Đồ án Nguyên lý chi tiết máy

14 791 1
Đồ án Nguyên lý chi tiết máy

Đang tải... (xem toàn văn)

Tài liệu hạn chế xem trước, để xem đầy đủ mời bạn chọn Tải xuống

Thông tin tài liệu

LỜI NÓI ĐẦU Môn học chi tiết máy môn học sở giúp cho sinh viên chuyên ngành khí có cách nhìn tổng quan công nghiệp phát triển vũ bão Đây môn học đóng vai trò quan trọng chương trình đào tạo kỹ sư cán kỹ thuật, nguyên lý làm việc phương pháp tính toán chi tiết phục vụ cho máy móc ngành công - nông nghiệp, giao thông vận tải, Thiết kế đồ án chi tiết máy kết hợp chặt chẽ lý thuyết thực nghiệm, từ sinh viên có hội tổng kết lại lý thuyết làm quen với công việc thiết kế Trong nhà máy xí nghiệp, cần vận chuyển vật liệu rời chủ yếu sử dụng máy vận chuyển gián đoạn, máy vận chuyển liên tục Khác với máy vận chuyển gián đoạn, thiết bị máy vận chuyển làm việc thời gian dài, việc vận chuyển có suất cao sử dụng rộng rãi vận chuyển vật liệu rời người ta sử dụng băng tải Băng tải thường sử dụng để vận chuyển loại vật liệu như: than đá, cát, sỏi, thóc… Băng tải thường cấu tạo ba phận chính: Động truyền lực mômen xoắn cho hộp giảm tốc tiếp đến băng tải Hộp giảm tốc thường dùng cho băng tải hộp giảm tốc bánh trụ cấp, hai cấp, bánh vít - trục vít, bánh - trục vít Em xin chân thành cảm ơn thầy cô môn tận tình giúp đỡ em, đặc biệt thầy hướng dẫn PHẦN A: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC I- Chọn động điện Xác định công suất trục động điện: Ta có công suất trục máy công tác: Công suất cần thiết trục động cơ: Pt = Pct = F.v 4800.1, 25 = = 6(kW) 1000 1000 Pt η Hiệu suất truyền động: η = ηñ n oâ.ηbr ηnt Tra bảng 2.3 trang 19, ta có: ηđ = 0,96 hiệu suất truyền xích để hở ηô = 0,995 hiệu suất cặp ổ lăn ηbr = 0,98 hiệu suất truyền bánh trụ nghiêng ηnt = hiệu suất nối trục Vậy hiệu suất toàn hệ thống là: η = 0,96.0,9953.0,98.1 = 0,927 ⇒ Pct = Pt = = 6, 47 (kW) η 0,927 Theo nguyên lý làm việc công suất động phải lớn công suất làm việc (ứng với hiệu suất động cơ), ta phải chọn động có công suất lớn công suất làm việc Tra bảng P1.2 trang 235, ta chọn động DK 62-6 Các thông số kỹ thuật: + Công suất P = kW + Vận tốc quay n đc = 960 vòng/phút T Tk = 1, max = 2, + Tdn ; Tdn ; cos ϕ = 0,81 + Mômen vô lăng = 0,6; khối lượng m = 170 kg II- Phân phối tỉ số truyền Tốc độ quay trục công tác: v= πDn 60.1000.v 60.1000.1, 25 n= = = 66 (vòng / phút ) πD π.360 60.1000 ⇒ Tỉ số truyền chung: u= n ñc 960 = = 14, 55 n 66 Mà u = u br u ñ , chọn u đ = ⇒ u br = u 14,55 = = 4,85 uđ Với: u n = u đ tỉ số truyền hộp uh = ubr tỉ số truyền hộp giảm tốc Ta có: u h = u n u c Chọn u n = 1,2u c ⇒ u h = 1,2u c ⇒ uc = uh 4,85 = ≈ 2,01 ⇒ u n = 2, 41 1, 1, Kiểm tra: u ktđ = un uc u = 3.2, 41.2,01 = 14,53 u kt − u 14,53 − 14,55 = < 4% 100 100 → Hợp lý với yêu cầu sai số tỉ số truyền III- Xác định thông số trục Số vòng quay n đc = 960 vòng/phút n1 = n đc 960 = = 320 uđ vòng/phút n2 = n1 320 = = 132,78 u n 2, 41 vòng/phút Công suất trục P1 = Pct ηđ ηô = 6, 47.0,96.0,995 = 6,18 (kW) P2 = P1.