Đồ án nguyên lý chi tiết máy đề 3 tính toán hệ dẫn động băng tải

Kiểm nghiệm xích về độ bền .... Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc .... Xác định lực tác dụng lên trục .... Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc .... Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.... Xác địn

TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT TP HCM

KHOA CƠ KHÍ CHẾ TẠO MÁY



MÔN HỌC: NGUYÊN LÝ- CHI TIẾT MÁY

TIỂU LUẬN MÔN HