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

Hướng dẫn thiết kế hệ dẫn động băng tải

Chia sẻ: Pham Van Minh | Ngày: | Loại File: DOC | Số trang:70

Thêm vào BST
Báo xấu
250
lượt xem 66
download
 
  Download Vui lòng tải xuống để xem tài liệu đầy đủ

Tài liệu tham khảo cho các bạn học chuyên ngành. Nhiều quá trình công nghiệp như dây chuyền lắp ráp phải hoạt động ở tốc độ khác nhau cho các sản phẩm khác nhau. Trường hợp điều kiện quá trình yêu cầu điều chỉnh dòng chảy từ một máy bơm hoặc quạt, thay đổi tốc độ của dẫn động có thể tiết kiệm năng lượng so với các kỹ thuật khác để kiểm soát dòng chảy.

Chủ đề:

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

Lưu

Nội dung Text: Hướng dẫn thiết kế hệ dẫn động băng tải

  1. Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án Cơ Sở Thiết Kế Máy Khoa: Cơ Khí Lớp : TKC K6 Thiết kế hệ dẫn động băng tải Trang: 1 SVTH : Phạm Văn Minh GVHD : Ngô Văn Lực
  2. Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án Cơ Sở Thiết Kế Máy Khoa: Cơ Khí Lớp : TKC K6 Mục Lục Phần I: chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền 3 1.1. Chọn động cơ điện 3 1.2. Phân phối tỉ số truyền 5 1.3. Các thông số hình học tác dụng nên trục 6 Phần II: tính toán thiết kế các bộ truyền ngoài 8 A.Thiết kế bộ truyền đai 1. Xác định kiểu đai 8 2. Tính sơ bộ đai 9 3. Chọn đường kính đai tiêu chuẩn 4. Xác định số đai Z 11 5. Xác định chiều rộng bánh đai 6. Xác định các lực trong bộ truyền đai 12 B. Thiết kế bộ truyền xích 14 1. Chọn loại xích 2. Xác định các thông số của xích và bộ truyền 14 Phần III: Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 19 3.1. Chọn vật liệu chế tạo bánh răng 19 3.2. Xác định các ứng suất cho phép 20 3.3. Tính toán các thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 23 Phần IV: Thiết kế trục và khớp nối 31 A. Chọn khớp nối 1. Xác định các thông số của khớp nối 31 2. Kiểm nghiệm khới nối 33 B. Tính trục 34 1. Chọn vật liệu 2.Tính toán thiết kế trục 34 3. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục 37 4. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 44 Trang: 2 SVTH : Phạm Văn Minh GVHD : Ngô Văn Lực
  3. Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án Cơ Sở Thiết Kế Máy Khoa: Cơ Khí Lớp : TKC K6 5. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh 48 Phần V: Tính chọn then 50 5.1. Tính chọn then cho trục I 50 5.2. Tính chọn then cho trục II 51 Phần VI: Chọn ổ trục 53 6.1. Chọn ổ lăn cho trục I 54 6.2. Chọn ổ lăn cho truc II 56 Phần VII: Bôi trơn ăn khớp và bôi trơn ổ trục 58 Phần VIII: Thiết kế vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết khác 58 8.1. Thiết kế vỏ hộp giảm tốc 58 8.2. Thiết kế các chi tiết khác 59 8.3. Các đặc tính kĩ thuật của hộp giảm tốc 60 Phần XI: Xây dựng bản vẽ lắp và các kiểu lắp ghép 60 62 TÀI LIỆU THAM KHẢO Đồ án môn học Cơ sở thiết kế máy Trang: 3 SVTH : Phạm Văn Minh GVHD : Ngô Văn Lực
  4. Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án Cơ Sở Thiết Kế Máy Khoa: Cơ Khí Lớp : TKC K6 Đề số: 1A Thiết kế hệ dẫn động băng tải M=1,5M 5 4 II 1 6 M P 0,6M V B 2 III 3 D I 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: Lực kéo băng tải 1 F 3250 N Vận tốc băng tải 2 V 1,85 m/s Trang: 4 SVTH : Phạm Văn Minh GVHD : Ngô Văn Lực
  5. Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án Cơ Sở Thiết Kế Máy Khoa: Cơ Khí Lớp : TKC K6 Đường kính băng tải 3 D 480 Mm Thời gian phục vụ giờ 4 Lh 24000 Số ca làm việc 5 2 Ca 65o Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền độ 6  ngoài Đặc tính làm việc Nhẹ 7 Khối lượng thiết kế Bản vẽ lắp hộp giảm tốc(A3): 1 01 bản tổng thể 3 hình chiếu 03 bản , mỗi bản thể hiện 01 hình chiếu 01 Bản vẽ chế tạo chi tiết(01 bản A3): 2 01 Bản thuyết minh(A4) 3 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 ngoài . - Phần III : Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng. - Phần IV : Tính toán và kiểm nghiệm trục,khớp nối. - Phần V : Tính và chọn then. - Phần VI :Chọn ổ lăn. - Phần VII : Bôi trơn ăn khớp và ổ lăn. - Phần VIII : Thiết kế vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết khác Phần I : Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền: 1.1. Chọn động cơ điện - Công suất làm việc (băng tải) tới hạn: Trang: 5 SVTH : Phạm Văn Minh GVHD : Ngô Văn Lực
  6. Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án Cơ Sở Thiết Kế Máy Khoa: Cơ Khí Lớp : TKC K6 F .V 3250.1,85 P LV = = = 6,0125 Kw (1-1) 1000 1000 Trong đó: F là lực kéo băng tải ; V là vận tốc của băng tải - Công suất tương đương : P td = P LV .  (1-2) 2 2 M  t M  t Trong đó:  =  1  1   2  2 là hệ số tải trọng động  M 1  tck  M 1  tck 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 ck =8h. Từ đó, ta có kết quả: 2 2  M  4  0, 6 M 1  4 = 0,82    1     M1  8  M1  8 Vậy: P td = 6,0125.0,82 = 4,93 Kw -Công suất cần thiết : Ptd P ct = (1-3)  ht Với:  ht là hiệu suất của toàn bộ hệ thống được xác định theo công thức: 3  ht= k.  đ. br. ol . x (1-4) Trong đó:  k – hiệu suất của khớp nối.  đ - hiệu suất của bộ truyền đai thang.  br – hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ thân khai răng nghiêng  ol – hiệu suất của một cặp ổ lăn.  x – hiệu suất của bộ truyền xích. Theo bảng 2.3-(I), ta có:  k = 1 ;  đ = 0,95 ;  br = 0,95 ;  ol = 0,99 ;  x = 0,92 Thay các giá trị trên vào (1-4), ta được: 3  ht = 1. 0,95. 0,95. (0,99) .0,92 = 0,81 4,93 = 6,1 Kw  Pct  0,81 Trang: 6 SVTH : Phạm Văn Minh GVHD : Ngô Văn Lực
  7. Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án Cơ Sở Thiết Kế Máy Khoa: Cơ Khí Lớp : TKC K6 -Căn cứ vào vận tốc vòng của băng tải, vòng quay của băng tải là: 60.103.v nbt = vòng/phút (1-5)  .D với : v- vận tốc vòng của băng tải( v = 1,85m/s) 60.103.1,85  nbt= =73,61 vòng/phút  .480 -Căn cứ vào tỉ số truyền của các loại truyền động ta có: u sb = ud .ubr .u x (1-6) Với: ux - tỉ số truyền của bộ truyền xích. uđ - tỉ số truyền của bộ truyền đai thang. u br - tỉ số truyền động bánh răng trụ Theo bảng 2.4-(I), ta có ux = 2…5 ; uđ = 3…5; u br = 3….5 Chọn ux = 2 ; uđ = 3; u br = 3  u sb = 3.3.2= 18 Mặt khác: (1-7) nsb  nbt .usb  n sb = 73,61.18 = 1325 (v/p)  Ta chọn động cơ dựa vào điều kiện sau:  P  P  dc ct  (1-8) nsb  ndc T T  k  m  1,5  Tdn T  Từ điều kiện (1-8) và bảng P1.2 trang 235-(I) ta chọn động cơ loại 4A có nhãn hiệu 4A132S4Y3, có các thông số kỹ thuật được cho ở bảng số liệu như sau: Tk Tmax Kiểu động Vận tốc Khối Công % Cos  n db d1 Tdn Tdn cơ suất lượng (mm) quay (v/p) Kw Vòng/phút (kg) 4A132S4Y3 7,5 1455 87,5 0,86 1500 2,0 2,2 77 38 Trang: 7 SVTH : Phạm Văn Minh GVHD : Ngô Văn Lực