ηbr ηô = 6,18.0,98.0,995 = 6,03 (kW) Mômen xoắn trục Tđc = 9,55.106 Pct 6, 47 = 9,55.106 = 64363 n đc 960 (N.mm) T1 = 9,55.106 P1 6,18 = 9,55.106 = 184434,4 n1 320 (N.mm) T2 = 9,55.106 P2 6,03 = 9,55.106 = 433698,6 n2 132,78 (N.mm) Bảng hệ thống số liệu: Trục Động I II Tỉ số truyền (u) uđ = u br = 4,85 uc = 2,41 Số vòng quay n (vòng/phút) 960 320 132,78 Công suất P (kW) 6,47 6,18 6,03 64363 184434,4 433698,6 Thông số T (N.mm) PHẦN B: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐỘNG I- THIẾT KẾ TRUYỀN ĐỘNG ĐAI Chọn loại đai tiết diện đai Với vận tốc băng tải v = 1, 25 < 25 m/s nên dùng đai thang thường Dựa vào hình 4.1 bảng 4.13 trang 59 với Pct = 6, 47 kW n = 960 vòng/phút ta chọn loại đai thang ký hiệu Б với thông số sau: bt = 14mm b = 17mm h = 10,5mm y0 = 4,0mm A = 138mm2 d1∈ (140-280)mm l∈ (800-6300)mm Xác định thông số truyền a) Đường kính bánh đai nhỏ d1 Chọn d1 = 224mm Vận tốc đai: v= πd1n đc π.224.960 = = 11, 26 60000 60000 (m/s) < vmax = 25 m/s (thoả điều kiện) Đường kính bánh đai lớn: d2 = d1u 224.3 = = 685,7 − ε − 0,02 (mm) Theo bảng 4.21 trang 63 chọn đường kính theo tiêu chuẩn d2 = 710mm Như tỉ số truyền thực tế: Kiểm tra tỉ số truyền: kiện) ∆u = u tt = d (1 − ε ) 710.(1 − 0,02) = = 3,1 d1 224 u tt − u 3,1 − 100% = 100% = 3,3% < 4% u (thoả điều Vậy d1 = 224mm d2 = 710mm b) Khoảng cách trục a a = 1, ⇒ a = d = 710 d Dựa vào tỉ số truyền u = d2 = 710mm, ta có: mm Kiểm tra điều kiện 0,55(d1 + d ) + h ≤ a ≤ 2(d1 + d ) ta thấy thoả Vậy a = 710mm c) Chiều dài đai l Ta có: π(d1 + d ) (d − d1 ) l = 2a + + 4a π(224 + 710) (710 − 224) = 2.710 + + = 2970,3 4.710 (mm) Theo bảng 4.13 chọn chiều dài đai theo tiêu chuẩn l = 3150mm Kiểm nghiệm đai tuổi thọ: i= v 11, 26 = = 3,57 ≤ i max = 10 l 3,15 Tính khoảng cách trục a theo chiều dài đai tiêu chuẩn: Theo công thức (4.6) trang 54, ta có: Với λ =l− ∆= ⇒a= λ + λ − 8∆ a= π(d1 + d ) π(224 + 710) = 3150 − ≈ 1683 2 mm d − d1 710 − 224 = = 243 2 mm 1683 + 16832 − 8.2432 ≈ 805 mm d) Góc ôm α1 ông thức (4.7) trang 54, ta có: Theo c (d − d1 ).57o (710 − 224).57o o α1 = 180 − = 180 − ≈ 146o a 805 o Ta thấy α1 > 120o thoả điều kiện Xác định số đai z= Số đai z tính theo công thức (4.16) trang 60: P1K đ [P0 ]Cα ClC u C z Trong đó: P1 = Pct = 6,47 kW – công suất trục bánh đai chủ động [P0] = 4,0 kW, l0 = 2240mm tra bảng 4.19 trang 62 K đ = 1,1 + 0,1 = 1, tra bảng 4.7 trang 55 (vì chế độ làm việc ngày ca nên trị số tăng thêm 0,1) Cα = 0,92 - hệ số kể đến ảnh hưởng góc ôm α1 (tra