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

Đồ án " Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải "

Chia sẻ: Doan Van Ha Ha | Ngày: | Loại File: DOC | Số trang:42

Thêm vào BST
Báo xấu
630
lượt xem 125
download
 
  Download Vui lòng tải xuống để xem tài liệu đầy đủ

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...

Chủ đề:

Bình luận(1) Đăng nhập để gửi bình luận!

Lưu

Nội dung Text: Đồ án " Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải "

  1. Đồ án Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải
  2. 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
  3. 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
  4. 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
  5. 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
  6. 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
  7. 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
  8. 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
  9. 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
  10. 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
  11. 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
  12. 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
  13. 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
  14. 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
  15. 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
  16. 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
  17. 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  0,577  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
  18. 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
  19. 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: 0,4563169,35.1,2  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) 0,223169,35.1,2  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
  20. 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
ADSENSE

CÓ THỂ BẠN MUỐN DOWNLOAD

LV.11: Bộ Luận Văn Tốt Nghiệp Chuyên Ngành Tài Chính Ngân Hàng
172 tài liệu
837 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