Đồ án Thiết kế hệ dẫn động băng tải
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA: CƠ KHÍ
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
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 = 퐏 .훃 KW
퐥퐯
훈
Trong đó: P lv : công suất trên trục công tác
: hệ số tải trọng tương đương
: hiệu suất truyền động
Công suất trên trục công tác :
F .v
P lv =
KW
1000
F=3250N : Lực kéo băng tải
v=1,6m/s : Vận tốc băng tải
3250.1,6
P lv =
=5,2 KW
1000
Hệ số tải trọng tương đương : β
2
P
ti
12.4 (0,6)2.4
i
P
.
0,8246
=
tck
8
1
Hiệu suất truyền động : η
η = đbr³olk
đ = 0,96 : Hiệu suất bộ truyền đai để hở
( Tra bảng 2-3)
br= 0,96 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng, để kín. ( Tra bảng 2-3)
ol= 0,99 : Hiệu suất của một cặp ổ lăn
x = 0,92 : Hiệu suất bộ truyền xích
( Tra bảng 2-3)
( Tra bảng 2-3)
Vậy hiệu suất của toàn bộ hệ thống :
1
Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA: CƠ KHÍ
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
= 0,96.0,96. 0,993.0.92 = 0,8227
Công suất cần thiết Pct bằng :
P ct =퐏 .훃
퐥퐯
=
5,2.0,8246
0,8227
5,212 KW
훈
2. Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ :
Số vòng quay sơ bộ của động cơ là :
nSb= nlv.uht
Trong đó nlv : là số vòng quay của trục công tác
uht : là tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống
Số vòng quay của trục công tác : nlv
6000 v 6000 .1,6
nlv =
=
80 ,42 vòng/phút
.D
.380
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 :
Số vòng quay sơ bộ của động cơ là :
nSb= nlv.uht =80,42.36 = 2895,12 vòng/phút
uht = 4.3.3=36
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
+ Khối lượng
+ Hệ số quá tải
: nđc= 2900(v/p)
: m = 73kg
: 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
퐧đ퐜
퐧퐥퐯
ퟐퟗퟎퟎ
=
ퟖퟎ,ퟒퟐ = 36,06
Theo công thức tính tỷ số truyền ta có :
=
uht
Mà ta có : uht = uđubrux
Trong đó :
uđ = 4: tỷ số truyền của bộ truyền đai thang
2
Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA: CƠ KHÍ
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
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 :
- Tốc độ quay trên trục động cơ : nđc = 2900 ( v/p)
퐧đ퐜 2900
725(v/ ph)
- Tốc độ quay trên trục I là:
퐧퐈 =
퐮đ
4
퐧퐈
725
241,67 (v/ ph)
- Tốc độ quay trên trục II là:
퐧퐈퐈 =
퐮퐛퐫
3
퐧퐈퐈 241,67
퐮퐱
80,42 (v/ ph)
- Tốc độ quay trên trục công tác là:
퐧퐥퐯 =
3,005
- Công suất trên trục động cơ là: Pđc = Pct = 5.212 KW
- Công suất trên trục I là
- Công suất trên trục II là
: PI = Pđcđol = 5,212.0,96.0,99=4,95 KW
: PII= PIbrol= 4,95.0,96.0,99 = 4,70 KW
- Công suất trên trục công tác : Plv= PIIxol= 4,70.0,92.0,99 = 4,28 KW
7. Xác định momen xoắn trên các trục :
Momen xoắn trên trục động cơ là:
푃đ푐 5,212
푇đ푐 = 9,55.106.
Momen xoắn trên trục I là :
푇퐼 = 9,55.106.
=
= 17163,66 푁푚푚
= 65203,45 푁푚푚
= 185728,47 푁푚푚
= 508256,65 푁푚푚
푛đ푐
2900
푃퐼 4,95
=
푛퐼
725
Momen xoắn trên trục II là :
푃퐼퐼
4,70
푇퐼퐼 = 9,55.106.
