intTypePromotion=1

Đồ án Chi tiết máy: Thiết kế về hệ dẫn động băng tải

Chia sẻ: Candy Production Keomut | Ngày: | Loại File: DOCX | Số trang:36

2
1.592
lượt xem
454
download

Đồ án Chi tiết máy: Thiết kế về hệ dẫn động băng tải

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

Đồ án Chi tiết máy: Thiết kế về hệ dẫn động băng tải gồm 3 phần. Phần 1 Tính toán hệ dẫn động. Phần 2 Thiết kế bộ truyền đai. Phần 3 Thiết kế bộ truyền bánh răng. Phần 4 Thiết kế trục.

Chủ đề:
Lưu

Nội dung Text: Đồ án Chi tiết máy: Thiết kế về hệ dẫn động băng tải

  1. ĐẠI HỌC ĐIỆN LỰC C ỘNG HÒA XÃ H ỘI CH Ủ NGHĨA VI ỆT NAM Đ ộc lập – Tự do – Hạnh phúc KHOA CNCK -----o0o----- ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Họ và Tên: NGUYỄN THẾ CƯỜNG LỚP : Đ3-CĐT ĐỀ TÀI: THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI G.V HƯỚNG DẪN : TẠ ĐÌNH XUÂN Nguyễn Thế Cường _Đ3-CĐT Page 1
  2. Nhận xét của giáo viên ……………………………………………………………………………………… ………………………. ……………………………………………………………………………………… ………………………. ……………………………………………………………………………………… ………………………. ……………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………… ……………… PHẦN I : TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN Nguyễn Thế Cường _Đ3-CĐT Page 2
  3. I) CHỌN ĐỘNG CƠ a) Xác định công suất của động cơ Công suất yêu cầu của động cơ được xác định theo công thức Trong đó Pct=(kw)= =4.55 (kw) • Hiệu suất hệ dẫn động η : Theo sơ đồ đề bài thì : η = ηbr1.η br2 . ηbt3.ηổ lăn.η k Trong đó : ηbr1 là hiêu suât bánh răng trụ nghiêng che kín ̣ ́ η br2 là hiêu suât cua bộ truyên banh răng trụ ̣ ́̉ ̀ ́ ηbrc là hiêu suât cua bánh răng trụ thẳng che kín ̣ ́̉ ηbt3 là hiêu suât cua bộ truyền đai dẹt, để hở ̣ ́̉ ηổ lăn là hiêu suât cua một cặp ổ lăn ̣ ́̉ ηk là hiêu suât nối trục ̣ ́ k : là số cặp ổ lăn Tra bảng 2.3[1] ta có: ηbr1 = 0,98; ηbr2 = 0,98; ηbr3 = 0,96;ηk = 1; η ổ lăn= 0,995; ηk= 0,99;n=1 Suy ra : η = 0.98 x 0.98 x 0.96 x 0,9954 x 0.99 0.894 • Xác định β β = ==0.892 với : T1=T T2=0.7T t1 = 0.6tck t2 = 0.4tck vậy Pyc = = = 4.54 (KW) • b) xác định vòng quay cơ sở - số vòng quay cơ sở được xác định theo công thức η cs= usb.η ct trong đó η ct là số vòng quay trên trục công tác Nguyễn Thế Cường _Đ3-CĐT Page 3
  4. η ct =60 000 . v/( πD) = 60000 . 1, 3 / ( 3, 14 . 410) = 60, 58 ( v/ p) . usb : là tỷ số truyền sơ bộ Với usb = Uh . Un (Uh = 8… 40) Vì hộp giảm tốc bánh răng 2 cấp ta chọn Uh =15 và Un =2,2 Suy ra số vòng quay sơ bộ của động cơ là nsb= nlv.ut = 60,58 x15x2,2 =1999(v/p)  theo bảng P3.1 phụ lục ([1]/Tr243) ta có thông số của động cơ K123M2 P=5,5 (kw) η= 85% m=73 (kg) n= 2900(v/p) =0,93 =2.2 II) PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 1) Tính lại tỷ số truyền chung Uchung===47,87 Un =Uđai chọn Uđai =2,2 Tỷ số truyền chung cho cả hộp Uhộp ===21,75 2) Phân phối tỷ số truyền chung cho cả hộp Uhộp =U1.U2 U1 là cấp nhanh gần động cơ U2 là cấp chậm xa động cơ Tra bảng 3.1 [1] Với : U hộp=21,75 U1=5,69 Nguyễn Thế Cường _Đ3-CĐT Page 4
  5. U2= =3,649 Tính lại Uđai ===2,2 =>> tính được số vòng quay các trục -Trục I n1===908,6363(v/p) -Trục II n2===152,45(v/p) -Trục III n3=== 41,78(v/p) CÔNG SUẤT CÁC TRỤC  Công suất được tính từ trục III trở về o công suất trục III là: với =0,995 =1 =0,99  o Công suất trục II là: o Công suất trục I là: o Công suất trục động cơ là: Nguyễn Thế Cường _Đ3-CĐT Page 5
  6. TÍNH MÔ MEN XOẮN TRÊN CÁC TRỤC Áp dụng công thức • :là công suất trên các trục Trong đó : là số vòng quay trên các trục Từ đó suy ra:  Mô men xoắn trục I là :  Mô men xoắn trên trục II là :  Mô men xoắn trên trục III là :  Mô men trên truc công tác là :  Mô men trên trục động cơ là :  Tổng kết lại ta có bảng sau : TRỤC Động cơ 1 2 3 Công tác TRỊ SỐ U 2,2 U1=5,96 U2=3,649 Uk=1 P(kw) 5,13 4,87 4,74 4,619 \ N(v/p) 1999 908,6363 152,45 41,78 \ T(Nmm) 24,5. 51,18. 296,9. 1055,8. 717,27. Nguyễn Thế Cường _Đ3-CĐT Page 6
  7. PHẦN II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI CHỌN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI A) 1)Các thông số o Công suất cần truyền +) Pdc=5,5(kw) +) n= 908,6363(v/p) Theo công thức 4.1 [1] o đường kính kích thước của bánh đai nhỏ là: Trong đó T1(Nmm) là mô men xoắn trên trục bánh đai nhỏ (chính là mô mem của trục động cơ) = Chọn đường kính theo tiêu chuẩn d1=180(mm) +Vận tốc bánh đai nhỏ V bánh đai nhỏ= o Đường kính bánh đai lớn: là hệ số trượt (0,010,02) là tỷ số truyền Theo bảng 4.21 [1] ta lấy trị số tiêu chuẩn của d2=400(mm) Tỷ số truyền thực tế Sai lệch tỷ số truyền  Nhận xét: { theo ý a [1]/tr49} => ĐẠT YÊU CẦU 2) Khoảng cách trục Theo công thức 4.3 [1] =(8701160)mm Lấy =1000(mm) 3) Chọn chiều dài đai Theo 4.4[1] chiều dài đai được xác định Nguyễn Thế Cường _Đ3-CĐT Page 7
  8. = 2.1000+ i= 4) Tính góc Ôm theo bảng 4.7[1] = = Vậy với =1000(mm) thỏa mãn yêu cầu 5) Xác định tiết diện đai và chiều rộng đai Theo 4.9[1] Theo bảng 4.8[1] tỷ số max nên dùng là đai vải cao su Do đó =>Theo bảng 4.1[1] dùng loại đai có lớp lót thị số =4,5(mm) với số lớp là 3 6) Xác định Ứng suất có ích cho phép theo 4.10[1] -Ta có Cα Tra bảng 4.10[1] Với = => trị số ảnh hưởng góc ôm -Ta có Trị số ảnh hưởng vận tốc Áp dụng công thức =0,04 đối với đai vải , đai cao su  -Ta có hệ số ảnh hưởng vị trí bộ truyền ở đây vì truyền động thông thường -ta có Theo 4.11[1] (trong đó là chiều dày của đai) Với bộ truyền ta thiết kế ở đây là Nguyễn Thế Cường _Đ3-CĐT Page 8
  9. Với góc  ứng suất ban đầu theo bảng 4.11[1] với => = 2,5 ,=10  =2,25(MPa)  ứng suất có ích cho phép là 7)xác định chiều rộng bánh đai lớn theo công thức 4.8[1] Trong đó :lực vòng :hệ số tải trọng động :ứng suất có ích cho phép :chiều dày của đai b:chiều rộng của đai thay các giá trị vào công thức (1)ta có : Theo bảng 4.1[1] lấy trị tiêu chuẩn b=50(mm)  chiều rộng bánh đai lớn =1,1.50+mm=mm Chọn B tiêu chuẩn B=70(mm) 8)Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục Theo 4.12[1] ta tính được lực căng ban đầu Theo 4.13[1] lực tác dụng lên trục Từ đó ta có bảng tính toán sau: Đường kính bánh đai nhỏ Đường kính bánh đai lớn Chiều rộng bánh đai lớn B=70(mm) Nguyễn Thế Cường _Đ3-CĐT Page 9
  10. Chiều dài đai L=2922,7(mm) Tiết diện đai Lực tác dụng Loại đai (đai vải cao su) Chiều dày của đai =4,5mm Khoảng cách trục PHẦN II : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG Với các số liệu đầu vào là P1=4,87(Kw) n1=908,63(v/p) thời gian làm việc T=8 năm h =8.24.300=54 600 chọn vật liệu làm bánh răng (theo [2]) 1) vật liệu làm bánh răng là vật liệu phải bền tránh hiện tượng tróc mỏi ,hiện tượng dính răng và đảm bảo độ bền uốn trong quá trình làm việc do đó vật liệu thường làm bánh răng là thép có chế độ nhiệt luyện hợp lí theo yêu cầu của bộ truyền ta chọ vật liệu làm bánh răng thuộc nhóm I có độ cứng HB 350 căn cứ vào bảng 6.1[1] ta chọn vật liệu làm răng như sau Nguyễn Thế Cường _Đ3-CĐT Page 10
  11. bánh nhỏ ta chọn vật liệu là thép 45 thường hóa sau khi gia công và có các • thông số kỹ thuật sau:  độ cứng HB1=170210  giớ hạn bền  giới hạn chảy  kích thước S80(mm) theo thiết kế và dữ liệu đầu vào ta chọn thép có độ cứng cao nhất HB1=210 • bánh răng lớn ta cũng chọn vật liệu thép như bánh răng nhỏ nhưng do bánh lớn làm việc với vận tốc thấp hơn bánh nhỏ ,chịu va đập thấp hơn nên ta chọn HB2=190  giới hạn bền  giới hạn chảy 2)xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép a) Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng theo 6.1[1] Trong đó : : là hệ số an toàn :là hệ số xét đến độ nhám bề mặt răng làm việc :là hệ số xét đén vận tốc vòng :là hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước của bánh răng :giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng  trong tính toán thiết kế sơ bộ lấy =1 Vậy Theo bảng 6.2[1]   :là hệ số an toàn ta chọn =1,1 :hệ số ảnh hưởng của chu kỳ làm việc Theo 6.3[1] Trong đó (theo 6.5[1] là số chu kì cơ sở)  11 231 753,46 Nguyễn Thế Cường _Đ3-CĐT Page 11
  12.  8 833 440,68 :là số chu kì thay đổi ứng suất tương đương của bánh răng theo đề tài với bánh răng nghiêng Từ 6.7[1] :là mômen xoắn :số vòng quay (ở đây là số vòng quay trên trục I) :tổng số giờ làm việc C:số lần ăn khớp trong 1 vòng quay lấy C=1  () Nhận xét: Khi tính lấy  Ứng suất tiếp xúc cho phép Bánh răng nhỏ : Bánh răng lớn : Theo 6.12[1] với cấp nhanh sử dụng bánh răng nghiêng b)Ứng suất uốn cho phép Theo 6.2[1] Trong đó: :là giới hạn bền mỏi uốn chu kỳ chịu tải NEF :hệ số an toàn khi tính về uốn =1,75 (do bề mặt răng thường hóa) :hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ưng suất trong đó m-môđun tính bằng (m) =1 hệ số xét đến độ nhám mặt lượn chân răng :hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến độ bền uốn :hệ số ảnh hưởng khi đặt tải =1 Trong tính toán sơ bộ lấy =1 Theo 6.2[1]  Các giới hạn bền mỏi tính về uốn của các bánh răng như sau : : là hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng nghiêng xác định theo công thức Nguyễn Thế Cường _Đ3-CĐT Page 12
