu song khi thự c hiện đồ án, trong tính toán không thể tránh được những thiếu sót.Em mong được sự góp ý và giúp đỡ của các th ầy cô giáo và bạn bè. Em xin chân thành cảm ơn các th ầy cô giáo trong Khoa, đ ặc biệt là th ầy Nguyễn Văn Huyến đ ã h ướng dẫn tận tình và cho em nhiều ý kiến quý báu cho việc hoàn thành đồ án môn học này.... H ưng Yên, ngày…/…./…. Sinh viên: Nguyễn Trọng Đạt .
  5. Chú thích: Tài liệu [1] : Tính toán thiết kế dẫn động cơ khí tập 1 Tài liệu [2] : Tính toán thiết kế dẫn động cơ khí tập 2 Tài liệu [3] : Hướng dẫn đồ án cơ sở thiết kế máy PH ẦN I: CHỌ N ĐỘ NG CƠ VÀ PHÂN PHỐ I TỈ SỐ TRUYỀN 1.1. Chọ n động cơ * Công suất cần thiết: - Công su ất danh nghĩa trên trục công tác: Pdn = F.v/1000 Với F: lực kéo băng tải V: vận tốc băng tải Pdn = 9750.0,7/1000 =6,825 kW )2 ti /  ti ( P / t - Công suất đẳng trị của độ ng cơ: β = P1 i 1 Trong đó: -P1 : Công suất lớn nhấ t trong các công suất tác dụng lâu dài trên trục công tác. - Pi : Công suất tác dụng trong thời gian ti. 1 2 .4  0,6 2 .4  β= = 0,82 kW 8 - Công suấ t tính toán trên trục máy công tác: Pt = Pdn .β  Pt = 6,825.0,82 = 5 ,597 kW - Hiệu suất của toàn bộ hệ dẫn động: Ta gọ i  ht là hiệu suất của toàn bộ hệ thống được xác định theo công thức:  ht =  k.  đ. rtru. ol4  x Theo bảng 2.3 –tr.19 Tài liệu 1  k – hiệu su ất củ a khớp nố i. k =1  đ - hiệu suất của bộ truyền đai thang.  đ = 0,95
  6.  rtru – hiệu su ất của bộ truyền bánh răng trụ.  rtru = 0,97  ol – h iệu suất củ a một cặp ổ lăn.  ol = 0,99  x – hiệu suất của bộ truyền xích.  x = 0,92   ht=1 2.0,95.0,97.0,994.0,92= 0,8144 - Công suất cần thiết trên trục động cơ: Pct = Pt / η= = 5,597 /0,144 = 6 ,87 kW * Số vòng quay đồng bộ của đ/cơ: - Số vòng quay trên trục công tác: nlv = 60000.v/(πD) Với: v- vậ n tốc băng tả i (m/s) D- Đường kính băng tả i (mm)  nlv = 60000.0,7(3,14.500)= 26,75 (v/p) - Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động (sơ bộ): ut = ux.uđ.uh Chọn sơ bộ TST : bộ truyền xích ux = 3,5 hộp giảm tố c=bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp u h=4 bộ truyền đai uđ = 4  ut = 3,5.4.4 = 56 - Số vòng quay trên trục động cơ : nsb = nlv. ut = 2 6,75 .56 = 1498 (v/p) Chọn số vòng quay đồng bộ củ a đ/cơ: nđb = 1 500 v/ph * Chọn động cơ: Dựa vào bảng P1.1 sử dụng loại động cơ K132M4 Kiểu Công suất Vận tốc quay động cơ Khối Vòng/phút lượng % Cos  Ik Tk I dn Tdn Kw Mã 50Hz 60Hz lực K160S4 7 ,5 10,0 1450 1740 87,5 0,86 5 ,8 2,2 94 (kg) 1.2. Phân phối tỷ số truyền: * Tính lại tỷ số truyền chung: ut = nđc / nlv = 1450 / 2 6,75 = 54 * Phân phối TST: Chọn uh= 4, chọ n ux=3,5 Ta có: uđ = ut/(uh.ux) = 54 /(3,5.4) = 3,86 1.3. Tính các thông số trên các trục:
