ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Chia sẻ: Nguyen Ngoc Son Son | Ngày: | Loại File: DOCX | Số trang:46

Thêm vào BST

Báo xấu

991
lượt xem 320
download

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Mô tả tài liệu

Download Vui lòng tải xuống để xem tài liệu đầy đủ

TÀI LIỆU THAM KHẢO - ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Chủ đề:

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

Lưu

Nội dung Text: ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY KHOA: CƠ KHÍ THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Đề số: 2A PHẦN I : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN I. CHỌN ĐỘNG CƠ 1. Xác định công suất cần thiết của động cơ a.Công suất cần thiết Pct: P ct = KW Trong đó: P lv : công suất trên trục công tác β : hệ số tải trọng tương đương η : hiệu suất truyền động Công suất trên trục công tác : P lv = KW F=3250N : Lực kéo băng tải v=1,6m/s : Vận tốc băng tải P lv = =5,2 KW Hệ số tải trọng tương đương : β β= Hiệu suất truyền động : η η = ηđηbrη³olηk ηđ = 0,96 : Hiệu suất bộ truyền đai để hở ( Tra bảng 2-3) ηbr= 0,96 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng, để kín. ( Tra bảng 2- 3) ηol= 0,99 : Hiệu suất của một cặp ổ lăn ( Tra b ảng 2- 3) ηx = 0,92 : Hiệu suất bộ truyền xích ( Tra b ảng 2- 3) Vậy hiệu suất của toàn bộ hệ thống : η = 0,96.0,96. 0,993.0.92 = 0,8227 Công suất cần thiết Pct bằng : 1 Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7
P ct = = 2. Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ : Số vòng quay sơ bộ của động cơ là : nSb= nlv.uht nlv : là số vòng quay của trục công tác Trong đó uht : là tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống Số vòng quay của trục công tác : nlv nlv ==vòng/phút với D=380mm : đường kính băng tải Tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống : uht uht = uđubrux Tra bảng 2.4/t21/q1- ta chọn : uđ = 4 ; ubr = 3 ; ux = 3. Suy ra : uht = 4.3.3=36 Số vòng quay sơ bộ của động cơ là : nSb= nlv.uht =80,42.36 = 2895,12 vòng/phút 3. Chọn động cơ : Động cơ cần chọn làm việc ở chế độ dài với tải trọng va đập vừa nên động cơ phải có Pđm ≥ Pct= 5,212KW Nđc~ nsb= 2895,12 -Theo bảng 1.1-Phụ lục/234/q1.Ta chọn động cơ có số hiệu K132M2 có thông số kỹ thuật + Công suất định mức: Pđc= 5,5 (KW) + Tốc độ quay : nđc= 2900(v/p) + Khối lượng : m = 73kg + Hệ số quá tải : Tk/Tdn =2,2 + Đường kính trục động cơ: D = 32mm. II. Phân phối tỷ số truyền : - Với động cơ đã chọn , ta có : Pđc = 5.5 (KW) nđc = 2900 v/p Theo công thức tính tỷ số truyền ta có : = = Mà ta có : uht = uđubrux uđ = 4: tỷ số truyền của bộ truyền đai thang Trong đó : ubr = 3: tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng => ux = uht/(uđubr) =36,06/(4.3)=3,005 6. Tốc độ quay và công suất động cơ trên các trục : 2