=
푛퐼퐼 241,67
Momen xoắn trên trục công tác là :
푃푙푣 4,28
푇푙푣 = 9,55.106.
=
푛푙푣 80,42
Ta có bảng thông số sau :
Thông số/Trục
Động cơ
I
II
Công tác
ux=3,005
4,28
80,42
508256,65
uđ=4
ubr=3
P (KW)
n (v/ph)
T (N.mm)
5,212
2900
17163,66
4,95
725
4,70
241,67
185728,47
65203,45
PHẦN II : TÍNH TOÁN CÁC BỘ TRUYỀN
I .Bộ truyền đai thang
1.Chọn loại đai :
a.Các thông số đầu vào :
3
Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA: CƠ KHÍ
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Công suất trên trục chủ động ( trục bánh đai nhỏ ) : P1= 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
b
bộ truyền .
b
t
– 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.
y
o
Theo hình dạng tiết diện đai , phân ra :
Đai dẹt ,đai thang ,đai nhiều chêm và đai
răng.
h
Với :
400
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
8
y0
A
11
13
2,8
2.Xác định đường kính bánh đai :
a.Xác định đường kính bánh đai nhỏ
:
풅ퟏ
Theo công thức (4.1)/t53/q1,đường kính bánh đai nhỏ được xác định :
d1= ( 5,2...6,4). 3
= (5,2....6,4).
3 17163,66
T
1
= 134,13....165,09 mm
Theo bảng 4.21/t63/q1 chọn đường kính bánh đai nhỏ d1=160mm
theo tiêu chuẩn .
4
Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA: CƠ KHÍ
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
π.d1n1 .160.2900
Vận tốc đai : v =
24,3m / s
60000
60000
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 :
d2
630
udt
4,02
d1.(1) 160.(1 0,02)
Sai số của tỷ số truyền :
udt udt 4,02 4
u
0,50 40
0 (thoả mãn)
0
ud
4
3.Xác định khoảng cách trục sơ bộ:
–Dựa vào bảng 4.14/t60/q1 ,ta có
풖đ = ퟒ => 풂/풅ퟐ = ퟎ,ퟗퟓ
Vậy ta có : a = 0,95. =0,95.630=598,5 mm
d2
Chiều dài đai, theo công thức (4.4)/t54/q1 :
–
휋 푑2 + 푑1) + (푑2 푑 )2/(4.푎)
l = 2a+0,5 .(
= 2.598,5 + 0,5 .(630+160) + (630-160)²/(4.598.5)
-
1
휋
= 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 :
v 24,3.103
1
-
9,72
푠
i =
l
2500
―1
1
-
Vậy ta có : i = 9,72
<
=10
푖푚푎푥 푠
푠
–Tính lại khoảng cách trục a:
2 82
(mm)
a
4
(d2 d1)
(630 160)
Trong đó : l
2500
1259mm
2
2
d2 d1 630 160
235mm
2
2
5
Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA: CƠ KHÍ
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
1259 12592 8.2352
Vậy khoảng cách trục thực : a =
mm
582
4
4.Xác định góc ôm trên bánh nhỏ và bánh lớn:
Theo công thức 4.7/t54/q1 ,ta có :
d2 d
630 160
1 1800
2 1800
1 .570 1800
.570 1340
.570 2260
a
582
630 160
582
Góc ôm
d2 d
1 .570 1800
a
Kiểm tra điều kiện :1 1340 min 1200 ( thỏa mãn )
5.Xác định số đai cần thiết z :
푃1.푘đ
Theo công thức (4-16)/t60/q1 ta cã: z = [푃 ].퐶 .퐶 .퐶 .퐶
0
훼
1
푢
푧
P = 5,212KW:c ng su t tr n tr c b nh ai nh
ô
ấ
ê
ụ á
đ
ỏ
1
: hệ số tải trọng động .Tra bảng 4.7/t55/q1,ta được =1,1
푘đ
푘đ
]: công suất cho phép .Tra bảng 4.19/t62/q1, ta được
[푃0
[푃0
]=4KW (với v=24,3m/s và
.
