intTypePromotion=1
zunia.vn Tuyển sinh 2024 dành cho Gen-Z zunia.vn zunia.vn
ADSENSE
 » 
 » 

Đề tài về Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

Chia sẻ: Ho Congluan | Ngày: | Loại File: DOC | Số trang:58

Thêm vào BST
Báo xấu
230
lượt xem 61
download
 
  Download Vui lòng tải xuống để xem tài liệu đầy đủ

Trong trường ĐH GTVT TP.HCM.Sau khi học xong phần lý thuyết, sinh viên sẽ bắt tay vào giai đoạn thực hành.Lúc này sinh viên sẽ bắt tay vào làm các đồ án môn học.Đối với môn Chi tiết máy cũng vậy .Sinh viên sẽ làm đồ án “Thiết kế hệ thống truyền động cơ khí “.Đây là bước quan trọng để sinh viên hiểu kỹ hơn lý thuyết và là tiền đề quan trọng hay bước ngoặc để sinh viên có thể thiết kế một hệ thống hoàn chỉnh....

Chủ đề:

Bình luận(0) Đăng nhập để gửi bình luận!

Lưu

Nội dung Text: Đề tài về Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

  1. Đồ an truyên đông cơ khí ́ ̀ ̣ GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG MỤC LỤC Trang LỜI NÓI ĐẦU PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN...................4 1. Chọn động cơ................................................................................ 5 2. Phân phối tỉ số truyền.....................................................................6 3. Công suất và số vòng quay trên các trục....................................... 6 PHẦN II. THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN......................................................7 I. Thiết kế bộ truyền đai.........................................................................7 1. Chọn loại đai..................................................................................7 2. Khoảng cách trục a.........................................................................8 3. Chiều dài đai...................................................................................8 4. Xác định số đai cần thiết.................................................................9 5. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục.......................9 II. Thiết kế bộ truyền bánh răng côn.....................................................10 1.chọn vật liệu và chế độ nhiệt luyện...............................................10 2,xác định ứng suất cho phép...........................................................10 3,tính toán bộ truyền bánh răng côn.................................................12 a) xác định chiều dài.......................................................................12 b) các thông số ăn khớp...................................................................13 c) kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc........................................14 d) kiểm nghiệm răng về độ bền uốn................................................15 e) kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải...........................................17 f) các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn..................18 III. Thiết kế bộ truyền bánh răng thẳng Trang 1 SVTH: HỒ CÔNG LUẬN
  2. Đồ an truyên đông cơ khí ́ ̀ ̣ GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG 1,chọn vật liệu và chế độ nhiệt luyện...............................................19 2,xác định ứng suất cho phép...........................................................19 3,tính toán bộ truyền bánh răng thẳng..............................................21 a) xác định khoảng cách trục.........................................................22 b) xác định đường kính vòng lăn...................................................22 c) các thông số ăn khớp..................................................................22 d) các thông số hình học của bộ truyền..........................................23 e) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc........................................23 f) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn...............................................25 g) Kiểm nghiệm răng về quá tải......................................................26 h) Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng thẳng..............27 PHẦN III.TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ TRỤC 1. Chọn vật liệu.............................................................................27 2. Tính sơ bộ đường kính trục.......................................................27 3. Phân tích lực tác dụng và chọn chiều cho bánh răng...............28 4. xác định khoảng cách gối đỡ và điểm đặt lực.........................29 5. xác định đường kính và chiều dài cho đoạn trục.....................30 a. tính toán cho trục I................................................................30 b. tính toán cho trục II...............................................................33 c. tính toán cho trục III..............................................................36 6. tính kiểm nghiệm trục về độ b.ền mỏi......................................39 7. tính kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh........................................41 a) kiểm nghiệm cho trục I..........................................................42 b)kiểm nghiệm cho trục II..........................................................42 Trang 2 SVTH: HỒ CÔNG LUẬN
  3. Đồ an truyên đông cơ khí ́ ̀ ̣ GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG c)kiểm nghiệm cho trục III.........................................................42 PHẦN IV.TÍNH VÀ CHỌN THEN..............................................................43 1. Tính then cho trục 1.................................................................43 2. Tính then cho trục 2.................................................................44 3. Tính then cho trục 3.................................................................45 PHẦN V.TÍNH VÀ CHỌN Ổ TRỤC...........................................................45 Chọn ổ lăn cho tổng trục...............................................................46 1. chọn ổ lăn cho trục I.................................................................46 2. chọn ổ lăn cho trục II................................................................48 3. chọn ổ lăn cho trụcIII...............................................................50 PHẦN VI. CHỌN KHỚP NỐI...............................................................52 PHẦN VII. THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC................................................53 PHẦN VIII. BẢN VẼ LẮP VÀ KIỂU LẮP GHÉP.....................................58 PHẦN IX. TÀI LIỆU THAM KHẢO...................................................59 Trang 3 SVTH: HỒ CÔNG LUẬN
  4. Đồ an truyên đông cơ khí ́ ̀ ̣ GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG LỜI NÓI ĐẦU Trong trường ĐH GTVT TP.HCM.Sau khi học xong phần lý thuyết, sinh viên sẽ bắt tay vào giai đoạn thực hành.Lúc này sinh viên sẽ bắt tay vào làm các đồ án môn học.Đối với môn Chi tiết máy cũng vậy .Sinh viên sẽ làm đồ án “Thiết kế hệ thống truyền động cơ khí “.Đây là bước quan trọng để sinh viên hiểu kỹ hơn lý thuyết và là tiền đề quan trọng hay bước ngoặc để sinh viên có thể thiết kế một hệ thống hoàn chỉnh. Đề tài :”Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải “.Mà cụ thế là thiết kế hộp giảm tốc bánh răng hai cấp côn trụ .Với hộp giảm tóc này bộ truyền sẽ làm việc êm ,truyền được công suất nhỏ vì khả năng tải bé.Nhưng nó có thể truyền chuyển động giữa hai trục vuông góc với nhau.Nói đến hộp giảm tốc thì ta có thể thấy ngay vai trò quan trọng của nó trong các hệ thống máy móc.Vì bộ phận công tác bao giờ cũng có vận tốc nhỏ hơn nhiều so với động cơ.Do đó , để cho hệ thống làm việc tốt thì không thể thiếu hộp giảm tốc.Đồng thời với một số loại hộp giảm tốc có thể điều chỉnh vận tốc vô cấp nên đáp ứng được hệ thống có vận tốc làm việc thay đổi thường xuyên . Khi đi vào tính toán ,sinh viên sẽ phải làm việc nghiêm túc ,vận dụng tất cả lý thuyết đã được học ở các môn đại cương hay cơ sở vào công việc tính toán thiết kế. Trang 4 SVTH: HỒ CÔNG LUẬN