  13. Mà chu kỳ cơ sở =4. xác định cho mọi loại thép Trong đó : C=1 là số lần ăn khớp trong 1 vòng quay :là mômen xoắn ở chế độ I của bánh răng đang xét :số vòng quay (ở đây là số vòng quay trên trục II) :tổng số giờ làm việc mF: bậc của đường cong mỏi mF=6  Bánh răng lớn trên trục II có =60.1.253,8.38400.=136,73. =136,73.>> =4.  ==1 (=) Từ   TÍNH CẶP BÁNH RĂNG CẤP NHANH  3)Xác định các thông số của bộ truyền bánh răng trụ nghiêng (cặp bánh răng I) a) Xác định khoảng cách trục Theo 6.15[1] ta có Trong đó =43 theo bảng 6.5[1] moomen trên bánh chủ động trục I (theo bảng 6.6[1]) là chiều rộng vành răng :hệ số chiều rộng răng =3,58 tỷ số truyền của cặp bánh răng đang xét : là hệ số kẻ đến sự phân bố không đều trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc theo 6.16[1] Vì bánh răng ăn khớp ngoài Nguyễn Thế Cường _Đ3-CĐT Page 13
  14. Theo bảng 6.7[1] ứng với =0,485 thì (ứng với sơ đồ 3) Do vậy : Chọn =146 mm  Chiều rộng vành răng là (mm) 4)Xác định thông số ăn khớp -xác định mô đun Theo 6.17[1] Với giá trị đó của m ta chọn m=2 để tính toán -tính số răng theo 6.31[1] Chọn =(răng chữ V hoặc bánh răng nghiêng trong hộp giảm tốc phân đôi ) ==0,866 Chọn =27 răng -tính số răng Ta có =27.3,58=96,66 răng Chọn =96 răng  Tỷ số truyền thực tế là = Tính lại góc ta có (theo 6.32[1]) = Tính lại khoảng cách trục theo là Theo 6.18[1] Chọn =146(mm) và không cần dịch chỉnh 5)KIỂM NGHIỆM a)về độ bền tiếp xúc ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng của bộ truyền thỏa mãn dk sau: Nguyễn Thế Cường _Đ3-CĐT Page 14
  15. Theo 6.33[1] Trong đó : • hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp ,trị số của tra bảng 6.5[1] ta được =274 • hệ số ảnh hưởng kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Trong đó là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở tg= (theo 6.35[1]) với =  ==  tg=cos.tg=0,587 =>= Thay số vào ta có hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng • Vì >1 nên ta được theo 6.36c[1] Theo 6.38b[1] Ta có ==1,455  • Tính hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc (theo 6.39[1]) Do (6.40[1]) Với  Theo bảng 6.13[1] có cấp chính xác động học là 9 Theo bảng 6.14[1] có =1,13;=1,05 (tính ở trên)  (theo 6.41[1]) Trong đó (6.42[1]) Theo bảng 6.15[1] ta có =0,002 ; =73 Vậy : Suy ra Thay số liệu vào công thức 6.33[1] ta được : Nguyễn Thế Cường _Đ3-CĐT Page 15