푑1 = 160푚푚)
푃1
5,212
=
4
=>
, tra bảng 4.18/t61/q1, ta được
= 1,303
[푃0]
퐶푧 = 0,98
:Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm
퐶훼
퐶 = 1 0,0025.
훼1
Ta có :
(180 훼 )
-
-
1
훼
= 1 0,0025.(180 134) = 0,885
-
-
: Hệ số kể tới ảnh hưởng của chiều dài đai.
퐶1
Tra bảng 4.19/t62/q1 với tiết diện đai loại A ta có
푙0 = 1700푚푚
,tra bảng 4.16/t61/q1 ta được
퐶1 = 1,08
=>푙푙 =2500
1700 = 1,47
0
: Hệ số kể tới ảnh hưởng của tỉ số truyền Tra bảng
퐶푢
4.17/t61/q1 với u=4>3 =>
퐶푢 = 1,14
Vậy ta có sồ đai cần thiết là :
5,212.1,1
4.0,885.1,08.1,14.0,98
Lấy số đai z = 2 đai < 6 đai => thoả mãn.
1.34
đai.
Z
6. Xác định chiều rộng, đường kính ngoài của bánh đai : B ,
풅풂
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 :
푑 = 푑 +2.
h0
Tra bảng 4.21/t63/q1 ta có : =3,3 , t=15 ,e =10
푎
h0
B = (2
1).15 + 2.10 = 35푚푚
–
Vậy :
6
Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA: CƠ KHÍ
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
160 +2.3,3 =166,6 mm
푑푎 =
7.Xác định lực tác dụng lên trục :
– Lực căng trên một đai được xác định theo công thức 4.19/t63:
푃1.푘đ
+
퐹푣
퐹0 = 780.
푣.퐶훼.푧
: Lực căng do lực li tâm sinh ra
퐹푣
Theo công thức 4.20/t64/q1 ,ta có :
2
퐹푣 = 푞푚.푣
Khối lượng 1m chiều dài đai .Tra bảng 4.22/t64/q1 ta được
푞푚 :
푞푚
2
푘푔
2
:=>
= 0,105
퐹푣 = 푞푚.푣 = 0,105.24,3 = 62 푁
푚
Vậy ta có :
780.5,212.1,1
24,3.0,885.2
62 166N
퐹0 =
–Lực tác dụng lên trục , công thức 4.21/t64/q1. Tacó :
= 2.166.2.sin134 = 611,22 N
훼1
= 2.
퐹푟
퐹0.푧.sin(
)
đ
2
2
đ .cosα = 611,22.cos800 =106,14 N
đ .sinα = 611,22.sin800 = 601,93 N
퐹푟 푥 = 퐹푟
đ
퐹푟 푦 = 퐹푟
đ
với α = 0là góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài
80
8.Bảng kết quả tính toán :
Thông số
Đai thang thường
160mm
Đường kính bánh đai nhỏ :
Đường kính bánh đai nhỏ :
풅ퟏ
풅ퟐ
630mm
Chiều rộng bánh đai
Chiều dài đai
Số đai
: B
35mm
: l
: z
: A
: a
:
2500mm
2 đai
ퟐ
Tiết diện đai
Khoảng cách trục
Góc ôm
81
풎풎
582,06mm
ퟏퟑퟒퟎ
휶ퟏ
Lực căng ban đầu
:
166N
푭풐
Lực tác
106,14N
푭풓 풙
đ
dụng lên trục
601,93N
푭풓 풚
đ
7
Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA: CƠ KHÍ
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
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 :
푃1 = 푃퐼 = 4,95 KW
– Số vòng quay trên trục chủ động :
– Momen xoắn trên trục chủ động :
=
퐼
푛 푛 = 725 푣/푝
h
1
=65203,45 Nmm
푇1 = 푇퐼
– Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng :
2.X ác định ứng suất cho phép :
a. Chọn vật liệu:
푢1 = 푢푏푟 = 3
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 =241
có =850(MPa); =580(MPa)
285,
휎푏1
+ Bánh lớn :
Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB=192
có =750(MPa); = 450(MPa)
휎푐ℎ1
240,
휎푏2
휎푐ℎ2
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:
H0 lim.kHl
H =
sH
F0 lim .kFc .kFl
F =
sF
Trong đó :
8
Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA: CƠ KHÍ
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
o
0
F lim ; H lim :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 F ; sH : Lần lượt là hệ số an toàn khi tính về uốn và tiếp xúc tra bảng
6.2 /t94/q1 .Ta có:
0
H lim = 2.HB + 70
;
sH =1,1
o
F lim =1,8.HB
;
s F =1,75
Chọn độ rắn bánh nhỏ : HB1 =260 ; độ rắn bánh lớn : HB2 =250
Khi đó :
=2.260+70=590 MPa
휎퐻푙푖푚1
휎퐹푙푖푚1
휎퐻푙푖푚2
휎퐹푙푖푚2
=1,8.260=468 MPa
=2.250+70=570 MPa
=1,8.250=450 MPa
kFc : Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải , lấy kFc =1( tải trọng đặt một phía )
kHl ;k Fl : Hệ số tuổi thọ ,được xác định theo cônh thức 6.3và 6.4/t93/q1
푁퐻푂
푁퐻퐸
푁퐹푂
푁퐹퐸
푚퐻
푚퐹
;
퐾퐻퐿
ở đây:
=
퐾퐹퐿 =
;
Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn :
푚퐻 푚퐹
m 6
H
với HB <350 lấy
mF 6
;
:Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn và tiếp xúc
푁퐹푂 푁퐻푂
có
=4.106 với tất cả các loại thép
푁퐹푂
2,4
=30.
푁퐻푂
퐻퐻퐵
푁퐻푂1 = 1,88.107
푁퐻푂2 = 1,88.107
;
: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương .
푁퐻퐸 푁퐹퐸
Vì bộ truyền làm việc ở chế độ tải trọng thay đổi nhiều bậc nên theo
các
Công thức 6.7và 6.8/t 93/q1 ta có:
9
Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA: CƠ KHÍ
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
3
T
i
N HE =60.c.
.ni .ti
T
6
T
i
.ni .ti
N =60.c.
FE
T
Với c là số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng, c =1
ni , ti :Số vòng quay và thời gian làm việc ở chế độ thứ i
Ta có:
= 60 .1.(13 .0,5+0,63 .0,5) .725.24000=63,5
>
7
푁퐻퐸1
.10 푁퐻푂1
푘퐻퐿1 = 1
= 60 .1.(13 .0,5+0,63 .0,5).725.24000=21,16.107 >
푁퐻퐸2
푁퐻푂2
3
퐾퐻퐿2 = 1
= 60 .1.(16 .0,5+0,66 .0,5).725.24000 = 54,64.107 >
푁퐹퐸1
푁퐹푂1
퐾퐹퐿1 = 1
Vậy:
590.1
1,1
536,36
H 1 =
MPa
570.1
1,1
518,18
H 2 =
MPa
Với bánh răng côn răng thẳng ta có:
H =min(H 1 ;H 2 )=518,18 MPa
468.1
1,75
.1
F 1 =
F 2 =
= 267,43MPa
450.1
1,75
.1 257,14
MPa
- Ứng suất quá tải cho phép , theo các công thức 6.13 và 6.14/t 95/q1 ta
có:
[H]max=2,8. ch [H]max1=2,8.580 = 1624 Mpa ;
[H]max2=2,8.450 = 1260 Mpa ;
[F]max= 0,8.ch [F]max1= 0,8.580 = 464 Mpa ;
10
Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA: CƠ KHÍ
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
[F]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:
2
2
3
u 1. T .kH [(1 kbe ).kbe.u.[ H ] ]
Re= kR.