  7. *Tính toán tốc độ quay của các trục : n dc = 1450/1 =1450 (v/p) Trục động cơ: nđc = - uk ndc = 1450 /3,86 = 375,6(v/p) Trục I: nI = - ud nI = 374,4/4 = 9 3,9 (v/p) Trục II: nII = - ubrr *Tính công suất trên các trụ c: - Pđc = pct = 6,87 kW - PI = Pđc.ηđ.ηol = = 6,87.0,95.0,99 = 6,46 kW - PII = PI. ηbr.ηol = 6,46.0,97.0,99 = 6,2 kW * Tính mômen xo ắn: Tđc = 9,55.10 6.Pct / nđc = 9,55.106. 6,87 / 1450 = 45247,2 (Nmm) T1 = 9,55.10 6.PI / n1 = 9,55.106. 6,46/ 375,6 = 164251,9 (Nmm) T2 = 9,55.10 6.PII / n2 = 9 ,55.106. 6,2 / 93,9 =632585,5 (Nmm)
  8. 1.4. Bả ng k ết quả tính toán : Trục Trụ c Trụ c Trục Động cơ I II Thông số Tỷ số truyền 3,86 4 Công suất P( kW) 6,87 6,46 6,2 Số vòng quay n (v/ph) 1450 375,6 93,9 Momen xoắn T( N.mm ) 45247,2 164251,9 632585,5
  9. PH ẦN II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI THANG 2.1. Chọ n tiết diện đai Chọn tiết diện đai thang: Theo hình 4.1 tài liệu [1] Với Pđc =5,5 kW nđc = 1445 vòng/phút  chọn tiết diện đai A với các thông số theo bảng 4,13 tài liệu (1): Diện tích Kích thước tiết diện, mm Chiều dài giới hạn Ký tiết diện A, hiệu Đường kính bánh l, mm mm 2 bt B h yo đai nhỏ d1, mm 100  200 560  4000 A 11 13 8 2,8 81 Mặt cắt của đai thang 13 11 2,8 8 400 Hình 2.1 Mặt cắt ngang của đai thang: 2.2.Tính toán sơ bộ đai  Chọn đường kính bánh đai nhỏ d1 = (5,2...6,4) 3 T1 Với T1: mômen xo ắn trên trục bánh đai nhỏ. T1=Tđc=45247,2 N.mm  d1 = (5,2…6,4 ) . 3 45247,2 = (185,3.. 228,06) Chọn d 1 = 200mm Kiểm tra vận tố c đai
  10.  .d1 .n1  .200.1445 v   15,12( m / s )  vmax 60000 60000 với vmax = 25 m/s  thoả m ãn điều kiện. Theo (4.2) tài liệu [1] Hệ số trượt:  = 0,01-0,02  chọn ε = 0,02  Chọn đường kính bánh đai lớn là: Theo (4.2) tài liệu [1], chọn d2 = u . d1 .(1 - ) = 3 ,86 .200(1 - 0,02) =756,6(mm) Theo bảng 4.21 tài liệu [1] chọn đường kính tiêu chuẩn d2 = 800 mm Vậy tỉ số truyền thực tế: - d2 800 ut    4,1 d1 ( 1   ) 200( 1  0,02 ) Sai số tỉ số truyền là: ut  u 4,1  4 .100%  2,5%  5% Thỏa mãn điều kiện u  .100%  u 4  Chọn kho ảng cách trục và chiều dài đai Theo b ảng 4.14 trang 60 tài liệu [1] chọn kho ảng cách trục dựa theo tỉ số truyền u và đường kính bánh đai d 2:b a  0,95  a=0,95. d2 = 0,95.800=760 d2 Kiểm tra điều kiện a: 0,7(d1 + d2) + h  a  2(d1 + d2) 0,7(d1 + d2) + h = 0,55(200+ 800) + 8 = 558 2(d 1 + d2) = 2 (200 + 800) = 2000  thỏa mãn đ iều kiện Theo (4.4) tài liệu [1] Từ kho ảng cách trụ c a đ ã chọn, ta có chiều dài đai: ( d 2  d1 )2 l  2.a  0,5. .( d1  d 2 )  4.a ( 800  200 )2  2.760  0,5. .( 200  800 )   3208 mm 4.760 Theo bảng 4.13 tài liệu [1]  chiều dài tiêu chu ẩn l = 3350 mm Nghiệm số vòng ch ạy củ a đai trong 1 giây Theo công thức (4.15) tài liệu [1] v 15,12 i   4,51  imax l 3,35 với imax = 10 vòng/giây Tính lại khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn l = 2360 mm - Theo (4.6) trang 54 tài liệu [1]   2  8.2 a 4
  11. Trong đó:  ( d1  d 2 )  l  2 d  d1  2 2 2l   ( d 2  d 1 )  [ 2l   ( d 2  d1 )] 2  8( d 2  d 1 )2 a 8 2  2.3350-3,14.(800+ 200)  8.( 800  200 )2 2.3350  3,14.( 800  200 )  a 8  a  836 mm Theo (4.7) trang 54 tài liệu [1] , góc ôm bánh đai nhỏ 57 o  1  180 o  ( d 2  d1 ) a 57 o  1  180 o  ( 800  200 )  139 o 836  1 > min = 120 o  tho ả mãn điều kiện 2.3. Xác định số đai z: Theo (4.16) trang 60 tài liệu [1] P1 .K d z [Po ] . C .Cl. .Cu .C z Trong đó: + C : hệ số kể đ ến ảnh hưởng của góc ôm 1 Bảng 4.15 trang 61 tài liệu [1]  C = 1 -0,0025(180 - 1 ) = 0,89với  = 139 o + Cl : h ệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai l 3350   1,97 lo 1700 Với -l: chiều dài đai của bộ truyền đang xét. -lo: Chiều dài đai lấy làm thí nghiệm ghi trong bảng 4.19 tài liệu (1) Bảng 4.16 trang 61 tài liệu [1]  Cl = 1,15 + Kđ : hệ số tải trọng động Bảng 4.7 trang 55 tài liệu [1]  Kđ = 1,1 + Cu : hệ số kể đ ến ảnh hưởng của tỷ số truyền Bảng 4.17 trang 61 tài liệu [1]  Cu = 1 ,14 với u = 3,86 + [P o] : công suất cho phép (kW) Bảng 4.19 trang 62 tài liệu [1]  [Po] = 4,06 kW với v = 15,12 m/s và d 1 = 200 mm P1/ [P0] =6,87/4,06 = 1,69  + Cz: hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọ ng cho các dây đai Bảng 4.18 trang 61 tài liệu [1]  Cz = 1 Do đó z = 6,87.1,1/(4,06.0,89.1,15.1,14.1) = 1,45  lấy z = 1
  12. 2.4.Chiều rộng của bánh đai theo công thức 4.17 tài liệu(1) B = (z - 1 ) . t + 2e Với z = 1, t = 15 và e = 10 Tra bảng 4.21 Tài liệu [1]  B = (1 - 1) . 15 + 2 . 10 =20 (mm)  Đường kính ngoài của bánh đai (với ho = 3.3) da = d1 + 2ho = 200 + 2 . 3,3 = 206,6 (mm) Xét lực căng bánh đai + Xác đ ịnh lực căng do lực li tâm sinh ra: Theo công thức (4.20) trang 64 tài liệu [1] Fv = qm . v2 =0,105.15,122 + q m: khố i lượng 1 m chiều dài đai Theo bảng 4.22 trang 64 tài liệu [1] qm = 0,105 kg/m + v: vận tốc vòng =15,12(m/s) + P 1: công suất trên bánh đai chủ động Theo (4.19) trang 63 tài liệu [1] 780.P .K d 1 Fo   Fv v.C . z 780.6,87.1,1 F0 = + 30 = 376,9 (N) 15,12.0,89.1 Lực tác dụng lên trụ c theo công thứ c (4.21) tr64 tài liệu (1). Fr = 2Fo . z . sin(1/2) = 2 . 376,9 . 1 . sin(139 /2)  Fr = 706 (N)
  13. a w1 d2 F1 n2 45° 1 45° d1 O2 n1 F1 Fr O1 2 F2 1 2 F2 Hình 2.3 – S ơ đồ lực tác dụng trên trục khi bộ truyền đai làm việc B t ho h da d Hình dáng mặt cắt đai
  14. Bảng thống kê Thông số Ký hiệu Đai thang Đường kính bánh đai nhỏ d1, mm 200 Đường kính bánh đai lớn d2, mm 800 Chiều rộng bánh đai B, mm 20 Chiều dài đai l, mm 3350 Số đ ai z 1 Lực tác dụng lên trục Fr, N 706 PH ẦN III: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH 3. 1. Chọn lo ại xích Do bộ truyền tải không lớn, ta chọn loại xích ống - con lăn mộ t dãy, gọi tắt là xích con lăn mộ t dãy. Loại xích này chế tạo đơn giản, giá thành hạ và có độ b ền mòn cao. 3.2. Xác đ ịnh các thông số của xích và bộ truyền xích a. Chọ n số răng đĩa xích Số răng đ ĩa xích nhỏ được xác định theo công thức: z1 = 29 - 2. uxích ≥ 19 (2.17) Với uxích = 2  z1 = 29 - 2. 