bảng 4.15 trang 61) l/l0 ≈ 1,4 ⇒ Cl = 1,07 - hệ số kể đến ảnh hưởng chiều dài đai Cu = 1,14 - hệ số kể đến ảnh hưởng tỉ số truyền P1 ≈ 1,6 [P0 ] Cz = 0,95 - hệ số kể đến ảnh hưởng phân bố không tải trọng cho dây đai ⇒z= 6,47.1, = 1,82 4.0,92.1,07.1,14.0,95 Chọn z = Chiều rộng bánh đai: B = (z − 1)t + 2e = (2 − 1).19 + 2.12,5 = 44 mm Đường kính bánh đai: d a1 = d1 + 2h = 224 + 2.4, = 232, mm d a = d + 2h = 710 + 2.4, = 718, mm Xác định lực căng ban đầu lực tác dụng lên trục Lực căng đai F0 xác định theo công thức (4.19) trang 63: F0 = 780P1đK + Fv vCα z Với lực căng lực li tâm sinh Fv = qmv2 = 0,178.11,262 = 22,57 (N) Trong đó: qm = 0,178 kg/m (tra bảng 4.22 trang 64) 780.6, 47.1, + 22,57 = 314,87 11, 26.0,92.2 (N) ⇒ F0 = Lực tác dụng lên trục: Fr = 2F0zsin(α1/2) = 2.314,87.2.sin(146/2) = 1204,45 (N) II- THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG Chọn vật liệu Dựa vào điều kiện làm việc không đòi hỏi đặc biệt truyền bánh trụ nghiêng, theo bảng 6.1 trang 92 ta chọn: - Bánh dẫn thép (bánh nhỏ) C45 cải thiện: + HB = 241 ÷ 285 + σb = 850 MPa, σch = 580 MPa - Bánh bị dẫn (bánh lớn) thép C45 cải thiện: + HB = 192 ÷ 240 + σb = 750 MPa, σch = 450 MPa Ứng suất cho phép Theo bảng 6.2 trang 94 thép C45 cải thiện đạt HB ≤ 350 (180÷350) o Có: σ H lim = 2HB + 70 S = 1,1 H σ o F lim = 1,8HB Chọn độ rắn: - Bánh nhỏ: HB1 = 250 - Bánh lớn: HB2 = 220 SF = 1,75 Nên: σ H lim1 = 2.250 + 70 = 570 (MPa) o σ Fo lim1 = 1,8.250 = 450 (MPa) σ Ho lim = 2.220+70 = 510 (MPa) σ Fo lim = 1,8.220 = 496 (MPa) 2,4 Theo công thức (6.5) trang 93: N HO = 30H HB 2,4 ⇒ N HO1 = 30.250 ≈ 17,08.10 N HO2 = 30.2202,4 ≈ 12,56.106 ì truyền chịu tải trọng tĩnh nên N HE = N FE = N = 60cnt Σ V Trong đó: c = số lần ăn khớp vòng quay n số vòng quay phút t Σ = 24000 tổng số làm việc bánh ⇒ N HE1 = N FE1 = 60.1.320.24000 = 460800000 N HE1 = N FE1 = 60.1.132,78.24000 = 191203200  N HE1 > N HO1  N > N HO2 Vì  HE nên K HL1 =  K HL2 = [ σ H ] =σoH lim Theo công thức (6.1a) trang 93: Trong đó: SH = 1,1 tra bảng 6.2 trang 94 KHL1 = KHL2 = 1 [ σ H1 ] = 570 = 518,18 1,1 Do đó: (MPa) [ σ H2 ] = 510 K HL SH = 463,64 1,1 (MPa) Vì truyền bánh nghiêng nên: [σH ] = [ σ H1 ] + [ σ H ] = 518,18 + 463, 64 = 490,91 (MPa) [ H ] [ H2] Thoả điều kiện [ H ] Xác định thông số truyền Xác định khoảng cách trục aw: σ ≤ 1, 25 σ = 1, 25 σ = 1, 25.463, 64 = 579,55 a w = K a (u ± 1) (MPa) T1K Hβ [ σH ] uψ ba Theo công thức (6.15a) trang 96, ta có: Trong đó: Ka = 43 - hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh loại - bảng 6.5 trang 96 u = ubr = 4,85 tỉ số truyền T = T1 = 184434,4 (N.mm) momen xoắn trục bánh chủ động [ σH ] = 490,91 (MPa) ứng suất tiếp xúc cho phép ψba = 0,3 - bảng 6.6 trang 97 ⇒ ψ bd = 0,53ψ ba (u ± 1) = 0,53.0,3.