đồ án công nghệ chế tạo máy,thiết kế hệ dẫn động xích tải phương án 1

đồ án công nghệ chế tạo máy,thiết kế hệ dẫn động xích tải phương án 1

THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI

Phương án: 1

1 Động cơ điện

2 Bộ truyền đai thang

3 Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục

4 Nối trục đàn hồi

5 Xích tải

Số liệu thiết kế:

Lực vòng trên xích tải: F = 6500NVận tốc xích tải: v = 1,1 m/s

Số răng đĩa xích tải dẫn: z = 9Bước xích tải: p = 110 mmThời gian phục vụ: L = 6 nămQuay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ(1 năm làm việc 300 ngày, 1ca làm việc 8 giờ)Chế độ tải: T1 = T; T2 = 0,85T; T3 = 0,9T t1= 30s ; t2 = 48s ; t3 = 12s

MỤC LỤC

PHẦN I : TÌM HIỂU VỀ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI 6

PHẦN II : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 9

1 Chọn động cơ 9

2 Phân phối tỉ số truyền 10

PHẦN III : TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG 1 Chọn dạng đai 12

2 Tính đường kính bánh đai nhỏ 12

3 Tính đường kính bánh đai lớn 12

4 Xác định khoảng cách trục a và chiều dài đai l .13

5 Tính góc ôm đai nhỏ 14

6 Tính số đai z 14

7 Kích thước chủ yếu của bánh đai 15

8 Lực tác dụng lên trục Fr và lực căng ban đầu Fo 15

9 Đánh giá đai .16

10 Tuổi thọ đai 16

PHẦN IV : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 17 1 Tính toán cấp chậm 17

2 tính toán cấp nhanh 23

PHẦN I: TÌM HIỂU VỀ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH` TẢI

Xích tải là một loại của bộ truyền xích nó được sử dụng rất rộng rãi trong cuộc sống và trong sản xuất với hiệu suất cao, không sảy ra hiện tượng trượt, khả năng tải cao, có thể chịu được quá tải khi làm việc chính vì thế nó rất được ưa chuộn trong các băng chuyền trong sản xuất Dưới đây là hình ảnh về ứng dụng xích tải trong sản xuất:

Phần II: Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền.

1 Chọn động cơ

1.1 Xác định tải trọng tương đương

Công suất ứng với tải lớn nhất:

1.2 Xác định công suất cần thiết

Hiệu suất bộ truyền theo bảng 2.3 trang 19 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)

Chọn: - Hiệu suất của bộ truyền đai (để hở): η d =0,95

- Hiệu suất của cặp bánh răng trụ (được che kín):  br 0,96

- Hiệu suất của cặp ổ lăn: η ol =0,99

- Hiệu suất của khớp nối trục: kn  1

- Hiệu suất của bộ truyền xích:  x 0,90

- Hiệu suất của toàn bộ hệ thống η:

td ct

P P

Động cơ loại K chế tạo trong nước, dễ tìm, giá thành không cao

Dựa vào bảng p1.1[2]: các thông số kĩ thuật của động cơ loại K Ta chọn được động

cơ với các thông số sau:

Động cơ được chọn phải thỏa mãn:

I I

k dn

T

Khối lượng(Kg)

2 Phân phối tỷ số truyền

Tỷ số truyền chung:

2935

43,8167

dc t lv

n u n

Với ud là tỉ số truyền của đai

uh là tỉ số truyền của hộp giảm tốcChọn d

uh = u1.u2 ( u1,u2 là tỉ số truyền cấp nhanh và cấp chậm)

Đối với hộp giảm tốc đồng trục, để sử dụng hết khả năng tải của cặp bánh răng cấpnhanh ta chọn u1 theo công thức:

u1 =

2 3

a1 2 3

a11

ba

b ba h b

dc d

733.75

217( / )3,38

6722,3( / )3

Ta chọn loại đai là đai hình thang thường loại , ta chọn như sau:

Thang, A

2 Tính đường kính bánh đai nhỏ

1 1,2 min 1,2.140 168

d = d = = mm trang 152[1]Với dmin = 140 mm cho trong bảng 4.13

Theo tiêu chuẩn chọn d1=180mm

Vận tốc dài của đai:

1 1

-Tỷ số truyền thực tế của bộ truyền đai là:

2 1

7104180

ttd

d u d

Không có sai số của bộ truyền vậy các thông số bánh đai được thỏa mãn

4 Xác định khoảng cách trục a và chiều dài đai l

4.2 Chiều dài đai L

1 2 ( 2 1)2

2 8 24

³Với: P dc : công suất trên trục bánh dẫn trường hợp này cũng chính là côngsuất động cơ, kW(P =7,5kW) dc

[ ]p o : công suất có ích cho phép được xác định theo đồ thị hình 4.21[1]

C : hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài đai L

6 6

0

2240

1, 0471700

Cr : Hệ số xét đến ảnh hưởng tải trọng, theo bảng 4.8[1]

Chọn Cr = 0,7 do cơ cấu phải làm việc 2 ca nên Cr = 0,7 – 0,1 = 0,6

8 Lực tác dụng lên trục F r , và lực căng ban đầu F o

Lực căng trên 1 đai:

0

1

780

dc d

v α

p k

v C Z

Với Kd : hệ số tải trọng động tra bảng 4.7[2] với loại truyền động xích tải làm việc 1ca

1

f t

t t

.10 1200.19, 2 10 0, 44( )

v v

o u

m r m h

σ σ L

σ : Giới hạn mỏi của đai thang, σ r =9MPa

m: Chỉ số mũ của đường cong mỏi

Đối với đai thang Þ m=8

i: số vòng chạy của đai trong 1 giây, 19, 2 8,57

2, 24

Vậy trong bảy năm làm việc, số lần thay đai là N = 7.300.2.8 2,9 3

2009,6   lần

Phần IV :Thiết kế bộ truyền bánh răng.

1.2 Xác định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uốn cho phép:

1.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép:

lim1

OH

( /N mm ) Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng số chu kì cơ sở bánh lớn

KHL – hệ số tuổi thọ phụ thuộc vào NHE, NHO, NFO, NFE

NHE – số chu kì làm việc tương đương của đường mỏi tiếp xúc

NHE =

3 '

Ti – Mô men xoán ở chế độ làm việc thứ i

lv

t t

t'2= 2

1 2 3

48.7.300.2.8 1792090

lv

t t

lv

t t

NFO - số chu kì làm việc cơ sở của đường mỏi uốn

Đối với tất cả các loại thép thì : NFO = NFO1 = NFO2 = 5.106 chu kì

Vì NHE1 > NHO1 NFE1 > NFO1

NHE2 > NHO2 NFE2 > NFO2

Nên KHL1 = KHL2 = KFL1 = KFL2 = 1

Với : KFL, KHL – Hệ số tuổi thọ

Vậy: ứng suất tiếp xúc cho phép bánh nhỏ:

 1

570.0,9

.1 4661,1

H

Do bánh lớn co ứng suất tiếp xúc cho phép bé hớn nên ta chọn bánh lớn để tính toánđiều kiện tiếp xúc

1.2.2 Ứng suất uốn cho phép.

Răng làm việc một mặt (răng chịu ứng suất thay đổi mạch động) nên ứng suất uốnđược tính theo công thức sau:

K : Hệ số xét đến ảnh hưởng khi quay hai chiều đến độ bền mỏi Ở

đây quay một chiều nên K = 1 FC

OF

 = 1,8HB = 1,8.220 = 396Vậy : [ ] lim1

Do các bánh răng không đối xứng các ổ trục nên ta chọn ψ = 0,3 theo 6.15[1] ba

Với ψ - hệ số chiều rộng vành răng. ba

( 2 1)