  5. Đồ an truyên đông cơ khí ́ ̀ ̣ GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG THIẾT KẾ HỆ TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ  ĐỀ 6: THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Cho trước sơ đồ truyền động ,sơ đồ tải và các thông số ban đầu của hệ: 1: Động cơ điện không đồng bộ 3 pha. 2: Bộ truyền đai thang. 3: Hộp giảm tốc bánh răng côn 2 cấp nón-trụ 4: Nối trục vòng đàn hồi. 5: băng tải. ◊ Số liệu thiết kế: Công suất trục Số vòng quay trục công tác (kw) công tác (vòng/phút) Số năm làm việc 5,8 52 5 Chế độ làm việc :quay một chiều,làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ (1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ) PHẦN I:chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền 1.Chọn động cơ: Ta có số liệu ban đầu : Pct =5.8 (kw) n=52 (vòng/phút) theo đề bài ta có: T1 = T ; t1 = 70% × tck = 0,7 × tck T2 = T ; t2 = 30% × tck = 0,3 × tck Trang 5 SVTH: HỒ CÔNG LUẬN
  6. Đồ an truyên đông cơ khí ́ ̀ ̣ GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG 9.55 × 106 × pct 9.55 × 106 × 5.8 Ta tính được: T= = = 1065192,31( Nmm) nt 52  Vì tải trọng thay đổi theo bậc nên ∑ T .t 2 k k T 2 .0.7t ck + (0.8T ) 2 .0.3t ck = 0.944T (kW ) Ttđ = ∑t k = t ck =1005541,54 (kW) T × nct 1005541,54 × 52 ⇒ ptđ = tđ 6 = =5.48(kw) 9.55 × 10 9.55 × 10 6 Hiệu suất chung : η = η1 .η 2 .η 3 .η 4 4 =0.95×0.96×0.97× 0.99 4 =0.849 Với :η1 = 0,95 Hiệu suất bộ truyền đai η 2 =0,96 Hiệu suất bộ truyền bánh răng côn η 3 =0,97 Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng trụ η 4 =0,99 Hiệu suất của một cặp ổ lăn ⇒ pđcct = 0.p = 05..849 =6.45(kw) 849 48 tđ (Công suất động cơ tính theo Pmax). -Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ Số vòng quay đồng bộ của động cơ: 60 × f 60 × 50 Nđb = = = 1500(vòng / phút ) p 2 Với: f=50hz, p=2(số đôi cự từ) + Động cơ được chọn phải thõa mãn: Pđc ≥ Pct   n đb ≈ n sb  Tra phụ lục trong sách:”Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí,tập 1” ta chọn được động cơ : 4A132S4Y3. Bảng số liệu: Kiểu động Công Vận tốc cơ suất vòng cos ϕ η% Tmax TK (kw) quay Tdn Tdn (vg/ph) 4A132S4Y3 7.5 1455 0.86 87.5 2.2 2 2.Phân phối tỉ số truyền: -Ta chọn : uh = 10 Do tỉ số truyền bánh răng nón u1 ≤ 3 ,nên ta chọn u1 = 3. nđc 1455 Mặt khác:uc = n = = 27,98 ct 52 Trang 6 SVTH: HỒ CÔNG LUẬN
  7. Đồ an truyên đông cơ khí ́ ̀ ̣ GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG uc =uđ×uh = uđ×10=27,98 u c 27.98 ⇒ uđ = = = 2,798 uh 10 uh 10 Mà uh= u1.u2 ⇒ u2 = u = 3 = 3,33 1 3.Công suất trên các trục và số vòng quay trên các trục Công suất trên trục 1: P1=η đ × η ol × Pctđt =0,95×0,99×6,45=6,07(kw) Công suất trên trục 2: P2 =η BR × η ol × P1 =0,96×0,99×6,07=5,77( kW ) Công suất trên trục 3: P3 =η BR ×η ol × P2 =0.97× 0.99 2 ×1×5,77=5,49 ( kW ) - Số vòng quay trên các trục nđc 1455 n1 = = = 520(vòng / ph) u đ 2,798 n1 520 n2 = = = 173,33(vòng / ph) u1 3 n2 163,33 n3 = = = 52,05(vòng / ph) u2 3,33 - Mô men xoắn trên các trục 9.55 × 10 6 × Pđcct 9.55 × 10 6 × 6.45 Tđc = = = 42335,05( N .mm) nđc 1455 9.55 × 10 6 × P1 9.55 ×10 6 × 6,07 T1 = = = 111477,88( N .mm) n1 520 9.55 × 10 6 × P2 9.55 × 10 6 × 5.77 T2 = = = 317910,92( N .mm) n2 173,33 9.55 ×10 6 × P3 9.55 × 10 6 × 5.49 T3 = = = 1007291,07( Nmm) n3 52,05 Bảng phân phối tỉ số truyền: Trang 7 SVTH: HỒ CÔNG LUẬN