(4,85 + 1) = 0,93 KHβ = 1,05 - hệ số kể đến phân bố không tải trọng chiều rộng vàng tính tiếp xúc - bảng 6.7 trang 98 ⇒ a w = 43.(4,85 + 1) 184434, 4.1,05 = 206,39 490,912.4,85.0,3 (mm) Lưu ý: chọn dấu cộng bánh ăn khớp Xác định thông số ăn khớp a) Xác định môđun Theo công thức (6.17) trang 97, ta có: m = (0,01 ÷ 0,02)a w ≈ (2,06 ÷ 4,13) Chọn m = – tra bảng 6.8 trang 99 b) Xác định số răng, góc nghiêng β hệ số dịch chỉnh x  Xác định số răng, góc nghiêng β Đối với bánh trụ nghiêng β = ÷ 20o Chọn β = 10o 2a cos β 2.206,39.cos10 z1 = w = = 23,16 m(u + 1) 3(4,85 + 1) Theo công thức (6.13) trang 103, ta có: Chọn z1 = 23 (răng) ⇒ z = uz1 = 4,85.23 = 111,55 Chọn z2 = 112 (răng) ⇒ z t = z1 + z = 135 (răng) cosβ = Kiểm tra lại góc β theo công thức (6.32) trang 103: ⇒ β = 11o8' (thoả điều kiện β = ÷ 20o) mz t 3.135 = = 0,98 2a w 2.206,39  Hệ số dịch chỉnh x ì z > zmin + không nhỏ 10 u ≥ 3,5 nên dùng dịch chỉnh với V x1 = 0,3, x = −0,3 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc mặt cuẩ truyền phải thoả mãn điều kiện sau: σ H = ZM Z H Zε 2T1K H (u ± 1) ≤ [ σH ] b w ud w2 Trong đó: 10 ZM = 274 (MPa)1/3 - hệ số kể đến tính vật liệu bánh ăn khớp - tra bảng 6.5 trang 96 ZH = 2cos βb / sin 2α tw = 1,74 - hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc – tra bảng 6.12 trang 106 Zε - hệ số kể đến trùng khớp bánh b w sin β 61,92.sin10o εβ = = >1 mπ 3π Vì theo công thức (6.37) trang 105: nên chọn công thức (6.36c) để tính Zε   1     o εα = 1,88 − 3,  + ÷ cosβ= 1,88 − 3,  + ÷ cos10 = 1,69  23 122     z1 z    Mặt khác: ⇒ Zε = 1 = = 0,77 εα 1,69 KH = KHβKHαKHv – hệ số tải trọng tính tiếp xúc Với KHβ = 1,05 tra bảng 6.7 trang 98 2a 2.206,39 d w1 = w = = 70,56 u ± 4,85 + Mặt khác: (mm) ⇒v= πd w1n1 π.70,56.320 = = 11,82 6000 6000 (m/s) (công thức 6.40 trang 106) Vì v ≤ 15 nên chọn cấp xác ⇒ K Hα = 1,04 (tra bảng 6.14 trang 107) KHv = 1,07 hệ số kể đến tải trọng động xuất vùng ăn khớp (tra bảng P2.3 trang 250) ⇒ K H = 1,05.1,04.1,07 = 1,168 Kiểm nghiệm độ bền uốn Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh chân không vượt qua giá trị cho phép: (công thức 6.43 6.44 trang 108) 2T K Y Y Y σ F1 = F ε β F1 ≤ [σ F1 ] b wd w1m σF2 = σ F1YF2 ≤ [σ F2 ] YF1 Trong đó: T1 = 184434,4 Nmm – momen xoắn bánh chủ động m = mm – môđun pháp b w = ψ ba a w = 61,92 mm – chiều rộng vành 11 dw1 = 70,56 mm - đường kính vòng lăn bánh chủ động 1 Yε = = = 0,59 εα 1,69 - hệ số kể đến trùng khớp Yβ = − βo / 140 = − 10 / 140 = 0,93 - hệ số kể đến độ nghiêng YF1 = 3,57 – tra bảng 6.18 trang 109 với zv1 = z1/cos3β ≈ 25 YF2 = 3,65 – tra bảng 6.18 trang 109 với zv2 = z2/cos3β ≈ 100 KF = KFβKFαKFv - hệ số tải trọng tính uốn Với KFβ = 1,1 (tra bảng 6.7 trang 98), KFα = 1,13 (tra bảng 6.14) vb d