0,642

1.3.3 Số răng của bánh răng.

1 2

1254

963.3129

Sai số tỉ số truyền:

'

2 2 2

Vậy số răng cặp bánh răng được thỏa mãn

1.3.4 Kích thước bộ truyền bánh răng

dw1= Z1.m = 29.4 = 116 mm

dw2= Z2.m = 96.4 = 384 mmđường kính vòng đỉnh:

d 1 = dw1 + 2.m = 116 + 2.4 = 124 mm

d 2 = dw2 + 2.m = 384 + 2.4 = 392 mmĐường kính vòng chân răng :

df = dw – 2,5m df1 = dw1 – 2,5m = 116 – 2,5.4 = 106 mm

1.4 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc.

 ' 

2 1 '

1.5 Tính toán kiểm tra giá trị ứng suất uốn

F F

F F

Y



Do đó độ bền bánh bị dẫn thấp hơn, nên ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh bị dẫn

1.5.2 Ứng suất uốn tính toán:

2 2

2.2 Xác định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uốn cho phép:

2.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép:

lim1

OH

 = 2.250 + 70 = 570 ( /N mm 2) Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng số chu kì cơ sở bánh lớn

NHE – số chu kì làm việc tương đương của đường mỏi tiếp xúc.

NHE =

3 '

T – Mô men xoắn lớn nhất trong các mô men Ti

Ti – Mô men xoán ở chế độ làm việc thứ i

lv

t t

t'2= 2

1 2 3

48.7.300.2.8 1792090

lv

t t

lv

t t

NFO - số chu kì làm việc cơ sở của đường mỏi uốn Đối với tất cả các loạithép thì : NFO = NFO1 = NFO2 = 5.106 chu kì

Vì NHE1 > NHO1 NFE1 > NFO1

NHE2 > NHO2 NFE2 > NFO2

H

Do bánh lớn co ứng suất tiếp xúc cho phép bé hớn nên ta chọn bánh lớn để tính toánđiều kiện tiếp xúc

2.2.2 Ứng suất uốn cho phép.

Răng làm việc một mặt (răng chịu ứng suất thay đổi mạch động) nên ứng suất uốnđược tính theo công thức sau:

K : Hệ số xét đến ảnh hưởng khi quay hai chiều đến độ bền mỏi Ở

đây quay một chiều nên K = 1 FC

OF

 = 1,8HB = 1,8.220 = 396Vậy : [ ] lim1

Do các bánh răng không đối xứng các ổ trục nên ta chọn ψ = 0,3 theo 6.15[1] ba

Với ψ - hệ số chiều rộng vành răng. ba

2.3.3 Số răng của bánh răng.

1 2

1254

983.6327

Sai số tỉ số truyền:

'

1 1 1

Vậy số răng cặp bánh răng được thõa

2.3.4 Kích thước bộ truyền bánh răng

Đường kính vòng chia:

dw1= Z1.m = 27.4 = 108 mm

dw2= Z2.m = 98.4 = 392 mmđường kính vòng đỉnh:

d 1 = dw1 + 2.m = 108 + 2.4 = 116 mm

d 2 = dw2 + 2.m = 392 + 2.4 = 400 mmĐường kính vòng chân răng :

df = dw – 2,5m df1 = dw1 – 2,5m = 108 – 2,5.4 = 98 mm

df1 = dw2 – 2,5m = 392 – 2,5.4 = 382 mmvận tốc bánh răng:

2.4 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc.

 ' 

1 1 '

2

I H FV u H

2.5 tính toán kiểm tra giá trị ứng suất uốn

F F

F F

Y



 

Do đó độ bền bánh bị dẫn thấp hơn, nên ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh bị dẫn

2.5.2 Ứng suất uốn tính toán:

2 2

Nên độ bền uốn được thõa mãn

Bảng thông số bộ truyền bánh răng

Thông số

Bánh nhỏ Bánh lớn Bánh nhỏ

Bánh lớn