1
Trong đó:
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
kH - Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành
kbe.u
0,25.3
0,43
răng, với:
2 kbe 2 0,25
tra bảng 6.21/t 113/q1 và trục lắp trên ổ đũa là
Ta được kH= 1,09
50. 32 1.3 65203,45.1,09/[(1 0,25).0,25.3.(509,09) 124,44
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 :
2.Re
u2 1
2.124,44
2
3
k . T .k /[(1 k ).k .u.[ ] ]
78,70
mm
de1=
d
1
H
be
be
H
32 1
4.Xác định các thông số ăn khớp :
Tra bảng 6.22/t 114/q1 ta được : z1p=19
Với HB <350
z1=1,6.z1p=1,6.19= 30,04 chọn 31 răng .
Đường kính trung bình và môđun trung bình của bánh răng côn nhỏ :
11
Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA: CƠ KHÍ
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
dm1= (1- 0,5.kbe).de1= (1- 0,5.0,25).78,70 = 68,86 mm
mtm= dm1/z1 = 68,86/31= 2,22 mm
Môđun vòng ngoài được xác định theo công thức 6.56/t 115/q1 :
2,22
2,54
mte= mtm/(1- 0,5.kbe) =
mm
1 0,5.0,25
Theo bảng 6.8/t99/q1 lấy giá trị tiêu chuẩn mte= 2,5mm do đó:
m = m .(1- 0,5.k ) =
=2,20 mm
2,5.(1 0,5.0,25)
tm
te
be
68,86
2,20
31,3
z1 = dm1/mtm =
lấy z1=31răng
z2= u1.z1 = 3.31 = 93 lấy z2 = 93 răng
Do đó tỷ số truyền thực tế : u1=z2/z1=93/31= 3
Góc côn chia :
0
=arctg(z /z ) =arctg(31/93) =
18,43
90 18,430 = 71,570
1
1
1
2
0
=90- =
-
2
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=0,5.mte z12 z22 0,5.2,5. 312 932 122,54 mm
Chiều rộng vành răng :
b =
= 122,54.0,25 =30,64 mm
푅푒.푘푏푒
lấy b = 31mm
5.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :
Theo công thức 6.58/t115/q1 ta có :
2.T1.kH . u2 1/(0,85.b.dm21.u)
H = zM.z.zH.
Trong đó:
H
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
12
Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA: CƠ KHÍ
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
z: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng , được xác định theo công thức
4
z =
3
ở đây:
:Hệ số trùng khớp ngang ,được tính theo công thức :
= 1,88- 3,2.(1/z1+1/z2).cosm
=1,88-3,2.(1/31+1/93).cos(0) =1,74
4 1,74
(víi m= 0)
0,87
z=
3
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
kH:Hệ số tải trọng khi tính toán về tiếp xúc, được xác định theo công
thức 6.61/t116 /q1 :
kH =kH.kH.kHV
kH:Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng
vành răng , kH=1,09
kH:Hệ số kể đến sự tập trung phân bố tải trọng không đều trên giữa
các răng kH=1
kHV:Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng động, tính theo công thức
6.63/t116/q1
kHV = 1 + H.b.dm1/(2.T1.kH.kH)
Trong đó:
dm1.(u 1) /u
H = H.g0.v.
.dm1.n
60000
.68,20.725
2,60
m/s
Với v =
60000
H: Trị số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp ,theo bảng
6.15/t107/q1 với dạng răng thẳng thì H=0,006
13
Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA: CƠ KHÍ
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
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
68,2.(31)
H= 0,006.56.2,60.
= 8,33<230 thoả mãn
3
Vậy kHV = 1+8,33.31.68,2/(2.65203,45.1.1,09) = 1,12
Do đó kH = 1.1,09.1,12 = 1,22
Với các trị số vừa tìm được , ta có :
2.65203,45.1,22. 32 1
274.1,76.0,87.