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY KHOA: CƠ KHÍ - Tốc độ quay trên trục động cơ : nđc = 2900 ( v/p) - Tốc độ quay trên trục I là: - Tốc độ quay trên trục II là: - Tốc độ quay trên trục công tác là: - Công suất trên trục động cơ là: Pđc = Pct = 5.212 KW : PI = Pđcηđηol = 5,212.0,96.0,99=4,95 KW - Công suất trên trục I là : PII= PIηbrηol= 4,95.0,96.0,99 = 4,70 KW - Công suất trên trục II là - Công suất trên trục công tác : P lv= PIIηxηol= 4,70.0,92.0,99 = 4,28 KW 7. Xác định momen xoắn trên các trục : Momen xoắn trên trục động cơ là: Momen xoắn trên trục I là : Momen xoắn trên trục II là : Momen xoắn trên trục công tác là : ♦ Ta có bảng thông số sau : Động cơ Thông I II Công tác số/Trục u ubr=3 ux=3,005 đ=4 P (KW) 5,212 4,95 4,70 4,28 n (v/ph) 2900 725 241,67 80,42 T (N.mm) 17163,66 65203,45 185728,47 508256,65 PHẦN II : TÍNH TOÁN CÁC BỘ TRUYỀN I .Bộ truyền đai thang 1.Chọn loại đai : a.Các thông số đầu vào : Công suất trên trục chủ động ( trục bánh đai nhỏ ) : P 1= Pđc =5,212 KW Tốc độ quay của bánh đai nhỏ : n1=nđc =2900V/P Momen xoắn trên trục chủ động : T1=Tđc =17163,66 Nmm Tỷ số truyền : u1= uđ = 4 Số ca làm việc : 2 ca Đặc tính làm việc : Va đập vừa b.Chọn loại đat Thiết kế bộ truyền đai gồm các bước : – Chọn loại đai. – Xác định kích thước và thông số các bộ truyền . 3 Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7
– Xác định các thông số của đai theo chỉ tiêu và khả năng kéo của đai. – Xác định lực căng dây đai và lực tác dụng lên trục. Theo hình dạng tiết diện đai , phân ra : Đai d ẹt ,đai thang ,đai nhiều chêm và đai răng. Với : Công suất của bộ truyền đai : P1=5,212 KW Số vòng quay trục chủ động : n1=2900V/P – Theo hình 4.1/T59/q1 .Ta chọn tiết diện đai hình thang loại A. Dựa vào bảng 4.13/T59/q1 .Ta chọn loại thang thường .Theo đó , thông số kích thước cơ bản của đai thang thường loại A như sau : Loại đai Kích thước tiết diện đai (mm) bt b h y0 A 11 13 8 2,8 2.Xác định đường kính bánh đai : a.Xác định đường kính bánh đai nhỏ : Theo công thức (4.1)/t53/q1,đường kính bánh đai nhỏ được xác định : d1= ( 5,2...6,4). = (5,2....6,4). = 134,13....165,09 mm Theo bảng 4.21/t63/q1 chọn đường kính bánh đai nhỏ d1=160mm theo tiêu chuẩn . Vận tốc đai : v = v < vmax = 25 (m/s) ( thỏa mãn ) b.Xác định đường kính bánh đai lớn d2 Theo công thức (4.2)/t53/q1 ta có đường kính bánh đai lớn : d2=uđ.d1.(1-) uđ = 4 : hiệu suất bộ truyền đai Trong đó : Hệ số trượt bộ truyền đai = 0,02 d2= 4.160.(1- 0,02) = 627,20 mm Chọn theo tiêu chuẩn : d2=630 mm Tỷ số truyền bộ truyền đai trong thực tế : Sai số của tỷ số truyền : (thoả mãn) 4
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY KHOA: CƠ KHÍ 3.Xác định khoảng cách trục sơ bộ: –Dựa vào bảng 4.14/t60/q1 ,ta có Vậy ta có : a = 0,95. =0,95.630=598,5 mm Chiều dài đai, theo công thức (4.4)/t54/q1 : l = 2a+0,5.( = 2.598,5 + 0,5.(630+160) + (630-160)²/(4.598.5) = 2345,66 mm Tra bảng 4.13/t59/q1, chọn chiều dài đai theo tiêu chuẩn l= 2500 mm – Nghiệm số vòng chạy của đai trong một giây ,theo công thức (4.15)/t60/q1,ta có : i= Vậy ta có : i = 9,72 < =10 –Tính lại khoảng cách trục a: (mm) Trong đó : mm Vậy khoảng cách trục thực : a = mm 4.Xác định góc ôm trên bánh nhỏ và bánh lớn: Theo công thức 4.7/t54/q1 ,ta có : Kiểm tra điều kiện : ( thỏa mãn ) Góc ôm 5.Xác định số đai cần thiết z : Theo công thức (4-16)/t60/q1 ta cã: z = : hệ số tải trọng động .Tra bảng 4.7/t55/q1,ta