  8. Đồ an truyên đông cơ khí ́ ̀ ̣ GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG Động Thông số cơ Trục1 Trục2 Trục 3 U 2,798 3 3,33 n (v/ph) 1455 520 173,33 52,05 P(KW) 6,45 6,07 5,77 5,49 T(Nmm) 42335,05 111477,88 317910,92 1007291,07 PHẦN II.THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN I .Bộ truyền đai thang 1. Chọn loại đai ta chọn đai loại B với : b p = 14mm, b0 = 17mm, h = 10,5mm, y0 = 9mm, A = 138mm 2 d1= 140÷280 mm. - Đường kính đai loại nhỏ: d1=1.2× dmin=1.2×140=168(mm) Theo tiêu chuẩn,ta chọn : d1=180(mm) Vận tốc đai của bánh nhỏ: π × d1 × n1 π × 180 × 1455 v1= = = 13,713(m / s ) 60000 60000 - Đường kính bánh đai lớn: d 2 = u đ × d1 × (1 − ξ ) = 2,798 × 180 × (1 − 0.01) = 498,6(mm) Theo tiêu chuẩn chọn d2=500(mm).  kiểm tra lại tỷ số truyền u: d2 500 u= = = 2,81 d1 × (1 − ξ ) 180 × (1 − 0.01)  Sai lệch so với giá trị chọn trước là:5,4% (thỏa mãn) 2. Tính khoảng cách trục a Tra bảng 4.14 sách “TTTK HT DĐ CK” Ta có tỉ số: a/d2 =1 ⇒ a = d 2 = 500(mm) Kiểm tra khỏang cách trục vừa chọn có thõa mãn yêu cầu không Tra bảng 4.13 trang 59 ta có h=10,5 mm. 0,55(d1 + d 2 ) + h ≤ a ≤ 2(d1 + d 2 ) 0,55(180 + 500) + 10,5 ≤ a ≤ 2.(180 + 500) . 384,5 ≤ a ≤ 1360  Thõa mãn yêu cầu 3. Tính chiều dài đai Trang 8 SVTH: HỒ CÔNG LUẬN
  9. Đồ an truyên đông cơ khí ́ ̀ ̣ GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG π ( d1 + d 2 ) ( d 2 − d1 ) 2 l = 2a + + 2 4a π × (180 + 500) ( 500 − 180 ) 2 = 2 × 500 + + = 2118,8(mm) 2 4.500 -Chọn theo tiêu chuẩn l=2500(mm)=2,5(m) v 13,713 - Kiểm nghiệm tuổi thọ: i = = = 5,485 < imax =10. l 2.5 Nên thõa mãn yêu cầu về tuổi thọ + Tính lại khoảng cách trục a: ( a = λ + λ2 − 8∆2 / 4 ) π ( d1 + d 2 ) π × (180 + 500) λ =l− = 2500 − = 1432,4 2 2 với d − d1 500 − 180 ∆= 2 = = 160 2 2 ( ) a= 1337.61 + 1337.612 − 8 × 160 2 / 4 = 649,08(mm) . Giá trị a vẫn thỏa mãn cho phép. ( d 2 − d1 ) × 57 0 ( 500 − 180) × 57 0 + Góc ôm đai: α1 = 180 0 − = 180 0 − = 15153 > 120 0 a 640,63  Thõa mãn yêu cầu. 4. Xác định số đai: P1 .K đ z= [ PO ].Cα .C1.Cu .C z (*)  Với P1 =6.45 kW - [P]:công suất cho phép tra bảng 4.19" sách TKHTĐCK,tập 1” - [P]=4.3 (kw) (Nôi suy từ bảng 4.19 trang 62) - Kđ =1.1 : hệ số tải trọng động ứng với tải trọng dao động nhẹ.tra bảng 4.7 (trang 55) - Cα =1-0.0025×(180-α): hệ số kể đến ảnh hưởng góc ôm - Cα =1-0.0025×(180-151°53°)=0,93 công thức trang 61. L 2500 - Cl : hệ số kể đến ảnh hưởng chiều dài. Cl = L = 2240 = 1.116 . "tra bảng 0 4.16” (trang 61 sách TKHTĐCK”,tập 1)ta có: Cl =1.04 - Cu:hệ số kể đến ảnh hưởng của tỷ số truyền.Tra bảng 4.17 (trang 61 sách TKHTĐCK, tập 1): Cu =1.14 khi Uđ =2,81. - Cz : hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các đai .bảng 4.18 (trang 61 sách TKHTĐCK,tập 1) :Cz =0,95 - Thay các thông số này vào công thức P ×K 6,45 ×1,1 ta được : z = [ P ] × C × C × C × C = 4,3 × 0,93 ×1,04 ×1,14 × 0,95 = 1,58 1 đ  O α 1 u z Trang 9 SVTH: HỒ CÔNG LUẬN
  10. Đồ an truyên đông cơ khí ́ ̀ ̣ GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG  Ta chọn Z = 2 đai - Chiều rộng bánh đai,áp dụng công thức (4.17): B =(z-1).t +2.e =1.19 +2.12,5 =44 (mm) Với:z=2; t=19; e=12,5 - Đường kính ngoài của bánh đai nhỏ: d a1 = d1 + 2 × h0 = 180 + 2 × 4,2 = 188,4(mm) - Đường kính ngoài của bánh đai lớn: d a 2 = d 2 + 2 × h0 = 500 + 2 × 4,2 = 508,4(mm) 5. Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên đai 780 × P × K đ FO = V × C × Z + FV 1 α FV =qm.V2 =0,178×13,7132 =33,47(N) 780 × 7,5 × 1,1 ⇒ F0 = + 33,47 = 289,89( N ) 13,713 × 0,915 × 2 - Lực tác dụng lên trục Fr =2×F0×Z×sin(α1/2) =2×289,89×2sin(151°53°/2) =1124,83(N) - Tính ứng suất trong dây đai và tuổi thọ của dây đai σ max = σ 1 + σ v + σ u = σ 0 + 0.5σ t + σ v + σ u 289,89 0,5 × 1000 × 7,5 2 × 100 × 4 σ max = + + 1200 × 13,7132 × 10− 6 + = 8,77( Mpa) 138 13,713 × 138 180 Tuổi thọ của dây đai được xác định theo công thức: m  σr  8    9  σ    Lh =  max  × 107 =  8,77  × 107 = 311,48(h) 2 × 3600 × i 2 × 3600 × 5,485 PHẦN III: TINH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN I. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN. 1. chọn vật liệu,phương pháp nhiệt luyện,cơ tính: Chọn vât liệu (bộ truyền bánh răng côn ),chọn vật liệu nào là tùy thuộc vào yêu cầu cụ thể tải trọng lớn hay nhỏ ,khả năng công nghệ và thiết bị chế tạo cũng như vật tư được cung cấp, có yêu cầu kích thước nhỏ gọn.đối với hộp giảm tốc côn-trụ 2 cấp chịu công suất nhỏ,chỉ cần vật liệu nhóm I, vì nhóm I có độ răng HB≤350,bánh răng được thường hóa hoặc tôi cải thiện. - Bánh răng nhỏ Trang 10 SVTH: HỒ CÔNG LUẬN
  11. Đồ an truyên đông cơ khí ́ ̀ ̣ GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG Do không có yêu cầu đặc biệt nên ta chọn thép 45 ,tôi cải thiện độ rắn đạt từ 241-285 HB δ b1 = 850 MPa, δ ch = 580 MPa Vậy chọn độ rắn bánh răng nhỏ : HB1 = 250 - Bánh răng lớn Thép 45 tôi cải thiện ,độ cứng đạt 192-240 MPa δ b 2 = 750 MPa, δ ch = 450 MPa Vậy chọn độ rắn bánh lớn: HB2 = 240 2. xác định ứng suất cho phép : - Ứng suất tiếp xúc cho phép [ σ H ] và ứng suất cho phép [ σ F ] được xác định theo công thức: σ H lim × Z R × Z v × K xH × K HL 0 [ σ H ]= (*) δH σ F lim × YR × YS × K xF × K FC × K FL 0 [ σ F ]= δF - Trong thiết kế sơ bộ lấy : Z R × ZV × K xH = 1 và YR × YS × K xF = 1 - Do đó các công thức trên trở thành: σ H lim × K HL 0 σ F lim × K FC × K FL 0 [ σ H ]= (1) [ σ F ]= (2) δH δF • Theo bảng (6.2)," sách TKHTĐCK,tập 1”,với thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB=(180…350) δ H lim = 2 HB + 70; δ H = 1,1 δ F lim = 1,8 HB, δ F = 1,75 - δ H , δ F :hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn ,thay số vào ta có kết quả: σ H lim1 = 2 HB1 + 70 = 2 × 250 + 70 = 570( Mpa) 0 σ H lim 2 = 2 HB2 + 70 = 2 × 240 + 70 = 550( Mpa) 0 σ F lim1 = 1,8HB = 1,8 × 250 = 450( Mpa) σ F lim 2 = 1,8 HB = 1,8 × 240 = 432( Mpa) K FC : hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, K FC =1 khi đặt tải một phía. K HL , k FL :hệ số tuổi thọ,xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền,được xác định theo công thức: N HO N FO K HL = m H ; K FL = m F N HE N FE Với mH = mF = 6 khi độ rắn mặt răng HB≤350; − N HO : số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc: N HO = 30HB 2.4 ⇒ N HO1 = 30 × 2502.4 = 1,71 × 107 (chu kì) Trang 11 SVTH: HỒ CÔNG LUẬN
  12. Đồ an truyên đông cơ khí ́ ̀ ̣ GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG ⇒ N HO 2 = 30 × 240 2.4 = 1,55 × 10 7 (chu kì) − N FO :số kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn: N HO = 4 × 10 6 − N HE , N FE :số chu kì thay đổi ứng suất tương đương,xác định theo sơ đồ tải trọng: mH  T  2 N HE = 60 × C × ni ∑  i T   × ti  MAX  - C: số lần ăn khớp trong một vòng(C=1) - ni : số vòng quay bánh răng trong một phút. - t i : tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét t i =số năm×số ngày×số giờ×số ca=5×300×8×2=24000(giờ) 0,7 × tck 0,3 × tck Với: - t1 = tck × ti = 0,7ti ; t2 = tck × ti = 0,3ti  0,8T   3 3  T  - N HE1 = 60 ×1×173,33 ×   × 0,7 +   × 0,3 × 24000 = 21,31×107 (chu kì)   T    T     3 3   T  × 0,7 +  0,8T  × 0,3 × 24000 = 6,4 × 10 7 - N HE 2 = 60 × 1 × 52,05 ×      (chu kì)  T    T    mF  T  +Tương tự ta có: N HE = 60 × C × ni ∑  i T   × ti  MAX    × 0,7 +  0,8T  × 0,3 × 24000 = 19,43 ×10 6 6 ⇒ N FE1 = 60 ×1×173,33 ×  T       7 (chu kì)  T    T      × 0,7 +  0,8T  × 0,3 × 24000 = 5,84 ×10 6 6 ⇒ N FE 2 = 60 ×1× 52,05 ×  T       7 (chu kì)  T    T    Vì N HE1 > N HO1 ; N HE 2 > N HO 2 ; N FE1 > N FO1 ; N FE 2 > N FO 2 nên ⇒ N HL1 = N HL1 = N FL1 = N FL 2 = 1. - Từ (1) và(2) ta được: 570 × 1 550 × 1 ⇒ [σ H 1 ] = = 518,18 (Mpa); [σ H 2 ] = = 500 (Mpa) 1,1 1,1 450 × 1 × 1 432 × 1 × 1 ⇒ [σ F 1 ] = = 257,14 (Mpa); [σ F 2 ] = = 246,857 (Mpa) 1,75 1,1 Trang 12 SVTH: HỒ CÔNG LUẬN