  8. Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án Cơ Sở Thiết Kế Máy Khoa: Cơ Khí Lớp : TKC K6 Ưu điểm của động cơ loại 4A là nhỏ gọn hơn so với động cơ loại K và DK. Mặt khác chúng có phạm vi công suất lớn hơn và số vòng quanh đồng bộ rộng hơn ! 1.2. 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 1455 U= = =19,77 (1 - 9) nbt 73,61 Mà: U=uh.ung (1 - 10) Với uh - tỉ số truyền của hộp giảm tốc; ung - tỉ số truyền ngoài hộp; ung=uk.ux.uđ (1-11) uk - tỉ số truyền của khớp nối. do uk = 1  ung = ux. uđ ux - tỉ số truyền của bộ truyền xích. uđ - tỉ số truyền của bộ truyền đai thang. Theo bảng 2.4-(I), ta có ux = 2…5 ; uđ = 3…5. Chọn ux = 2 ; uđ = 3  ung = ux. uđ = 2.3= 6 U 19, 77 Do đó uh = = = 3,295 u ng 6 Như vậy: -tỉ số truyền của hộp giảm tốc hay tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng là: uh = ubr = 3,295 ; -Tỉ số truyền của bộ truyền đai: uđ = 3 -Tỉ số truyền của bộ truyền xích: ux = 2 1.3. Xác định các thông số động học và lực tác dụng lên các trục Trang: 8 SVTH : Phạm Văn Minh GVHD : Ngô Văn Lực
  9. Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án Cơ Sở Thiết Kế Máy Khoa: Cơ Khí Lớp : TKC K6 II P V B III D I Hình 1: Ký hiệu các trục trong hệ thống dẫn động băng tải 1.3.1.Tính toán tốc độ quay của các trục Trục động cơ: nđc = 1455 vòng/phút - ndc 1455 Trục I: nI = = = 485 vòng/phút - ud 3 nI 485 Trục II: nII = = = 147,2 vòng/phút - ubr 3, 295 nII 147, 2 Trục III: nIII = = =73,6 vòng/phút - ux 2 1.3.2.Tính công suất trên các trục Gọi công suất trên các trục I, II, III, lần lượt là PI , PII , PIII , có kết quả như sau: Để đảm bảo độ chính xác ta tính công suất từ trục tang (trục III) tính lại. Công suất trên trục III: - P III  Ptd = 4,93 Kw Công suất trên trục II: - 4, 93 PIII = = 5,413 Kw PII  ôlan . x 0,99.0, 92 Công suất trên trục I: - PII 5, 413 = 5,755 Kw PI    ôlan .br 0,99.0,95 Trang: 9 SVTH : Phạm Văn Minh GVHD : Ngô Văn Lực
  10. Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án Cơ Sở Thiết Kế Máy Khoa: Cơ Khí Lớp : TKC K6 Công suất thực tế mà động cơ phải đạt: - PI 5, 755 = 6,12 Kw P  ôlan .d . k 0,99.0,95.1 1.3.4Tính mô men xoắn trên các trục Trục động cơ: - 106.6,12 10 6.P Tdc = 9,55. = 9,55. = 40169 Nmm 1455 n dc Trục I: - 10 6.PI 106.5, 755 TI = 9,55. = 9,55. = 113320 Nmm 485 nI Trục II: - 106.5, 413 10 6.PII TII = 9,55. = 9,55. = 351183,1 Nmm 147, 2 n II Trục III: - 106.4, 93 10 6.PIII TIII = 9,55. = 9,55. = 639694,3 Nmm 73, 6 n III Vậy ta có bảng số liệu sau: Thông số Tốc độ quay Công suất Mô men Trục xoắn (vòng/phút) (Kw) (Nmm) Trục động cơ 1455 6,12 40169 Trục I 485 5,755 113320 Trục II 147,2 5,413 351183,1 Trục III 73,6 4,93 639694,3 Trang: 10 SVTH : Phạm Văn Minh GVHD : Ngô Văn Lực