490,77
MPa
H =
0,85.31.68,22.3
Theo CT 6.11 th× H = Hsb.zR.zv.kxH
Trong đó:
zv: Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng ,
với v = 2,60 m/s zv=1
zR: Hệ số xét đến độ nhám bề mặt ,với Ra=2,5
zR= 0,95
1,25m
kxH: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng ,
với da <7000(mm) kxH = 1
H = 518,18.0,95.1.1=492,27MPa
Ta thấy H <H
Vậy điều kiện tiếp xúc được đảm bảo.
6.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :
Theo công thức 6.65/t116/q1 ta có :
F1= 2.T1.kF.Y.Y.YF/(0,85.b.mtm.dm1)
Trong đó :
kF: Hệ số tải trọng khi tính toán về uốn , theo công thức 6.67/t117/q1
kF=kF.kF.kFv
Với kF: Hệ số xét đến tập trung tải trọng không đều trên chiều rộng
Vành răng ,theo bảng 6.211 ta được kF=1,17
14
Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA: CƠ KHÍ
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
kF: Hệ số xét đến tập trung tải trọng không đều giữa các răng¸
kFv: Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng động xác định theo
kF=1
công thức :
kFv=1+F.b.dm1/(2.T1.kF.kF)
với F=F.g0.v. dm1.(u 1) /u
theo bảng 6.15và 6.16/t 107/q1 ta có:
F = 0.016 ; g0 = 56
68,2.(3 1)
F = 0.016.56.2,60.
= 22,21
3
kFv=1+22,21.31.68,2/(2.65203,45.1,17) = 1,31
Vậy kF = 1,17.1.1,31=1,53
Y =1/=1/1,74=0,57
0
Y=1-n /140 = 1
Với zv1=z1/cos(1) = 31/ cos(18,43 ) =32,68
zv2=z2/cos(2) = 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
2.65203,45.1,73.0,59.1.3,39
108,74
Vậy F1 =
MPa
0,85.54.108,49.5,71
F2 = F1.(YF2/YF1) = 108,74.(3,60/3,78) = 103,56 MPa
F1
F1
Ta thấy
F 2
F 2
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 :
Hmax= H.
Hmax
kqt
Với H = 490,77 MPa
15
Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA: CƠ KHÍ
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Tmax
1,5
kqt =
T
1,5
Hmax = 490,77.
Theo công thức 6.49/t 110/q1 ta có:
Fmax= F .kqt Fmax
Fmax1=F1.kqt= 108,74.1,5 = 163,11 MPa < F1max
Fmax2=F2.kqt= 103,56.1,5= 155,34 MPa < F2maxs
= 601,07 MPa <Hmax= 1264 MPa
Vậy độ bền quá tải của răng được thỏa mãn .
8.Các thông số của bộ truyền bánh răng côn :
Theo các công thức trong bảng 6.19/t 111/q1ta có :
Đường kính chia ngoài : de
de1= mte.z1 = 2,5.31 = 77,5 mm
de2= mte.z2 = 2,5.93 = 232,50 mm
Đường kính trung bình của bánh :
0.5.b
0.5.31
122,54
1
.d 1
.77,5 67,70mm
dm1=
e1
Re
0.5.b
0.5.31
122,54
1
.de2 1
.232,5 203,09mm
dm2=
Re
Chiều cao răng ngoài : he
he = 2.hte.mte + c
với
mm
= cos 훽푚 = 1 , 푐 = 0,2푚푡푒 = 0,2.2,5 = 0,5
h푡푒
= 2.1.2,5 + 0,5 = 5,5 mm
h푒
Chiều cao đầu răng ngoài : hae
hae1= (hte + xn1.cos).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
d = d + 2.h .cos = 77,5 + 2.3,25.cos(
0) = 83,67 mm
0) = 233,61mm
18,43
ae1
e1
ae1
1
d = d + 2.h .cos = 232,50 + 2.1,75.cos(
71,57
ae2
e2
ae2
2
9. Xác định lực ăn khớp :
2.푇1
Lực vòng :
=
2.65203,45=1912,12 N
=
68,2
퐹푡1 퐹푡2 =
푑푚1
16
Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA: CƠ KHÍ
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
0
0
Lực hướng tâm :
1912,12.