  13. Đồ an truyên đông cơ khí ́ ̀ ̣ GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG - Với bộ truyền động bánh răng côn- răng thẳng,ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trị nhỏ hơn trong 2 giá trị của [ σ H 1 ] và [ σ H 2 ] .ta chọn[ σ H ]=[ σ H 2 ]=500(Mpa) - Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép khi quá tải: [ ] σ H max = 2,8σ ch ; [ ] σ F max = 0,8σ ch . ⇒ [σ H1] = 2,8 × 580 = 1624 (Mpa) ; [σ H2] = 2,8 × 450 = 1260 (Mpa) max max ⇒ [σ ] = 0,8 × 580 = 464 (Mpa) ; [σ F2] = 0,8 × 450 = 360 (Mpa) F1 max max 3. Tính toán bộ truyền bánh răng côn: Với tỉ số truyền đã tính ở trên u=3 a) Xác định chiều dài côn ngoài: Chiều dài côn ngoài của bánh răng côn chủ động được xác định theo độ bền tiếp xúc.công thức có dạng: (u ) T ×K β 1 H R ≥ KR × +1 3 2 e (1 − k ) × K × u × [σ H ] be be 2 (2.1) - K R = 0,5 K đ :hệ số phụ vào vật liệu bánh răng và loại răng.với truyền động bánh răng côn –răng thẳng bằng thép: 1 1 K = 100 MPa ⇒ K = 0,5 × 100 = 50 MPa d 3 R 3 - K β : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng H vành răng bánh răng côn. - K be : chiều rộng vành răng. b - K = = 0,25...0,3 R be e  Chọn K =0,25 Theo bảng (6.21) "sách TKHTĐCK,tập 1” be × u 0,25 × 3,25 ⇒K =be = 0,464 1 2−K 2 − 0,25 be Theo bảng (6.21), chọn K β = 1,08 H - T :moomen xoắn trên trục bánh chủ động, T =111477,88 (Nmm); 1 1 [ σ H ]- ứng suất tiếp xúc cho phép, [ σ H ]=[ σ H 2 ]=500(Mpa) R e = 50 × (3 2 +1 3 ) (1 − 0,25) × 0,25×13,08500 111477,88 × × 2 = 150,14( mm) b) xác định các thông số ăn khớp: - Số răng bánh nhỏ: Trang 13 SVTH: HỒ CÔNG LUẬN
  14. Đồ an truyên đông cơ khí ́ ̀ ̣ GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG T ×K β 2 Re 2 ×150,14 d e1 = K đ × 3 1 H = = = 95(mm) (1 − K ) × K × u × [σ H ] be be 2 1+ u 2 1 + 32 Do đó theo bảng (6.22),ta tra được: Z = 19 1p Với HB≤350; Z = 1,6 × Z = 1,6 × 19 = 30,4 1 1p Chọn Z = 31 (răng) 1 - Đường kính trung binh và mô đun trung bình: d m1 = (1 − 0.5 × K be) × d e1 = (1 − 0.5 × 0.25) × 95 = 83,13(mm) d 83,13 m = m1 = = 2,68(mm) tm Z 1 31 - Xác định mô đun: Với bánh răng côn-răng thẳng mô đun vòng ngoài được xác đinh theo công thức : m 2,68 mte = tm (1 − 0,5 K be) = (1 − 0,5 × 0,25) = 3,06(mm) Theo bảng (6.8), ta chọn m te = 3(mm) ,từ m te theo tiêu chuẩn tính lại d m1 và mtm : m tm = mte × (1 − 0.5 K be) = 3 × (1 − 0,5 × 0,25) = 2,63(mm) d m1 = mtm × Z 1 = 2,63 × 31 = 81,53(mm) - Xác đinh số răng bánh lớn Z 2 : Z 2 = u1 × Z 1 = 3 × 31 = 91 (răng) Chọn Z 2 = 91 (răng),do đó tỷ số truyền thực tế: u = Z 2 = 91 =2,93 m Z 1 31 *Tính góc côn chia: z1 31 δ1 = arctg ( ) = arctg ( ) = 18 48 z2 91 ⇒ δ 2 = 90 − δ1 = 90 − 18 48 = 7111 c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: - ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng côn phải thỏa mãn: 2 ×T 1 × K H × u 2 + 1 σ H = Z M × Z H × Zε × 0.85 × b × d m1 × u ≤ [σ ]H  Trong đó: - Z M :hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp(6.5): Z M 1 =274(MPa 3 ) Trang 14 SVTH: HỒ CÔNG LUẬN
  15. Đồ an truyên đông cơ khí ́ ̀ ̣ GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG - Z H :hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc theo bảng(6.12): Z H =1,76 - Z ε : hệ số kể đến sự trùng của răng với bánh răng côn-răng thẳng: 4 − εα 4 − 1,745 Zε = 3 = 3 = 0,867   1 1   1   × 1 = 1,88 − 3,2 ×  +  × 1 = 1,742 1  Với : ε α = 1,88 − 3,2 ×  + Z      1 Z 2    31 91  - K :hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc. H KH = K Hβ × Hα × K HV .  