  11. Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án Cơ Sở Thiết Kế Máy Khoa: Cơ Khí Lớp : TKC K6 Bảng 1:Số liệu động học và động lực học trên các trục của hệ thống dẫn động. Phần II: Tính toán thiết kế các bộ truyền ngoài A. Thiết kế bộ truyền đai thang 1 . Xác định kiểu đai: -Các thông số của động cơ và tỉ số truyền của bộ truyền đai: ndc = 1455 (vòng/phút) ; Pdc = 7,5 Kw ; ud = 3 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-(I). 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 81 140 Hình vẽ dưới đây thể hiện kích thước mặt cắt ngang của dây đai: Trang: 11 SVTH : Phạm Văn Minh GVHD : Ngô Văn Lực
  12. Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án Cơ Sở Thiết Kế Máy Khoa: Cơ Khí Lớp : TKC K6 13 11 2,8 8 400 Hình 2: Kích thước mặt cắt ngang của dây đai thang. 2. Tính sơ bộ đai: -Tính vận tốc đai:  .d 1 .n1 v= (2 - 1) 60000  .140.1455 v= =10,67 (m/s) 60000 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. ud. (1 -  ) (2 - 2) ta có: d2 = 140. 3. (1 - 0,02) = 411,6(mm) 3. Chọn đường kính đai tiêu chuẩn: Theo bảng 4.21 - Các thông số của bánh đai hình thang trang 63 -(I), ta chọn d2 = 400 mm. Tỉ số truyền thực tế là: d2 udt = (2 -3) d1 (1   ) 400 udt = = 2,9155 140(1  0, 02) Sai lệch của tỉ số truyền là: u dt  u d u = . 100% (2 -4) ud u = 2,8% Trang: 12 SVTH : Phạm Văn Minh GVHD : Ngô Văn Lực
  13. Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án Cơ Sở Thiết Kế Máy Khoa: Cơ Khí Lớp : TKC K6 Vậy: u  3  4%  Thỏa mãn điều kiện về sai lệch tỉ số truyền đai. -Theo bảng 4.14-(I), ta chọn sơ bộ chiều dài khoảng cách trục là: asb =d 2 =400 mm Chiều dài sơ bộ của đai là: (d  d ) 2  ( d1  d 2 ) +21 lsb = 2.asb + (2 - 5) 2 4.a sb lsb = 1690,48 (mm) Theo bảng 4. 13 -(I), ta chọn l = 1800 mm. Số vòng chạy của đai trong 1s: i = v/l (2 - 6) i = 10,67÷1800.10 3 = 5,928 (vòng/s) vậy i = 5,928120o , góc ôm thỏa mãn điều kiện. 4. Xác định số đai Z: Áp dụng công thức 4. 16-(I) có: Trang: 13 SVTH : Phạm Văn Minh GVHD : Ngô Văn Lực
  14. Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án Cơ Sở Thiết Kế Máy Khoa: Cơ Khí Lớp : TKC K6 Pcd .K d z= (2 -10) P0 .C Cl Cu C z Trong đó: -Pcd - Công suất trên trục bánh đai chủ động P = 7,5 Kw ; 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-(I) ), ta chọn Kđ =1,1 + [P0] - Công suất cho phép, tra bảng 4. 19-(I), ta có [P0] = 2,3 Kw ; + C - Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm 1 , tra bảng 4. 15-(I),Với α1 = 147°36’ Vậy: C = 0,91 + Cl - Hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai. Với l/l0 = 1800/1700 =1,059, tra bảng 4. 16 - tr 61-(I), ta có: Cl =1,01 + Cu - Hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền, tra bảng 4. 17 - tr 61(I), 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 P cd /[P0] = 7,5/2,3 =3,26,tra bảng 4. 18 - tr 61-(I), ta chọn:Cz = 0,94 Thay các giá trị trên vào công thức (2-10), ta được: 7,5.1,1 = 3,64(đai) z= 2,3.0,91.1, 01.1,14.0,94 Ta chọn z = 4 (đai). 5. Xác định chiều rộng bánh đai: Chiều rộng của bánh đai được xác định theo công thức: B = (z - 1)t + 2e (2-11) Tra bảng 4. 21 - tr 63-(I), ta có: t = 15 mm ; e = 10 mm ; h0 = 3,3mm Vậy: B = 65mm Đường kính ngoài của bánh đai được xác định theo công thức: da = d + 2h0 (2-12) Trang: 14 SVTH : Phạm Văn Minh GVHD : Ngô Văn Lực
