Bài tập lớn môn học chi tiết máy Đề tài thiết kế hệ thống dẫn Động xích tải

Việc áp dụng khoa học kĩ thuật chính là làm tăngnăng suất lao động đồng thời nó cũng góp phần không nhỏ trong việc thay thế sức laođộng của người lao động một cách có hiệu quả nhất, bảo

CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN – PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

Công suất tương đương (đẳng trị) của động cơ…

Công suất cực đại trên trục xích tải:

Công suất đẳng trị trên trục xích tải:

Hiệu suất chung của hệ thống truyền động:

Trong đó hiệu suất các bộ truyền ta chọn từ Bảng 3.3 : [3]

 d  0.95 : hiệu suất của bộ truyền đai thang.

 br  0.96: hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ nghiêng 1 cấp.

 ol  0.995 : hiệu suất của một cặp ổ lăn.

 nt  1: hiệu suất nối trục.

Công suất cần thiết trên động cơ:

Chọn động cơ : Căn cứ theo Pct, ta chọn loại động cơ điện không đồng bộ 3 pha, loại 3K do nhà máy chế tạo động cơ điện Việt Nam Hungary sản xuất:

3 160K S 2 : P dc  11kW n& dc  2940vg ph/

3 160K S 4 : P dc  11kW n& dc  1460vg ph/

3 160K L6 : P dc  11kW & n dc  980vg ph/

=> Ta chọn động cơ 3 160K S 2 : P dc  11kW n& dc  2940vg ph/

Phân phối tỷ số truyền…

Số vòng quay trục xích tải: n  60000.v z p c  60000 2.5 11 90  151.5vg / ph

Tỉ số truyền toàn bộ hệ thống: u  u

Ta chọn trước u  2 , suy ra: u

Tính toán các thông số dùng để thiết kế hệ thống truyền dẫn cơ khí

Công suất trên trục máy công tác: P m  10kW

Công suất trên trục II:

Công suất trên trục động cơ: P d c

Số vòng quay trên trục động cơ: n dc  1460vg / ph

Số vòng quay trên trục I: n  n dc u d

Số vòng quay trên trục

Số vòng quay trên trục máy công tác: n n ph m  II  151.5vg /

Tính moment xoắn các trục…

Moment xoắn trên trục động cơ: T dc

Moment xoắn trên trục II:

Moment xoắn trên trục công tác:

Bảng số liệu dùng cho thiết kế các bộ truyền cơ khí:

Thông số Động cơ I II Công tác

Số vòng quay n (vg/ph) 1460 730 151.5 151.5

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG

Thông số đầu vào

Số vòng quay: n 1 = 1460 vg/ph

Tính toán thiết kế bộ truyền đai thang

1-Theo hình 4.22 , phụ thuộc vào công suất 11.08 [3] kW và số vòng quay 1460vg/ph, theo bảng 4.3[3] ta chọn đai loại B với b p = 14mm; b = 0 17mm; h = 10.5mm; y = 0 4mm; A = 138mm2; d = 1 140 ÷280mm.

2- Đường kính bánh đai nhỏ d 1  1.2d min  1.2 140 168mm   Theo tiêu chuẩn, ta chọn d 1 = 160mm

4- Giả sử ta chọn hệ số trượt tương đối   0, 02 Đường kính bánh đai lớn: d2 ud1 1 21601 0.02  313.6mm

Theo tiêu chuẩn ta chọn d 2 = 315mm.

5- Khoảng cách trục xác định theo công thức:

Với u = 3, ta chọn a sơ bộ a  1.2d 2  1.2 315 378 380   mm

 a sơ bộ thỏa điều kiện.

6- Tính chiều dài đai theo a sơ bộ:

Theo tiêu chuẩn ta chọn đai có chiều dài L =

1800mm 7- Số vòng chạy của đai trong một giây: i  v 1

6.79s 1  i   10s 1 , do đó điều kiện được thỏa.

8- Tính chính xác lại khoảng cách trục a :w a 

4 Giá trị a vẫn thỏa mãn trong khoảng cho phép.

9- Góc ôm đai bánh nhỏ:

10- Các hệ số sử dụng:

Hệ số xét đến ảnh hưởng góc ôm đai:

Hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc:

Hộ số xét đến ảnh hưởng tỉ số truyền u:

Hệ số xét đến ảnh hưởng số dây đai:

Hệ số xét đến ảnh hưởng chế độ tải trọng:

C r  0.9 (tải trọng tĩnh chọn C r  1, do làm việc 2 ca giảm 0.1).

Hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài đai:

Suy ra hệ số hiệu chỉnh: C C  C u C L C z C C r v  0.911.13 0.964 0.9 0.9 0.975 0.78  

4kW khid 1  160mm v;1  12.23 / m s và đai loại B. 12- Số dây đai được xác định theo công thức:

13- Tính chiều rộng và đường kính ngoài bánh đai (bảng 4.4 ) [3]

4 119 2 12.5  82mm  Đường kính ngoài bánh đai: d a   d 2b ( b  4.2 ) d a1  160 2 4.2 168.4   mm d a2  315 2 4.2 323.4   mm

Lực tác dụng ban đầu trên 1 dây đai:

Lực tác dụng lên trục và ổ:

Z d 1 (mm) d 2 (mm) a (mm) L (mm) B (mm)

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG…12 3.1 Thông số đầu vào

Chọn vật liệu

Theo bảng 6.13 , ta chọn vật liệu chế tạo bánh răng như sau: [3]

Bánh dẫn: chọn thép C45 tôi cải thiện Độ rắn

 b  850MPa , giới hạn chảy  ch  580MPa

HB 1  250HB , giới hạn bền

Bánh bị dẫn: chọn thép C45 tôi cải thiện Chọn HB HB

1  2  (10 15)HB nên độ rắn bánh lớn

HB 2  235HB Giới hạn bền  b  750MPa ; giới hạn chảy  ch  450MPa

Ứng suất cho phép

3.3.1 Ứng suất tiếp xúc: Ứng suất tiếp xúc cho phép:   H

Số chu kì làm việc tương đương: N HE  60 c n   i  t i

Vì mỗi vòng quay răng chỉ vào khớp 1 lần nên c = 1

Số chu kỳ cơ sở: N

Vì N HE  N 0 H nênK HL1  K HL 2  1

Giới hạn mỏi tiếp xúc cho phép:  0H lim  2 HB  70 MPa 

H  1.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép:

Do tính bánh răng nghiêng, chọn   H

3.3.2 Ứng suất uốn: Ứng suất uốn: 

Số chu kỳ làm việc tương đương: N FE  60 c n  i  t i

Vì mỗi vòng quay răng chỉ vào khớp 1 lần nên c = 1

Số chu kỳ cơ sở: N  510 6 chu kỳ

Vì N FE  N 0F nênK FL1  K FL2  1

Giới hạn mỏi uốn cho phép:  0F lim 1.8 HB MPa  

Hệ số an toàn:s F  1.75 Ứng suất uốn cho phép:

Khoảng cách trục a…

Theo bảng 6.15 , do bánh răng nằm đối xứng và [3] chọn  ba  0.4 theo tiêu chuẩn Khi đó:

Theo tiêu chuẩn ta chọn a  200mm

Xác định các thông số bánh răng

Theo tiêu chuẩn ta chọn m n  3mm

Theo tiêu chuẩn ta chọn số răng bánh nhỏ z 1  22 răng

Suy ra, số răng bánh lớnz 2  uz 1  4.82 22 106.04 răng

Góc nghiêng răng:  cos 1  mn  z1  z 2    cos 1  3   22  107   

Bề rộng bánh răng bị dẫn b  ba a  0.4 200 80  mm Đường kính vòng chia bánh dẫn d 1

 68.22mm Đường kính vòng chia bánh bị dẫn d 2  m n z 2 cos

Theo Bảng 6.3 ta chọn cấp chính xác 9 với vận tốc vòng giới hạn [3] v gh  6 / m s

Kiểm tra lại tỉ số truyền thực tế

Sai số tỉ số truyền của cả hệ thống:

Kiểm nghiệm ứng suất

3.7.1 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc:

Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:

Z R  0.95 : hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt

Z V : hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

K L  1 : hệ số xét đến ảnh hưởng điều kiện bôi trơn.

K xH : hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước răng

2cos sin 2 2cos14.65 sin 2 20.62tw   

1 1.65 Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng:

Z H  1.71 : hệ số xét đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc:

Với  tw là góc ăn khớp trong mặt ngang:

  arctg tg mw  arctg  tg

Z   0.7785 : hệ số xét đến tổng chiều dài tiếp xúc: Z     0.7785

Z  275MPa 1/2 : hệ số xét đến cơ tính vật liệu (đều bằng thép).

K H  1.363: hệ số tải trọng tính ứng suất tiếp xúc :

Cấp chính xác 9, vận tốc 2.61 m/s, tra bảng 6.5 ta được [3] K

  455.5MPa nên bánh răng đủ bền tiếp xúc.

3.7.2 Kiểm nghiệm ứng suất uốn:

Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép:

Y R  1: hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám

Y x  1,05 : hệ số kích thước (tôi bề mặt và thấm nitơ).

Y   1.0036 : hệ số độ nhạy vật liệu bánh răng đến sự tập trung tải trọng

Hệ số tải trọng tính K

Số răng tương đương: z v1  z 1 cos 3

Hệ số dạng răng (không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh Y F x 1  x 2  0)

Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc nghiêng răng:

Lực vòng trên bánh dẫn:

4034.74N d 1 68.22 Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng (độ bền uốn):

Vì 0  0 nên ta tính cho bánh dẫn

Y F1 Y F 2 Ứng suất uốn tại tiết diện nguy hiểm:

Suy ra bánh răng đủ bền uốn.

Lực ăn khớp…

Lực dọc trục F F F a1  a2  t1 tg  4034.74tg14.65 1054.73N

Lực hướng tâm F  F  F t1 tg20 4034.74 tg

Thông số bộ truyền bánh răng

Thông số hình học Số liệu thiết kế

Số răng z và z , 1 2 răng 22 và 107

Hệ số dịch chỉnh x và x1 2 0 và 0 Đường kính vòng chia d và d , 1 2 mm 68.22 và 331.79 Đường kính vòng đỉnh (mm) d a1 và d a 2 74.22 và 337.79

0 d Đường kính vòng chia (mm) và d 1 d 2 96,4 và 305,9

Bề rộng bánh răng và , b 1 b 2 mm 85 và 80