Với - K Hβ :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng.theo bảng(6.21) chọn K Hβ =1,08. - K Hα : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng ăn khớp đông thời.với bánh răng côn-răng thẳng, K Hα =1 - K HV : hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp tính VH × b × d m1 theo công thức: K HV = 1+ 2 × T1 × K Hβ × K Hα d m1 × (u + 1)  Trong đó:- VH = δ H × g 0 × v × u π × d m1 × n1 π × 81,53 × 520 - Với : v = = = 2,22 (m/s) 60000 60000 Theo bảng (6.13) chọn cấp chính xác 8. Theo bảng (6.15) chọn δ H = 0,006 ;theo bảng (6.16) chọn g 0 = 56 81,53 × (3 + 1) ⇒V = 0,006 × 56 × 2,22 × H 3 = 7,78 (m/s) - b= K × R = 0,25 × 150,14 = 37,54(mm) be e Chọn b=38(mm) 7,3 × 38 × 81,53 ⇒ K HV = 1 + = 1,09 2 ×111477,88 ×1,08 ×1 K H = 1,09 ×1,08 ×1 = 1,18 [σ ] :ứng suất tiếp xúc cho phép. [σ ] =500(MPa) H H 2 ×111477,88 ×1,18 × 32 + 1 ⇒ σ H = 274 × 1,76 × 0,867 × = 475,17 (MPa) 0,85 × 38 × 81,532 × 3 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép theo (*) Với v=2,22(m/s)
  16. Đồ an truyên đông cơ khí ́ ̀ ̣ GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG R a = 1,25µm....0,63µm → Z R = 1 ,vớ d a < 700mm → K xH = 1 ⇒ [σ ] = [σ ] × Z H H V × Z R × K xH = 500 × 1 × 1 × 1 = 500( MPa) So sánh với [σ H ] = 500( MPa) ≥ σ H = 475,17( MPa)  Vậy điều kiện độ bền mỏi tiếp xúc thỏa mãn. d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. để đảm bảo độ bền uốn cho răng ứng suất sinh ra tại chân răng không được vượt quá giá trị cho phép: 2 × T1 × K F × Yε × Yβ × YF 1 σ F1 = 0.85 × b × mnm × d m1 ≤ [σ ]F1 (*) σ ×Y σ F 2 = F1YF1 F 2 ≤ [σ F 2 ] Trong đó: − T 1 : mô men xoắn trên bánh chủ động, T 1 = 111477,88( Nmm) − mnm = mtm :mô đun pháp trung bình, với bánh răng côn thẳng: mnm = mtm = 2,63(mm) -b : là chiều rộng vành răng,b=38(mm) - d m1 : đường kính trung bình của bánh chủ động, d m1 =81,53(mm) - Y β = β n / 140 :hệ số kể đến độ nghiêng của răng,với răng thẳng ( β = 0 ),vậy 0 0 Y β =1 - Y ,Y : hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2. F1 F2 Z 31 Z = = 1 = 32,74 cos δ vn1   cos(18 48 ) 1 Z2 91 Z = = = 282,13 cos δ vn 2   2 cos(71 11 ) Tra bảng (6.18) ta được: Y F1 = 3,8;Y F 2 = 3,6 1 -Y ε = ε α :hệ số kể đến trùng khớp của răng,với ε α là hệ số trùng khớp ngang ta có ε α =1,742 1 1 ⇒Yε = = = 0,574. ε α 1,742 - K F :hệ số tải trọng khi tính về uốn. + K F = K Fβ × K Fα × K FV . Với K Fβ :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng. Theo bảng(6.21) ta có K Fβ =1,15 - K Fα :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp , với bánh răng côn-răng thẳng : K Fα =1. Trang 16 SVTH: HỒ CÔNG LUẬN
  17. Đồ an truyên đông cơ khí ́ ̀ ̣ GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG - K Fv : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vung ăn khớp,tính theo công thức: V ×b×d K Fv = 1 + F 2 ×T × K β × K m1 1 F Fα d m1 (u + 1) Với V F = δ F × g 0 × v × u - δ F :hệ số kể đến anh hưởng của sai số ăn khớp ,theo bảng(6.15) chọn δ F =0,016. - g 0 :hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng,theo bảng (6.16).với cấp chính xác 8,có mô đun
  18. Đồ an truyên đông cơ khí ́ ̀ ̣ GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG Để tránh biến dạng dư hoặc gầy dòn lớp bề mặt,hay phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng.ta sử dụng công thức sau: σ H max =σ H × K qt ≤ σ H MAX . [ ] σ F max =σ F × K qt ≤ [σ F ] MAX Trong đó: σ H :ứng suất tiếp xúc. σ H =475,17(MPa). σ F : ứng suất uốn. Với σ F1 = 101,11( MPa ) σ F2 = 95,79( MPa). Thay các giá trị trên vào ta có: σ H max = 475,17 × 2.2 =704,79(MPa)≤ [σ H1] = 1624(MPa) max σ H max = 475,17× 2.2 =704,79 (MPa)≤ [σ H 2] = 1260( MPa) max σ F 1 max = 101,11×2,2=222,44(MPa)≤ [σ F1] = 464( MPa) max σ F 2 max = 95,79×2,2=210,74(MPa)≤ [σ F 2] = 360( MPa) max Vậy răng đảm bảo độ bền uốn và độ bền tiếp xúc khi quá tải. f) các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn: Thông số Kích thước -chiều dài côn ngoài Re = 151,14(mm) -mô đun vòng ngoài mte = 3(mm) -chiều rộng vành răng b = 38(mm) -tỷ số truyền u u=3 -góc nghiêng của răng β =0 0 -số răng của bánh răng nhỏ Z 1 = 31 -số răng của bánh răng lớn Z 2 = 91 -hệ số dịch chỉnh x1 = 0,31; x2 = −0,31 theo công thức bảng (6.19) ta tính được: -đường kính chia ngoài: d e1 = mte × Z 1 = 3 × 31 = 93(mm) * d e2 = mte × Z 2 = 3 × 91 = 273(mm) *góc côn chia: δ 1 = 180 480 δ 2 = 710110 Trang 18 SVTH: HỒ CÔNG LUẬN