được =1,1 ]: công suất cho phép .Tra bảng 4.19/t62/q1, ta đ ược ]=4KW (v ới v=24,3m/s và . =>=, tra bảng 4.18/t61/q1, ta được :Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm Ta có : : Hệ số kể tới ảnh hưởng của chiều dài đai. Tra bảng 4.19/t62/q1 với tiết diện đai loại A ta có =>= ,tra bảng 4.16/t61/q1 ta được : Hệ số kể tới ảnh hưởng của tỉ số truyền Tra bảng 4.17/t61/q1 với u=4>3 => Vậy ta có sồ đai cần thiết là : Z đai. Lấy số đai z = 2 đai < 6 đai => thoả mãn. 5 Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7
6. Xác định chiều rộng, đường kính ngoài của bánh đai : B , Theo công thức (4.17) và bảng 4.21/t63/q1, ta có : Chiều rộng bánh đai : B= (z –1).t + 2.e Đường kính ngoài của bánh đai : Tra bảng 4.21/t63/q1 ta có : =3,3 , t=15 ,e =10 Vậy : B = (2 160 +2.3,3 =166,6 mm 7.Xác định lực tác dụng lên trục : – Lực căng trên một đai được xác định theo công thức 4.19/t63: + : Lực căng do lực li tâm sinh ra Theo công thức 4.20/t64/q1 ,ta có : Khối lượng 1m chiều dài đai .Tra bảng 4.22/t64/q1 ta được :=> Vậy ta có : –Lực tác dụng lên trục , công thức 4.21/t64/q1. Tacó : = 2. = 2.166.2.sin = 611,22 N .cosα = 611,22.cos80=106,14 N .sinα = 611,22.sin80= 601,93 N với α =là góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài 8.Bảng kết quả tính toán : Thông số Đai thang thường Đường kính bánh đai nhỏ : 160mm Đường kính bánh đai nhỏ : 630mm Chiều rộng bánh đai :B 35mm Chiều dài đai :l 2500mm Số đai :z 2 đai Tiết diện đai :A 81 Khoảng cách trục :a 582,06mm Góc ôm : Lực căng ban đầu : 166N 6
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY KHOA: CƠ KHÍ Lực tác 106,14N dụng lên trục 601,93N II.Bộ truyền bánh răng côn răng thẳng : 1.Các thông số đầu vào : – Đặc tính làm việc của bộ truyền : Va đập vừa – Số ca làm việc : 2 ca – Công suất trên trục chủ động : – Số vòng quay trên trục chủ động : = – Momen xoắn trên trục chủ động : =65203,45 Nmm – Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng : 2.X ác định ứng suất cho phép : a. Chọn vật liệu: Ta chọn vật liệu cho cặp bánh răng côn răng thẳng như sau : + Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB =241285, có =850(MPa); =580(MPa) + Bánh lớn : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB=192240, có =750(MPa); = 450(MPa) b. Xác định ứng suất cho phép : - Tính sơ bộ ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép theo các công thức 6.1a và 6.2a/t93/q1 ta có: [σ] = [σ] = Trong đó : 7 Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7
σ; σ :lần lượt là ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở , trị số của chúng được tra ở bảng 6.2 /t94/q1. s; s : Lần lượt là hệ số an toàn khi tính về uốn và tiếp xúc tra bảng 6.2 /t94/q1 .Ta có: σ= 2.HB + 70 ; s=1,1 σ=1,8.HB ; s=1,75 Chọn độ rắn bánh nhỏ : HB=260 ; độ rắn bánh lớn : HB=250 Khi đó : =2.260+70=590 MPa =1,8.260=468 MPa =2.250+70=570 MPa =1,8.250=450 MPa k: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải , lấy k=1( tải trọng đặt một phía ) k;k: Hệ số tuổi thọ ,được xác định theo cônh thức 6.3và 6.4/t93/q1 ; ở đây: ; Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn : với HB