3,5 = 22 >19 Vậy: z1 = 22 (răng) Tính số răng đĩa xích lớn: z2 = uxích. z1  zmax (2.18) Đối với xích con lăn zmax = 120, từ đó ta tính được: z2 = 2,5. 22 = 77(răng) b. Xác định bước xích p Theo công thức 5.3 tài liệu (1), bước xích p được xác định từ ch ỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề. Điều kiện đảm b ảo ch ỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích được viết dưới d ạng: Pt = P. k. kz. kn  [P] (2.19) Trong đó: Pt - Công suất tính toán; P - Công suất cần truyền; P = 2,19 (KW) [P]- công suất cho phép Xác định công suất cho phép [P] củ a xích con lăn: với n01 = 200 vòng/phút, bước xích p = 31,75 (mm), theo bảng 5. 5 - tr - 81 - tài liệu [1], ta có: [P] = 19,3 (KW);
  15. z 01 25 kz - Hệ số răng ; kz = = = 1,1363 z1 22 n01 200 kn - Hệ số vòng quay; kn = = = 2,17 nII 92 Hệ số k được xác định theo công thức 5.4 tài liệu (1): k = k0. ka. kđc. kbt. kđ. kc (2.20) Trong đó các hệ số thành phần được chọn theo b ảng 5.6 -tr 82 - tài liệu [1],với: k0 - Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền, k0 = 1 (do đường nố i tâm của hai đĩa xích so với đường nằm ngang là 45o <60o); ka - Hệ số kể đến ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích; với a = (30…40)p, ta có: ka = 1; kđc - Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lự c căng; với trường hợp vị trí trục không điều ch ỉnh được, ta có: kđc = 1,25; kbt - Hệ số kể đến ảnh hưởng củ a bôi trơn; với trư ờng hợp môi trường làm việc có bụ i, chất lượng bôi trơn b ình thường), ta chọn: kbt = 1,3; kđ - Hệ số tải trọ ng động, với trường hợp tải trọng vừa (tải trọng va đập), ta chọn: kđ = 1,2; kc - Hệ số kể đến chế độ làm việc củ a bộ truyền; với trường hợp số ca làm việc là 2 ca, ta có: kc = 1,25; Từ (II -20) ta tính được: k = 1. 1. 1,25. 1,3. 1,2. 1,25 = 2,437 Từ (II -19) ta tính được: Pt = 2,19. 2,437. 1. 1,046= 5 ,79 (KW)  P t = 5,79 KW < [P] = 19,3 KW Với bước xích p = 31,75 (mm), theo bảng 5.8 - tr 83 - tài liệu [1] điều kiện p <pmax đ ược thỏa mãn. Tính khoảng cách trục sơ bộ, ta lấy: asb = 40p = 40. 31,75 = 1270(mm); Ta xác định số m ắt xích theo công thức: (z  z )2.p z z 2a + 1 2 + 2 21 x= (2.21) 4 a p 2 (60  24) 2 .31,75 2.1270 24  60  x= + + = 122,82 4.3,14 2.1270 31,75 2 Ta lấy số m ắt xích chẵn xc = 122, tính lại khoảng cách trục theo công thức:   2  ( z 2  z1 )    a * 2 = 0 ,25.p  xc  0,5 z 2  z1   [ x c  0,5( z 2  z1 )]2  2 (2.22)   w       Theo đó, ta tính được:   2  (60  24)    a * 2 = 0 ,25.31,75 122  0,560  24  [122  0,5(60  24)]2  2    w  3,14      a * 2 =1272,86 = 1273 (mm)  w