  15. Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án Cơ Sở Thiết Kế Máy Khoa: Cơ Khí Lớp : TKC K6 - Đường kính ngoài của bánh đai nhỏ là: da1 = d1 + 2h0 = 140 +2.3,3 =146,6 (mm) - Đường kính ngoài của bánh đai lớn là: da2 = d2 + 2h0 = 400+ 2.3,3 = 406,6 (mm) 6. Xác định lực trong bộ truyền Xác định lực vòng theo công thức: Fv = qm. v2 (2-13) Với qm - Khối lượng 1 mét chiều dài đai, tra bảng 4. 22-(I), ta có: qm = 0,105 kg/m.  Fv = 0,105.(10,67)² =11,954 N Xác định lực căng ban đầu: áp dụng công thức tính lực căng trên 1 đai: 780 . P . K d F0 = + Fv = 177,64 N (2-14) v .C  . z Lực tác dụng lên trục được tính theo công thức: 1  Fr = 2F0.z.sin  (2-15)   2 Với α 1 = 147°36’ Fr = 1364,68 (N) Trang: 15 SVTH : Phạm Văn Minh GVHD : Ngô Văn Lực
  16. Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án Cơ Sở Thiết Kế Máy Khoa: Cơ Khí Lớp : TKC K6 F2 d1 n1 147,36° 212,24° O1 F2 Fr F1 1 F1 Hình3:Sơ đồ lực tác dụng lên trục khi bộ truyền đai làm việc. B e t h0 h da d Hình 4: Mặt cắt ngang của bánh đai và dây đai Khoảng cách trục a 457,41 mm 147°36’ Góc ôm 1 Đường kính bánh đai nhỏ 140 mm Đường kính bánh đai lớn 400 mm Bề rộng của bánh đai B 65 mm Bề rộng của dây đai b 13 mm Chiều dài của đai l 1800 mm Bảng 2: Các thông số của bộ truyền đai Trang: 16 SVTH : Phạm Văn Minh GVHD : Ngô Văn Lực
  17. Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án Cơ Sở Thiết Kế Máy Khoa: Cơ Khí Lớp : TKC K6 B. Thiết kế bộ truyền xích: 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. 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. uxích ≥ 19 (2-16) Với uxích = 2  z1 = 29 - 2. 3= 25 >19 Vậy: z1 = 25 (răng) Tính số răng đĩa xích lớn: z2 = uxích. z1  zmax (2-17) Đối với xích con lăn zmax = 120, từ đó ta tính được: z2 = 2. 25 = 50 (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] (2-18) Trong đó: Pt - Công suất tính toán; P - Công suất cần truyền; P = PII = 5,413 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-(I), ta có: [P] = 34,8 (Kw); z 01 25 kz - Hệ số răng ; kz = = =1 z1 25 n01 200 kn - Hệ số vòng quay; kn = = =1,3587 147,2 n II Hệ số k được xác định theo công thức: k = k0. ka. kđc. kbt. kđ. kc (2-19) Trong đó các hệ số thành phần được chọn theo bảng 5.6-(I),với: k0 - Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền, k0 = 1,25 (do đường nối tâm của hai đĩa xích so với đường nằm ngang là 65o
  18. Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án Cơ Sở Thiết Kế Máy Khoa: Cơ Khí Lớp : TKC K6 với a = (30…50)p, ta có: ka = 1; kđc - Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng; với trường hợp vị trí trục không điều chỉnh được, ta có: kđc = 1,25; kbt - Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn (với trường hợp môi trường làm việc có bụi, chất lượng bôi trơn bình thường), ta chọn: kbt = 1,3; kđ - Hệ số tải trọng động, với trường hợp tải trọng nhẹ(tải trọng va đập), ta chọn: kđ = 1,2 kc - Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền; với trường hợp số ca làm z1 . p.n II v= (2-24) 60.10 3 25.38,1.147, 2  v= = 2,3368 (m/s) 60000 Ft - Lực vòng trên đĩa xích: 1000.PII Ft = (2-25) v 1000.5,413  Ft = = 2316,42 (N) 2,3368 Fv - Lực căng do lực ly tâm sinh ra khi làm việc: Fv = q. v2 (2-27) 2  Fv = 5,5. (2,3368) = 30,03 (N) F0 -Lực căng do bánh xích bị động sinh ra: F0 = 9,81. kf. q. a (2 -27) 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. 