  19. Đồ an truyên đông cơ khí ́ ̀ ̣ GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG -chiều cao răng ngoài: h e = 2 hte × mte + c với h te = cos β = cos(00 ); c = 0,2 × mte ⇒ he = (2 × 1) × 3 + (0,2 × 3) = 6,6(mm) *đường kính trung bình: d m1 = 81,53(mm)  0,5 × b   0,5 × 38  d m2 = 1 −   × d e 2 = 1 −   × 273 = 238,68(mm).  Re   151,14  *chiều cao đầu răng ngoài: − hae1 = (hte + xn1 × cos β ) × mte − hae 2 = 2 hte × mte − hae1 Trong đó: cos β m 3 1 xn1 = 2(1 − u 2 )× z1 1 cos(00 )3  1 1 xn1 = 2(1 −3 2 )× 31 = 21 − 2  ×  3  31 = 0,32 ⇒ hae1 = (1 + 0,32) × 3 = 3,96(mm) ⇒ hae 2 = (2 × 1) × 3 − 3,96 = 2,04(mm) -chiều cao chân răng ngoài: h fe1 = he − hae1 = 6,6 − 3,96 = 2,64(mm) h fe 2 = he − hae 2 = 6,6 − 2,04 = 4,56(mm) -đường kính đỉnh răng ngoài: d ae1 = d e1 + 2 × hae1 × cos δ1 = 93 + 2 × 3,96 × cos180 480 = 100,5(mm) d ae 2 = d e 2 + 2 × hae 2 × cos δ 2 = 273 + 2 × 2,04 × cos(710110 ) = 274,3(mm)  , TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN RĂNG THẲNG: 1. chọn vật liệu,phương pháp nhiệt luyện,cơ tính Chọn vât liệu (bộ truyền bánh răng thẳng ),chọn vật liệu nào là tùy thuộc vào yêu cầu cụ thể tải trọng lớn hay nhỏ ,khả năng công nghệ và thiết bị chế tạo cũng như vật tư được cung cấp, có yêu cầu kích thước nhỏ gọn.đối với hộp giảm tốc côn-trụ 2 cấp chịu công suất nhỏ,chỉ cần vật liệu nhóm I, vì nhóm I có độ răng HB≤350,bánh răng được thường hóa hoặc tôi cải thiện. + Bánh răng nhỏ Trang 19 SVTH: HỒ CÔNG LUẬN
  20. Đồ an truyên đông cơ khí ́ ̀ ̣ GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG Do không có yêu cầu đặc biệt nên ta chọn thép 45 ,tôi cải thiện độ rắn đạt từ 241-285 HB δ b1 = 850 MPa, δ ch = 580 MPa Vậy chọn độ rắn bánh răng nhỏ : HB1 = 250 +Bánh răng lớn Thép 45 tôi cải thiện ,độ cứng đạt 192-240 MPa δ b 2 = 750 MPa, δ ch = 450 MPa Vậy chọn độ rắn bánh lớn: HB2 = 240 2. xác định ứng suất cho phép : + ứng suất tiếp xúc cho phép [ σ H ] và ứng suất cho phép [ σ F ] được xác định theo công thức: σ H lim × Z R × Z v × K xH × K HL 0 [ σ H ]= δH σ F lim × YR × YS × K xF × K FC × K FL 0 [ σ F ]= δF Trong thiết kế sơ bộ lấy : Z R × ZV × K xH = 1 và YR × YS × K xF = 1 , do đó các công thức trên trở thành: σ H lim × K HL 0 [ σ H ]= (1) δH σ F lim × K FC × K FL 0 [ σ F ]= (2) δF Theo bảng (6.2)," sách TKHTĐCK,tập 1”,với thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB=(180…350) δ H lim = 2 HB + 70; δ H = 1,1 δ F lim = 1,8 HB, δ F = 1,75 - δ H , δ F :hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn ,thay số vào ta có kết qủa: σ H lim1 = 2 HB1 + 70 = 2 × 250 + 70 = 570( Mpa ) 0 σ H lim 2 = 2 HB2 + 70 = 2 × 240 + 70 = 550( Mpa) 0 σ F lim1 = 1.8 HB = 1.8 × 250 = 450( Mpa) σ F lim 2 = 1.8 HB = 1.8 × 240 = 432( Mpa) K FC : hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, K FC =1 khi đặt tải một phía. K HL , k FL :hệ số tuổi thọ,xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền,được xác định theo công thức: N HO N FO K HL = m H ; K FL = m F N HE N FE Với mH = mF = 6 khi độ rắn mặt răng HB≤350; − N HO : số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc: Trang 20 SVTH: HỒ CÔNG LUẬN
ADSENSE

CÓ THỂ BẠN MUỐN DOWNLOAD

LV.01: Bộ Luận Văn Thạc Sĩ Quản Trị Kinh Doanh MBA
165 tài liệu
2071 lượt tải
THÔNG TIN
TRỢ GIÚP
HỖ TRỢ KHÁCH HÀNG
Theo dõi chúng tôi

Chịu trách nhiệm nội dung:

Nguyễn Công Hà - Giám đốc Công ty TNHH TÀI LIỆU TRỰC TUYẾN VI NA

LIÊN HỆ

Địa chỉ: P402, 54A Nơ Trang Long, Phường 14, Q.Bình Thạnh, TP.HCM

Hotline: 093 303 0098

Email: support@tailieu.vn

Giấy phép Mạng Xã Hội số: 670/GP-BTTTT cấp ngày 30/11/2015 Copyright © 2022-2032 TaiLieu.VN. All rights reserved.

 

Đồng bộ tài khoản
2=>2