Bài tập lớn nguyên lí – chi tiết máy đề tài “ tính toán hệ dẫn động băng tải”

Bạn đang xem bản rút gọn của tài liệu. Xem và tải ngay bản đầy đủ của tài liệu tại đây (3.25 MB, 33 trang )

Trang 1<div class="page_container" data-page="1">

BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO

TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT TP HỒ CHÍ MINH KHOA CƠ KHÍ CHẾ TẠO MÁY

BÀI TẬP LỚN

NGUYÊN LÍ – CHI TIẾT MÁY

ĐỀ TÀI: “ TÍNH TỐN HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI”

Giảng viên HD: PGS.TS Văn Hữu Thịnh

</div>Trang 2<div class="page_container" data-page="2">

Trường ĐHSPKT TP. HCM Khoa Đào tạo chất lượng cao Bộ mơn Thiết kế máy

TIỂU LUẬN MƠN HỌC NGUN LÝ- CHITIẾT MÁY

TÍNH TỐN HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢIHK: II, Năm học: 2022-2023 Đề: 04Phương án: 01

Giảng viên môn học: PGS.TS. Văn Hữu Thịnh Sinh viên thực hiện: Mai Hoàng Tiến

</div>Trang 3<div class="page_container" data-page="3">

SỐ LIỆU CHO TRƯỚC:

1. Lực kéo trên băng tải (N): 2200F

2. Vận tốc vịng của băng tải (m/s): 1,3V

3. Đường kính tang (mm): 420D

4. Số năm làm việc a (năm): 5

5. Số ca làm việc: 2 (ca), thời gian: 6h/ca, số ngày làm việc:300 ngày/năm 6. Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài @: 30 (độ)

7. Sơ đồ tải trọng như hình 2

Khối lượng sinh viên thực hiện: 01 bản thuyết minh tính tốn gồm:

1. Chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền 2. Tính tốn thiết kế bộ truyền ngồi của HGT 3. Tính tốn thiết kế bộ truyền bánh răng cơn răng thẳng 4. Sơ đồ phân tích lực trên 2 trục

</div>Trang 4<div class="page_container" data-page="4">

Mục lục

CHƯƠNG 1. CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ

1.1 Chọn động cơ điện...5

1.2 Phân phối tỉ số truyền...6

CHƯƠNG 2. TÍNH TỐN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI CỦA HỘPGIẢM TỐC...8

2.1 Chọn loại đai và tiết diện đai...8

2.2 Chọn đường kính 2 đai: d 1, d 2...9

2.3 Xác định khoảng cách trục a và chiều dài đai...9

2.4 Xác định góc ơm của bánh đai nhỏ...10

2.5 Xác định số đai z...10

2.6 Xác định chiều rộng bánh đai B...10

2.7 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục. . .11

2.8 Bảng tổng hợp các thông số của bộ truyền đai...11

CHƯƠNG 3. TÍNH TỐN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

3.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc...15

3.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn...17

3.7 Kiểm nghiệm răng về q tải...18

3.8 Các thơng số và kích thước bộ truyền...19

CHƯƠNG 4. TÍNH TỐN 2 TRỤC CỦA HỘP GIẢM TỐC...19

</div>Trang 5<div class="page_container" data-page="5">

4.6 Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh...30Tài liệu tham khảo...31

CHƯƠNG 1. CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI

- ηnt: Hiệu suất nối trục

- ηbr: Hiệu suất bộ truyền bánh răng - ηd: Hiệu suất bộ truyền đai thang - ηô: Hiệu suất bộ truyền ổ lăn Công suất cần thiết trên trục động cơ:

</div>Trang 6<div class="page_container" data-page="6">

Chọn trước tỉ số truyền uh của bài truyền đai thang: uh = 4 Tỉ số truyền bộ truyền bánh trụ răng nghiêng của hộp giảm tốc:

</div>Trang 8<div class="page_container" data-page="8">

CHƯƠNG 2. TÍNH TỐN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGỒI CỦA HỘP GIẢM TỐC

Tính tốn thiết kế bộ truyền đai thang

Thơng số đầu vào:

Cơng suất trên trục chủ động:

Góc nghiêng bộ truyền ngoài @: 300 (độ)

2.1 Chọn loại đai và tiết diện đai

Theo hình 3.2 chọn tiết diện là Ƃ

</div>Trang 9<div class="page_container" data-page="9">

2.3 Xác định khoảng cách trục a và chiều dài đai

Theo tỉ số truyền u = 3,03 và bảng 3.14 ta tính được a = 1,03. d2 = 525 (mm)

Kiểm tra a theo điều kiện:

0,55( d1+d2) + h ≤ a ≤2(d1+d2) ↔ 0,55.(180+510) + 10,5 ≤ a ≤ 2. (180+510) ↔390 ≤ 525≤ 1380

Như vậy a = 525 (mm), thỏa điều kiện theo công thức. Chiều dài đai:

Chọn theo tiêu chuẩn l = 2240 mm (bảng 3.13).

Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ: số vòng chạy của đai trong 1

</div>Trang 10<div class="page_container" data-page="10">

Với l/l0 = 2240/2240 = 1, C1 – hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai, tra bảng 3.16: C1 = 1

Cu – hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền, tra bảng 3.17 với u=3,03 : Cu = 1,14

P/[P¿ ¿0]¿ = 3,04/2,565 = 1,2

Cz – hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai, tra bảng 3.18: Cz = 0,95 (ứng với z Trong đó: t,e – tra bảng 3.21

2.7 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên

</div>Trang 11<div class="page_container" data-page="11">

Trong đó: qm – khối lượng 1m chiều dài đai, tra bảng 3.22 Lực tác dụng lên trục:

Fr = 2 F0zsin(∝1

2) = 2.221,39.2. sin146,05

2 = 846,98 (N)

2.8 Bảng tổng hợp các thông số của bộ truyền đai

CHƯƠNG 3. TÍNH TỐN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CƠN RĂNG THẲNG

Thơng số đầu vào:

Thiết kế bộ truyền bánh răng côn răng thẳng cấp nhanh

của HGT 1 cấp với các số liệu P1 = 3,04 (kW), n1 = 236,3 (vg/ph), tỉ số truyền u = 4. Thời hạn sử dụng 5 năm, mỗi

năm làm việc 300 ngày, mỗi ngày làm việc 2 ca, mỗi ca 6 giờ

3.1 Chọn vật liệu

Theo bảng 5.1 ta chọn:

</div>Trang 12<div class="page_container" data-page="12">

Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 ÷ 285, có giới hạn bền σb 1 = 850 MPa, giới hạn bền chảy σch1 = 580 Mpa, chọn độ rắn bánh răng dẫn HB1 = 250 Mpa.

Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192 ÷ 240, có giới hạn bền σb 2 = 750 Mpa, giới hạn bền chảy σch2 = 450 Mpa, chọn độ rắn bánh răng dẫn HB2 = 235 Mpa.

c, n , tΣ lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trong một phút và tổng số giờ làm việc của bánh răng

Tổng số giờ làm việc của bánh răng: tΣ = 5.300.2.6 = 18000 giờ

Ta có: N = N > N do đó K = 1

</div>Trang 13<div class="page_container" data-page="13">

3.3 Chiều dài cơn ngồi

Được tính theo cơng thức (5.55):

</div>Trang 14<div class="page_container" data-page="14">

KR = 0,5. Kd = 0,5.100 = 50 MP a với Kd = 100 MP a ( Truyền động bánh răng côn răng thẳng bằng thép)

Kbe = 0,25 ( Kbe chỉ thay đổi trong phạm vi hẹp Kbe = 0,25 ÷

Theo bảng 5.19 chọn KHβ = 1,11(Sơ đồ I, trục bánh răng côn lắp trên đũa, răng thẳng, HB < 350)

T1 – mômen xoắn trên trục bánh răng dẫn

</div>Trang 15<div class="page_container" data-page="15">

3.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng được tính theo cơng thức

</div>Trang 16<div class="page_container" data-page="16">

ZM = 274 MP a (Tra bảng 5.4: Vật liệu của 2 bánh là thép)

</div>Trang 17<div class="page_container" data-page="17">

Thay các trị số trên ta được:

3.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng được tính theo cơng thức (5.71):

= 0,57 tra bảng 5.19, KFβ = 1,25 (Sơ đồ I, giả sử trục bánh răng côn lắp trên ổ đũa, HB < 350)

KFa = 1 – Bánh răng côn răng thẳng

</div>Trang 18<div class="page_container" data-page="18">

KFv – Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn

</div>Trang 19<div class="page_container" data-page="19">

Bánh răng côn răng thẳng: mnm = mtm = 3,5 (mm). Từ đó ta có:

3.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Hệ số quá tải: Kqt = Tmax

T = 1 (Do tải trọng tĩnh) Để trán biến dạng dư hoặc gãy giòn bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại phải thỏa điều kiện (5.42):

σHmax = σH

√

Kqt≤ [σHmax]

= 359,17 √1 = 359,17 (MPa) ≤ [σHmax] = 1260 (MPa) Kiểm nghiệm quá tải về độ bền uốn theo công thức (5.43):

σF 1 max = σF 1

√

Kqt = 61,38. √1 = 61,38 (MPa) < [σF 1 max] = 464 (MPa)

σF 2 max = σF 2

√

Kqt = 62,76. √1 = 62,76 (MPa) < [σF 1 max] = 360 (MPa)

3.8 Các thơng số và kích thước bộ truyền

</div>Trang 20<div class="page_container" data-page="20">

Góc nghiêng của răng β 0

Giới hạn chảy là : σch = 450 MPa

Ứng suất xoắn cho phép: [τ] = 15 ÷ 30 MPa

</div>Trang 21<div class="page_container" data-page="21">

Xác định sơ bộ đường kính trục, đường kính trục thứ k ứng với k = 1,2 Đường kính các trục được xác định theo cơng thức 10.9