1521 = 22,815(mm); kf = 2, ứng với trường hợp bộ truyền nghiêng một góc trên 40o so với phương nằm ngang;  F0 = 9,81. 2. 5,5. 1521.10 3 = 164,13(N) 127000 Từ đó, ta tính được: s = = 42,7 1,2.2316,42  164,13  30,03 Theo bảng 5. 10-(I), với n1 = 200 vòng/phút, ta có: [s] = 8,5  s =42,7 > [s] = 8,5 ; bộ truyền xích đảm bảo đủ bền. e. Xác định đường kính đĩa xích Theo công thức 5. 17-(I) và bảng 14.4b tr20-(II), ta xác định được các thông số sau:  Đường kính vòng chia d1 và d2: Trang: 18 SVTH : Phạm Văn Minh GVHD : Ngô Văn Lực
  19. Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án Cơ Sở Thiết Kế Máy Khoa: Cơ Khí Lớp : TKC K6 p 38,1 Ta lấy d1 = 304 (mm) d1 = = = 303,99 (mm)  180 o    sin   sin   25   z     1 p 38,1 Ta lấy d2 = 607 (mm) d2 = = = 606,7795 (mm)  180 o    sin   sin   50   z     2  Đường kính vòng đỉnh da1 và da2: da1 = p[0,5 + cotg(/z1)] = 38,1. [0,5 + cotg(180o/25)] = 320,64 mm Ta lấy d a1 =321 mm da2 = p[0,5 + cotg(/z2)] = 38,1. [0,5 + cotg(180o/50)] = 624,632 mm Ta lấy d a =625 mm 2  Đường kính vòng đáy(chân) răng df1 và df2: df = d1 - 2r , trong đó r là bán kính đáy răng, được xác định theo công thức: r = 0,5025.dl + 0,05 (2-28) với dl = 22,23 (mm), theo bảng 5. 2 - tr 78(I).  r = 0,5025.22,23 + 0,05 = 11,22(mm) do đó: df1 =304 - 2. 11,22 = 281,56 (mm) , ta lấy df1 = 281 (mm) df2 = 607 - 2. 11,22 = 584,56 (mm) , ta lấy df2 = 584 (mm)  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] (2-29) A.k d Trong đó: [H] - ứng suất tiếp xúc cho phép, theo bảng 5. 11-(I) Ft - Lực vòng trên đĩa xích , ta có: Ft = 2316,42 N kd - Hệ số phân phân bố không đều tải trọng cho các dãy, kd = 1 (xích 1 dãy); Trang: 19 SVTH : Phạm Văn Minh GVHD : Ngô Văn Lực
  20. Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án Cơ Sở Thiết Kế Máy Khoa: Cơ Khí Lớp : TKC K6 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-(I) ), với z1 = 25  kr 1 = 0,42 2 E1 .E 2 - Mô đun đàn hồi , với E1, E2 lần lượt là mô đun đàn hồi của vật E= E1  E2 liệu con lăn và răng đĩa xích, lấy E = 2,1. 105 Mpa; Fvd - Lực va đập trên m dãy xích (m = 1), tính theo công thức: Fvd = 13. 10-7. n. p3. m (2-30) -7 3  Fvd1 = 13.10 7 .n II .p 3 .m=13. 10 . 147,2. (38,1) . 1 = 10,583 N A - Diện tích chiếu của bản lề (mm2) theo bảng 5. 12-(I), ta có: A = 395 (mm2); Thay các số liệu trên vào công thức (2 -29), ta tính được: - ứng suất tiếp xúc H trên mặt răng đĩa xích 1: 0,422316,42.1, 2  10,583.2,1.10 5 H1 = 0,47. = 370,986 (Mpa) 395.1 -Ứng suất tiếp xúc H trên mặt răng đĩa xích 2: Với: z2 = 50  kr2 = 0,24 Fvd2 = 13. 10-7. nIII. p3. m = 13. 10-7. 73,6. (38,1)3. 1 = 5,291 (N) 0,242316, 42.1,2  5,291.2,1.10 5  H2 = 0,47. = 280,173 (Mpa) 395.1 Như vậy: (H1 ; H2 ) đều < [H] = (500…600) MPa Ta có thể dùng vật liệu chế tạo đĩa xích là thép CT45, phương pháp nhiệt luyện là tôi cải thiện (do đĩa bị động có số răng lớn z2 = 50 > 30 và vận tốc xích v = 2,3368 m/s
ADSENSE

CÓ THỂ BẠN MUỐN DOWNLOAD

LV.15: Bộ Đồ Án Tốt Nghiệp Chuyên Ngành Cơ Khí
65 tài liệu
2418 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