tg20 .cos18,43
Fr1 = Ft1.tgαtw.cosδ1
=
N
= 660,26
Fr2 = Ft1.tgαtw.sinδ1
Lực dọc trục :
0
0
1912,12.
N
=
tg20 .sin18,43 = 220,02
=
220,02 N ;
= 660,26 N
퐹푎2 = 퐹푟1
퐹푎1 퐹푟2 =
Bảng 2.4 Bảng thông số của bộ truyền bánh răng côn
17
Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA: CƠ KHÍ
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Thông số
Trị số
z1 = 31
Số răng bánh răng côn nhỏ
Số răng bánh răng côn lớn
Tỷ số truyền
z2 = 93
ubr = 3
Chủ động: dm1 = 67,70 mm
Bị động: dm2 = 203,09 mm
Chủ động: de1 = 77,50 mm
Bị động: de2 = 232,50 mm
Chủ động: dae1 = 83,67 mm
Bị động: dae2 = 233,61 mm
Chủ động: 1 = 18,43o
Bị động: 2 = 71,57o
he = 5,5 mm
Đường kính trung bình của bánh răng
Đường kính chia ngoài của bánh răng
Đường kính đỉnh răng ngoài của bánh
răng
Góc côn chia của bánh răng
Chiều cao răng ngoài
Chủ động: hae1 = 3,25 mm
Bị động: hae2 = 1,75 mm
Chủ động: hfe1 = 2,25 mm
Bị động: hfe2 = 3,75 mm
mte = 2,5 mm
Chiều cao đầu răng ngoài của bánh răng
Chiều cao chân răng ngoài của bánh
răng
Mô đun vòng ngoài
Chiều rộng vành răng
Góc nghiêng của răng
b = 31 mm
= 0o
x1 = 0,31 mm
x2 = -0,31 mm
Hệ số dịch chỉnh
퐅퐭ퟏ = 퐅퐭ퟐ = ퟏퟗퟏퟐ,ퟏퟐ 퐍
퐅퐫ퟏ = ퟔퟔퟎ,ퟐퟔ 퐍
퐅퐫ퟐ = ퟐퟐퟎ,ퟎퟐ 퐍
Lực tác dụng
=
퐅퐚ퟏ ퟐퟐퟎ,ퟎퟐ 퐍
=
퐅퐚ퟐ ퟔퟔퟎ,ퟐퟔ 퐍
18
Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA: CƠ KHÍ
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
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
푇퐼퐼
Tải trọng va đập vừa
표
Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài α=8
Chọn loại xích :
0
Ta chọn loại xích ống con lăn . Do vận tốc và công suất bộ truyền
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
푍1
푍1
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
z2 70
3,04
Kiểm nghiệm lại ux:
ux =
z1 23
ux u 3,04 3,005
%ux
1% 3%
u
3,005
b. Tính bước xích :
Ta xét điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mỏi của bộ truyền xích :
19
Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA: CƠ KHÍ
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
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 n01 =
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
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, điều
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 ,chọn 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
푑푐 = 9,55 푚푚
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 :
20
Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7
Tải về để xem bản đầy đủ
53 trang
28/03/2022
4940
Bạn đang xem 20 trang mẫu của tài liệu "Đồ án Thiết kế hệ dẫn động băng tải", để tải tài liệu gốc về máy hãy click vào nút Download ở trên
File đính kèm:
- do_an_thiet_ke_he_dan_dong_bang_tai.docx