  16.   Để chính xác hơn ta tính lại ứng suất tiếp xúc cho phép theo công thức : Với V= 3,03(m/s) => =1 {vì v =3,65 => =3,6 • :hệ số tải trọng khi tính về uốn Với -: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn theo bảng 6.7[1] ta có : =1,135 với (sơ đồ 3) -:là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn theo bảng 6.14[1] ta có =1,375 với cấp chính xác là 9 và v=3,03(m/s) -: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn Theo 6.46[1] ta có Trong đó : (6.47[1]) Theo bảng 6.15 và 6.16 ta có =0,06 ;=73 (vì v=3,03
  17.  Thay số vào ta được Vậy =1,135.1,375.1,083=1,69 Thay các giá trị vừa tính vào công thức(*)&(**) ta có : Và Sau khi tính toán ta có: Từ bảng ta kết luận đáp ứng đủ yêu cầu về độ bền uốn  Từ tính toán ở trên ta tổng kết các thong số của bộ truyền cấp nhanh như sau Khoảng cách trục Mô đun m=2 pháp Chiều rộng vành răng Tỷ số truyền Số răng (răng)(răng) Góc nghiêng của răng Nguyễn Thế Cường _Đ3-CĐT Page 17
  18. Góc profin gốc Góc ăn khớp Đường kính chia Đường kính đỉnh răng Đường kính đáy răng Đường kính vòng lăn THIẾT KẾ CẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG CẤP CHẬM Nguyễn Thế Cường _Đ3-CĐT Page 18
  19. Các thong số đầu vào: 1)chọn vật liệu + bánh nhỏ trục II chọn thép 40XH nhiệt luyện bằng phương pháp tôi cải thiện đạt các thông số kỹ thuật sau HB=230….280 +bánh lớn ở trục III chọn vật liệu giống bánh nhỏ: 2)xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép a) xác định ứng suất tiếp xúc cho phép Trong đó : : là hệ số an toàn :hệ số xét đến độ nhám bề mặt răng làm việc : hệ số xét đến vận tốc vòng :hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước của bánh răng trong tính toán sơ bộ =1 Vậy • Trong đó : giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng theo bảng 6.2[1] ta có :  Bánh nhỏ : 2.300+70=670(MPa)  Bánh lớn :=2.270+70=510(MPa) :hệ số an toàn chọn =1,1 • Nguyễn Thế Cường _Đ3-CĐT Page 19
  20. :hệ số xét đến ảnh hưởng của chu kỳ làm việc • Theo 6.3[1] :là số chu kỳ cơ sở xác định theo công thức 6.5[1] =30.   : số chu kỳ thay đổi ứng suất trong của bánh răng thẳng ta có : Trong đó ,, lần lượt là mômen xoắn ,số vòng quay,tổng số thời giờ làm việc ở chế độ của bánh răng đang xét :số lần ăn khớp trong 1 vòng quay lấy =1 Bánh lớn trục III ta có Thay số ta xác định được ứng suất cho phép: b)Ứng suất uốn cho phép được xác định bởi công thức Trong đó :là giới hạn bền mỏi uốn ứng suất chu kỳ chịu tải :hệ số an toàn khi tính về uốn =1,75 do bề mặt răng thường hóa :là hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ưng suất : hệ số xét đến độ nhám mặt lượn của chân răng : hệ số xét đến ảnh hưởng của kt bánh răng đến độ bền uốn : hệ số ảnh hưởng khi đặt tải lấy =1 Theo 6.2a[1] trong tính toán sơ bộ lấy Theo 6.2[1] ta có :  Các giới hạn bền mỏi tính về uốn của các bánh răng như sau : là hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng nghiêng xác định theo công thức Mà chu kỳ cơ sở =4.106 xác định cho mọi loại thép Trong đó : Nguyễn Thế Cường _Đ3-CĐT Page 20
ADSENSE
ADSENSE

CÓ THỂ BẠN MUỐN DOWNLOAD

 

Đồng bộ tài khoản
2=>2