  16. Để xích không chịu lực căng quá lớn, ta cần giảm kho ảng cách trục đi một lượng: a = (0,002…0,004)a * 2 , ta chọn a = 0,003a * 2  4 (mm) w w  aw2 = a * 2 - a = 1273 - 4 = 1269 (mm) w Số lần va đ ập củ a b ản lề xích trong 1 giây: z1 .n III  [i] i= (2.23) 15.x c 24.191,14  i= = 2,486 15.122 Theo bảng 5. 9 - tr 85 - tài liệu [1], ta có: [i] = 25;  i = 2,486 < [i] = 25, 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 độ 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 h ệ số an toàn: Q ≥ [s] (2.24) s= k d .Ft  F0  Fv Trong đó: Q - Tải trọng phá hỏng, theo bảng 5. 2 - tr 78 - tài liệu [1], ta có: Q = 88,5 kN = 88500 N; q - khố i lượng của 1 mét xích, theo b ảng 5. 2 - tr78 - tài liệu [1] , ta có: q = 3,8 kg; kđ - Hệ số tải trọng động, theo bảng 5. 6 - tr 82 - tài liệu [1], với trường hợp tải trọng va đ ập nhẹ, ta chọn kđ = 1 v - vận tốc trên vành đĩa d ẫn z1: z1 . p.n III v= (2.25) 60.10 3 24.31,75.191,14  v= = 2 ,427 (m/s) 60000 Ft - Lực vòng trên đ ĩa xích: 1000.P Ft = (2.26) v 1000.2,19  Ft = = 902,35 (N) 2,427 Fv - Lực căng do lực ly tâm sinh ra khi làm việc: Fv = q. v2 (2.27) Fv = 3,8. (2,427 )2 = 22,38 (N)  F0 -Lực căng do bánh xích b ị độ ng sinh ra: F0 = 9,81. kf. q. a (2.28)
  17. Trong đó kf là h ệ số phụ thu ộc 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. 1269 = 19,035 (mm); kf = 4, ứng với trường h ợp b ộ truyền nghiêng mộ t góc dưới 40 o so với phương n ằm ngang;  F0 = 9,81. 4. 3,8. 1,269 = 189,22 (N) 88500 Từ đó, ta tính được: s = = 79,44 1.902,35  189,22  22,38 Theo bảng 5. 10 - tr 86- tài liệu [1], với n1 = 200 vòng/phút, ta có: [s] = 8,5  s = 79,44 > [s] = 8,5 ; bộ truyền xích đ ảm bảo đủ b ền. d . Xác định đường kính đĩa xích Theo công thức 5. 17- tr86- tài liệu [1] và b ảng 14 -4b - tr20 - tài liệu [2], ta xác đ ịnh được các thông số sau:  Đường kính vòng chia d1 và d2: p 31,75 Ta lấy d 1 = 243 (mm) d1 = = = 243,24 (mm)  180 o    sin   sin   24  z    1   p 31,75 Ta lấy d2 = 607 (mm) d2 = = = 606,65 (mm)  180 o    sin   sin   60  z    2    Đường kính vòng đ ỉnh da1 và da2: da1 = p[0,5 + cotg(/z1)] = 31,75. [0,5 + cotg(180o/24)] = 257,04 (mm) Ta lấy d a1 = 257 (mm) da2 = p[0,5 + cotg(/z2)] = 31,75. [0,5 + cotg(180o/60)] = 621,7 (mm) Ta lấy d a2 = 622 (mm)  Đường kính vòng đ áy(chân) răng df1 và df2: df1 = da1 - 2r , trong đó r là bán kính đáy răng, đư ợc xác đ ịnh theo công thức: r = 0,5025.dl + 0,05 (2.29) với dl = 19,05 (mm), theo bảng 5. 2 - tr 78 - tài liệu [1].  r = 0,5025.19,05 + 0,05 = 9,622 (mm) do đó: d f1 = 257 - 2. 9,622 = 237,75 (mm) , ta lấy df1 = 238 (mm) d f2 = 622 - 2. 9,622 = 602,75 (mm) , ta lấy df2 = 603 (mm)  Kiểm nghiệm về độ b ền tiếp xúc củ a đ ĩa xích:
  18. Ứng suất tiếp xúc H trên m ặt răng đ ĩa xích phải nghiệm điều kiện: k r Ft K d  Fvd .E H = 0,47.  [H] (2.30) A.k d Trong đó: [H] - ứng suất tiếp xúc cho phép, theo b ảng 5. 11 - tr 86 - tài liệu [1]; Ft - Lực vòng trên đ ĩa xích, Ft = 902,35 (N) Fvd - Lực va đập trên m dãy xích (m = 1), tính theo công thức: Fvd = 13. 10 -7. n III. p3. m (2.31) -7 3  Fvd1 = 13. 10 . 191,14. (31,75) . 1 = 7 ,95 (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- tài liệu [1], với z1 = 24  kr1 = 0 ,432 2 E1 .E 2 - Mô đun đàn h ồi , với E1, E2 lần lư ợt là mô đun đàn hồ i củ a E= E1  E2 vật liệu con lăn và răng đĩa xích, lấy E = 2,1. 10 5 MPa; A - Diện tích chiếu của bản lề, mm2, theo bảng 5. 12 - tr 87 - tài liệu [1], ta có: A = 262(mm2); Thay các số liệu trên vào công thứ c (II -30), ta tính được: - Ưng su ất tiếp xúc H trên mặt răng đĩa xích 1: 0,432902,14.1,2  7,95.2,1.10 5 H1 = 0,47. = 288,84 (MPa) 262.1 Ưng su ất tiếp xúc H trên m ặt răng đĩa xích 2: - Với: z2 = 60  kr2 = 0,22 Fvd2 = 13. 10-7. nIV. p3. m = 13. 10-7. 76,45. (31,75)3. 1 = 3,18 (N) 0,222902,35.1,2  3,18.2,1.10 5  H2 = 0,47. = 205,67 (MPa) 262.1 Như vậy: H1 = 288,84 MPa < [H] = 600 MPa ; H2 = 205,67 MPa < [H] = 600 MPa; Ta có thể dùng vật liệu chế tạo đ ĩa xích là gang xám Cì 24 -44, phương pháp nhiệt luyện là tôi, ram (do đĩa bị động có số răng lớn z2 = 60 ≥ 50 và vận tố c xích v = 2,427 m /s < 3 m/s) đạt độ rắn là HB = 350 sẽ đảm bảo đư ợc độ bền tiếp xúc cho răng củ a 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 (2.32)
  19. 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 (2.33) Trong đó: kx - Hệ số kể đến ảnh hưởng củ a trọng lượng xích; với kx = 1,15 khi bộ truyền nằm ngang ho ặc nghiêng một góc nhỏ hơn 40o; Ft - Lực vòng trên đĩa xích, Ft = 902,35 (N);  Fr = 1,15. 902,35 = 1037,7 (N) a w2 d2 F1 n2 15° d1 n1 15° O1 Frx 1 F2 2 Hình 3.1 - S ơ đồ lực tác dụng lên trục khi bộ truyền xích làm việc b da df d Hình 3.2 – Hình vẽ mặt cắt bánh xích
  20. Bảng 2.4 – Bảng thông số kích thước của bộ truyền xích Các đại lượng Thông số Khoảng cách trụ c aw2 = 1269 mm Số răng đ ĩa chủ động z1 = 24 Số răng đ ĩa bị động z2 = 60 Tỷ số truyền uxích = 2,5 Số mắt của dây xích x = 122 Đường kính vòng chia của đĩa xích Chủ động: d 1 = 243 mm Bị động: d2 = 607 mm Đường kính vòng đ ỉnh củ a đ ĩa xích Chủ động: da1 = 257 mm Bị động: da2 = 622 mm Đường kính vòng chân răng củ a đ ĩa xích Chủ động: df1 = 238 mm Bị động: df2 = 603 mm Bề rộng củ a răng đĩa xích (không lớn hơn) B = 19,05 mm Bước xích p = 31,75 mm PH ẦN IV: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ - RĂNG NGHIÊNG 4.1. Chọ n vậ t liệu chế tạo bánh răng Bánh nhỏ: Chọn vật liệu là thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia công có các thông số kỹ thu ật (độ cứng,giới h ạn bền và giới h ạn bền chảy) Bánh lớn: Chọn vật liệu là thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia công có các thông số kỹ thu ật (độ cứng, giới hạn bền và giới hạn b ền ch ảy) Vật liệu Tên HB b ch Bánh răng 1 Thộp 45 tô i cải tiến 850 580 250 Bánh răng 2 Thộp 45 tô i cải tiến 750 450 240 4. 2 Xác định ứng suất cho phép - Ứng su ất tiếp xúc cho phép [H] và ứng su ất uốn cho phép [F] được xác đ ịnh theo công thức sau:

CÓ THỂ BẠN MUỐN DOWNLOAD

Đồng bộ tài khoản