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY KHOA: CƠ KHÍ Với c là số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng, c =1 n, t:Số vòng quay và thời gian làm việc ở chế độ thứ i Ta có: = 60 .1.(1.0,5+0,6.0,5) .725.24000=63,5>  = 60 .1.(1.0,5+0,6.0,5)..24000=21,16.107 >  = 60 .1.(1.0,5+0,6.0,5).725.24000 = 54,64.10>  Vậy: [σ]=MPa [σ]=MPa Với bánh răng côn răng thẳng ta có: [σ]=min([σ];[σ])=518,18 MPa [σ]== 267,43MPa [σ]=MPa - Ứng suất quá tải cho phép , theo các công thức 6.13 và 6.14/t 95/q1 ta có: [σH]max=2,8. σch ⇒ [σH]max1=2,8.580 = 1624 Mpa ; [σH]max2=2,8.450 = 1260 Mpa ; [σF]max= 0,8.σch ⇒ [σF]max1= 0,8.580 = 464 Mpa ; [σF]max2=0,8.450 = 360 Mpa ; 3.Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền : a. Chiều dài côn ngoài : Chiều dài côn ngoài của bánh chủ động được xác định theo công thức 6.52a/t112/q1 ta có: R e = k R. Trong đó: 9 Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7
Kr=0,5.kđ : Hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng,với truyền động bánh răng côn răng thẳng làm bằng thép kđ=100(MPa)1/3 kr=0,5.100=50(MPa)1/3 u: Tỷ số truyền của hộp giảm tốc, u= 3,5 T1 – Momen xoắn trên trục dẫn T1= 652063,45 N. kbe - Hệ số chiều rộng vành răng kbe=b/Re=0,25 mm kHβ - Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng, với: tra bảng 6.21/t 113/q1 và trục lắp trên ổ đũa là Ta được kHβ= 1,09 Re=mm b.đường kính chia ngoài : Đường kính chia ngoài của bánh răng côn chủ động được xác định theo công thức 6.52b/t 112/q1 : de1=mm 4.Xác định các thông số ăn khớp : Tra bảng 6.22/t 114/q1 ta được : z1p=19 Với HB
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY KHOA: CƠ KHÍ Góc côn chia : δ1=arctg(z1/z2) =arctg(31/93) = δ2=90-δ1= Theo bảng 6.20/t112/q1 với z1= 31 ta chọn hệ số dịch chỉnh đều x1= 0,31 ; x2= - 0,31 Chiều dài côn ngoài : Re= mm Chiều rộng vành răng : b == 122,54.0,25 =30,64 mm lấy b = 31mm 5.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc : Theo công thức 6.58/t115/q1 ta có : σH = zM.zε.zH. [σH] Trong đó: ZM:Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu làm bánh răng, theo bảng 6.5/t96/q1 ta có zM= 274 (MPA)1/3 zε: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng , được xác định theo công t hứ c zε = ở đây: ε:Hệ số trùng khớp ngang ,được tính theo công thức : ε=[ 1,88- 3,2.(1/z1+1/z2)].cosβm (víi βm= 0) =[1,88-3,2.(1/31+1/93)].cos(0) =1,74 ⇒ zε= zH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc,theo bảng 6.12/t106/q1ta có zH=1,76 T1:Momen xoắn trên trục dẫn,T1= 65203,45 N.mm 11 Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7
kH:Hệ số tải trọng khi tính toán về tiếp xúc, được xác định theo công thức 6.61/t116 /q1 : kH =kHα.kHβ.kHV kHβ:Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng , kHβ=1,09 kHα:Hệ số kể đến sự tập trung phân bố tải trọng không đều trên giữa các răng kHα=1 kHV:Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng động, tính theo công t hứ c 6.63/t116/q1 kHV = 1 + νH.b.dm1/(2.T1.kHβ.kHα) Trong đó: νH = δH.g0.v. Với v = m/s δH: Trị số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp ,theo bảng 6.15/t107/q1 với dạng răng thẳng thì δH=0,006 g0 :Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng ,theo bảng 6.16/t107/q1với cấp chính xác mức làm việc êm là 8 thì g0 = 56 νH= 0,006.56.2,60. = 8,33