Fr 1 = Ft 1tan 20. cosδ1 = 2600,23. tan 20. cos 14,040 = 918,13 (N) = Fa 2Fa 1 = Ft 1tan 20. sinδ1= 2600,23. tan 20. sin 14,040 = 229,6 (N) = Fr 2Fr = 916,03 (N)

Fk = 0,3.Ft 1 = 780,07 (N)

4.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

Dựa theo bảng 10.2 trang 189 chiều rộng các ổ lăn là b01 = 23 mm và

</div>Trang 22<div class="page_container" data-page="22">

Các kích thước liên quan đến chiều dài trục chọn theo bảng 10.3 trang

</div>Trang 23<div class="page_container" data-page="23">

+ M2y ; T: Momen xoắn trên trục Từ công thức và biểu đồ momen ta tính được:

</div>Trang 24<div class="page_container" data-page="24">

dj = 3

√

Mtdj

0,1[σ ]

Trong đó [ σ] ứng suất cho phép cảu thép chế tạo trục, theo

bảng 10.5 trang 195. – Đối với trục 1 ta được: [ σ] = 56,5 MPa Ta tính được đường kính trục tại các tiết diện như sau:

d1(A ) = 31,41 mm

d1(B) = 32.33 mm

d1( )C = 37,82 mm

d1(D) = 31,4 mm

Xuất phát từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau:

d1(A ) = 31,5 mm

d1(B) = 32,5 mm

d1( )C = 38 mm

d1(D) = 31,5 mm

</div>Trang 26<div class="page_container" data-page="26">

+ M2y ; T: Momen xoắn trên trục Từ công thức và biểu momen ta tính được:

Mtd( A ) = 568505 Nmm

Mtd( B) = 572612 Nmm

Mtd(C) = 621545 Nmm

</div>Trang 27<div class="page_container" data-page="27">

Trong đó [σ ] ứng suất cho phép của thép chế tạo trục, theo bảng 10.5 trang 19. – Đói với trục 2 ta được: [σ ] = 50 MPa Ta tính được đường kính trục tại các tiết diện như sau:

d2(A ) = 48,45 mm

d2(B) = 48,56 mm

d2( )C = 49,91 mm

d2(D) = 48,32 mm

Xuất phát từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép và cơng nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau:

</div>Trang 28<div class="page_container" data-page="28">

4.5 Tính tốn về độ bền mỏi

</div>Trang 29<div class="page_container" data-page="29">

Kết cấu trục vừa thiết kế đám bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện:

sj = sσj. sτj

+ sτj

2≥ [s]

Trong đó: [s]: hệ số an tồn cho phép , [s] = (1,5 ÷2,5)

sσj, sτj: hệ số an tồn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại mặt cắt j.

sσj = σ−1

Kσdj. σaj+ψσ.σmj

sτj = τ−1

Kτdj. τaj+ψτ. τmj

Vì trục quay làm việc theo 1 chiều nên ứng suất pháp (uốn) biến đổi theo chu kì đối xứng:

Vì trục quay lam việc theo 1 chiều nên ứng suất tiếp (xoắn) biến đổi theo chu kì mạch động:

Trong đó: σaj, τaj, σmj là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và tiếp tại mặt cắt tiết diện j

Mj: Mômen tổng tại tiết diện j.

Wj, W0j – Mômen cản uốn và mômen xoắn tại tiết diện j. Với thép C45 có:

</div>Trang 30<div class="page_container" data-page="30">

Giới hạn bền kéo: σb = 750 MPa

Giới hạn mỏi uốn: σ−1 = 0,436. σb = 327 MPa Giới hạn mỏi xoắn: τ−1 = 0,58. σ−1 = 0,58.327 = 189,66 MPa

Tra bảng 10.7 trang 197. Ta được các hệ số ảnh hưởng của trị số ứng suất

Trong đó: Kx – hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt cho bảng 10.8 trang 197, các chi tiết gia công trên máy tiện, yêu cầu đạt Ra = 2,5 ÷0,63 μm do đó: Kx = 1,06

</div>Trang 31<div class="page_container" data-page="31">

Ky – hệ số tăng bền bề mặt trục cho trong bảng 10.9 trang 197 phụ thuộc vào phương pháp tăng bề mặt, không dùng phương pháp gia tăng độ bền bề mặt Ky = 1 Dùng dao phay ngón đối với trục có rảnh then, theo bảng Do đó tiết diện (D) trên trục I thỏa điều kiện bền mỏi. Tương tự, tại các tiết diện nguy hiểm: (C) trên trục I và (C), (D) trên trục II đều thỏa điều kiện bền mỏi.

4.6 Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh

</div>Trang 32<div class="page_container" data-page="32">

Để đề phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột (chẳng hạn khi mở máy) cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh theo công thức:

</div>Trang 33<div class="page_container" data-page="33">