K Fv = + F w w1 ≈ 1,16 2T1K Fβ K Fα Ta có: aw 206,39 = 0,006.38.11, 28 = 16,78 u 4,85 Với (m/s) Hệ số δF go tra bảng 6.15 6.16 trang 107 ⇒ K F = 1,1.1,13.1,16 = 1, 44 v F = δ Fg o v o Ta có công thức: [σ F ] = σF lim K FC K FL / SF o o Với σ F lim1 = 450, σ F lim = 496, K FC = 1, K FL = 1, SF = 1,75 σF1 = 79,38 ≤ [σ F1 ]  σ = 81,16 ≤ [σ F2 ] Vậy  F thoả điều kiện 12 DANH MỤC TÀI LIỆU THAM KHẢO Tính toán thiết kế hệ dẫn động khí (tập 1) – PGS TS Trịnh Chất TS Lê Văn Uyển 13 MỤC LỤC 14 [...]... 6.44 trang 108) 2T K Y Y Y σ F1 = 1 F ε β F1 ≤ [σ F1 ] b wd w1m σF2 = σ F1YF2 ≤ [σ F2 ] YF1 Trong đó: T1 = 184434,4 Nmm – momen xoắn trên bánh chủ động m = 3 mm – môđun pháp b w = ψ ba a w = 61,92 mm – chi u rộng vành răng 11 dw1 = 70,56 mm - đường kính vòng lăn bánh chủ động 1 1 Yε = = = 0,59 εα 1,69 - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Yβ = 1 − βo / 140 = 1 − 10 / 140 = 0,93 - hệ số kể đến độ nghiêng...ZM = 274 (MPa)1/3 - hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp - tra bảng 6.5 trang 96 ZH = 2cos βb / sin 2α tw = 1,74 - hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc – tra bảng 6.12 trang 106 Zε - hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng b w sin β 61,92.sin10o εβ = = >1 mπ 3π Vì theo công thức (6.37) trang 105: nên chọn công thức (6.36c) để... lim K FC K FL / SF o o Với σ F lim1 = 450, σ F lim 2 = 496, K FC = 1, K FL = 1, SF = 1,75 σF1 = 79,38 ≤ [σ F1 ]  σ = 81,16 ≤ [σ F2 ] Vậy  F 2 thoả điều kiện 12 DANH MỤC TÀI LIỆU THAM KHẢO 1 Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí (tập 1) – PGS TS Trịnh Chất và TS Lê Văn Uyển 13 MỤC LỤC 14

Ngày đăng: 16/05/2016, 22:17

Từ khóa liên quan

Mục lục

  • LỜI NÓI ĐẦU

  • PHẦN A: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC

    • I- Chọn động cơ điện.

    • II- Phân phối tỉ số truyền.

    • III- Xác định thông số trên các trục.

      • 1. Số vòng quay

      • 2. Công suất trên các trục

      • 3. Mômen xoắn trên các trục

  • PHẦN B: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐỘNG

    • I- THIẾT KẾ TRUYỀN ĐỘNG ĐAI

      • 1. Chọn loại đai và tiết diện đai

      • 2. Xác định các thông số của bộ truyền

      • 3. Xác định số đai

      • 4. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

    • II- THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

      • 1. Chọn vật liệu.

      • 2. Ứng suất cho phép.

      • 3. Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền

      • 4. Xác định các thông số ăn khớp.

      • 5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

      • 6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

  • DANH MỤC TÀI LIỆU THAM KHẢO

Tài liệu cùng người dùng

  • Đang cập nhật ...

Tài liệu liên quan