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY KHOA: CƠ KHÍ zR: Hệ số xét đến độ nhám bề mặt ,với Ra=2,51,25 ⇒ zR= 0,95 kxH: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng , ⇒ kxH = 1 với da
Yβ=1-β/140 = 1 Với zv1=z1/cos(δ1) = 31/ cos(18,43) =32,68 zv2=z2/cos(δ2) = 74/cos(71,57) = 294,17 x1= 0,31 ; x2=-0,31 Tra bảng 6.18/t109/q1ta có : YF1 = 3,78 ; YF2 = 3,60 Vậy σF1 = MPa σF2 = σF1.(YF2/YF1) = 108,74.(3,60/3,78) = 103,56 MPa Ta thấy Vậy điều kiện bền uốn của cặp bánh răng côn được đảm bảo . 7.Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải . Theo công thức 6.48/t 110/q1ta có : σHmax= σH. [σH]max Với σH = 490,77 MPa kqt = ⇒ σHmax = 490,77. = 601,07 MPa
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY KHOA: CƠ KHÍ với mm = 2.1.2,5 + 0,5 = 5,5 mm Chiều cao đầu răng ngoài : hae hae1= (hte + xn1.cosβ).mte = (1+0,3.1).2,5 = 3,25 mm hae2= 2.hte.mte – hae1= 2.1.2,5- 3,25 = 1,75 mm Chiều cao chân răng ngoài : hfe hfe1=he- hae1=5,5- 3,25 = 2,25 mm hfe2= he- hae2 = 5,5 -1,75 = 3,75 mm Đường kính đỉnh răng ngoài : dae dae1 = de1 + 2.hae1.cosδ1= 77,5 + 2.3,25.cos() = 83,67 mm dae2 = de2 + 2.hae2.cosδ2= 232,50 + 2.1,75.cos() = 233,61mm 9. Xác định lực ăn khớp : Lực vòng : ==1912,12 N Lực hướng tâm : 1912,12. N 1912,12. N Lực dọc trục : = 220,02 N ; = 660,26 N 15 Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7
Bảng 2.4 Bảng thông số của bộ truyền bánh răng côn Thông số Trị số Số răng bánh răng côn nhỏ z1 = 31 Số răng bánh răng côn lớn z2 = 93 Tỷ số truyền ubr = 3 Chủ động: dm1 = 67,70 mm Đường kính trung bình của bánh răng Bị động: dm2 = 203,09 mm Chủ động: de1 = 77,50 mm Đường kính chia ngoài của bánh răng Bị động: de2 = 232,50 mm Chủ động: dae1 = 83,67 mm Đường kính đỉnh răng ngoài của bánh răng Bị động: dae2 = 233,61 mm Chủ động: 1 = 18,43o Góc côn chia của bánh răng Bị động: 2 = 71,57o Chiều cao răng ngoài he = 5,5 mm 16
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY KHOA: CƠ KHÍ Chủ động: hae1 = 3,25 mm Chiều cao đầu răng ngoài của bánh răng Bị động: hae2 = 1,75 mm Chủ động: hfe1 = 2,25 mm Chiều cao chân răng ngoài của bánh răng Bị động: hfe2 = 3,75 mm Mô đun vòng ngoài mte = 2,5 mm Chiều rộng vành răng b = 31 mm Góc nghiêng của răng  = 0o x1 = 0,31 mm Hệ số dịch chỉnh x2 = -0,31 mm Lực tác dụng = = III.Bộ truyền xích : 1.Số liệu ban đầu : Công suất P = PII = 4,7 KW n1 = nII = 241,67vg/ph u = ux = 3,005 T ==185728,47 Nmm Tải trọng va đập vừa Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài α=8 17 Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7
Chọn loại xích : Ta chọn loại xích ống con lăn . Do vận tốc và công su ất b ộ truy ền không lớn , giá thành rẻ và có độ bền mòn cao. 2.Xác định các thông số của bộ truyền : a. Tính số răng đĩa xích : -Theo bảng 5.4/t 80/q1 ứng với u = 3,005, ta chọn số răng của đĩa xích nhỏ Z1 = 29 – 2.u = 29 – 2.3,005 = 22,99 răng. Theo bảng 5.4/t80/q1.Lấy tròn theo số lẻ =23 răng Từ đó ta có số răng đĩa xích lớn : Z2 = u. Z1= 3,005.23 = 69,12 răng Ta chọn Z2 = 70 răng < Zmax = 120 (răng) , thoả mãn Kiểm nghiệm lại ux: ux = b. Tính bước xích : Ta xét điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mỏi của bộ truyền xích : Theo CT 5.3/t81/q1: Pt = P . k . kz . kn ≤ [P] Trong đó: Pt ,P,[P] là công suất tính toán ,công suất cần truyền và công syất cho phép. Hệ số răng đĩa dẫn : kZ = 25/ Z1 = 25/23 =1,09 Hệ số vòng quay : kn = n01 / n1 = 200/ 241,67 = 0,83 với n 01 = 200vg/ph Theo công thức 5.4/t81/q1: Ta có hệ số điều kiện sử dụng xích : k = ko . ka . kđc . kbt . kđ. kc Ta có: ko – hệ số xét đến cách bố trí bộ truyền, α=800 => ko =1,25 ka – hệ số chiều dài xích : chọn khoảng cách trục a ≈ 40.p =>ka = 1 18
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY KHOA: CƠ KHÍ Kđc – hệ số xét đến khả năng điều chỉnh: chọn kđc =1,25 kbt – hệ số xét đến điều kiện bôi trơn :Tra bảng 5.6/t82/q1, đi ều kiện môi trường có bụi,chất lượng bôi trơn II chọn kbt = 1,3 kđ – hệ số tải trọng động : tải trọng va đập vừa, lấy kđ = 1,5 kc – hệ số kể đến chế độ làm việc : làm việc 2 ca ,ch ọn kc=1,25 Vậy k = ko . ka . kđc . kbt . kđ. kc = 1,25 . 1 . 1,25. 1,3. 1,5 . 1,25 = 3,81 Suy ra Pt = 4,7.3,81.1,09.0,83 =1 6,2 KW Theo bảng 5.5/t81/q1 với n01 =200 vg/ ph, ta chọn bộ xích con lăn : Bước xích p = 31,75 mm Đường kính chốt Chiều dài ống B =27,46mm Công suất cho phép [P] = 19,3 => Pt < [P] thỏa mãn điều kiện bền mòn ,đồng thời theo bảng 5.8/t 83/q1 thỏa mãn điều kiện p < pmax c) Tính số mắt xích : - Tính sơ bộ khoảng cách trục : a = 40 . p = 40 . 31,75 =1270 mm Theo công thức 5.12/t 85/q1 : xc = + + (II -21) ⇒ xc = + + = 127,9 Ta chọn số mắt xích là chẵn để hạn chế ứng suất lặp lại trên xích . Chọn xc = 128 mắt. d. Tính chính xác khoảng cách trục a: Theo công thức 5.13/t 85/q1 ,ta có : ∗ a = 0,25.p Thay số ta tính được : ∗ a = 0,25.31,75 ∗ a = 1271,63 mm Để xích không phải chịu lực căng quá lớn ta phải giảm khoảng cách ∗ trục vừa tính được một lượng : a = ( 0,002…0,004). a 19 Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7
∗ Chọn a = 0,004. a = 0,004 . 1271,63= 5,09 mm a = a* - ∆ a = 1271,63 – 5,09= 1266,54 mm vậy lấy a = 1267 mm. Kiểm nghiệm số lần va đập của bản lề đĩa xích trong một giây : i = ≤ [i] ⇒ i= Tra theo bảng 5.9/t 85/q1, ta có [i] = 25  thỏa mãn. e. Tính kiểm nghiệm xích về độ bền : Theo công thức 5.15/t80/q1, ta có: s = ≥ [s] Trong đó: • Q – tải trọng phá hỏng . Theo bảng 5.2/t78 ta lấy Q =88,5kN • Kđ – hệ số tải trọng động . Trương hợp tải trọng va vừa , chọn kđ = 1,2 • Ft – lực vòng trên đĩa xích: Ft = 1000P/v v - vận tốc trên đĩa dẫn z1: v= ⇒ v = = 2,94 m/s ⇒ Ft = = 1598,64 N • F0 -Lực căng do bánh xích bị động sinh ra: F0 = 9,81. kf. q. a 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 = 0,02.a = 0,02. 1267 = 25,34 mm kf = 2, ứng với trường hợp bộ truyền nghiêng một góc trên 40o so với phương nằm ngang; q: khối lượng 1 mét xích. Tra bảng 5.2 trang 78 [1], ta có q = 3,8kg ⇒ F0 = 9,81.2. 3,8. 1 267= 94,46(N) • Fv - Lực căng do lực ly tâm sinh ra khi làm việc: Fv = q. v2 20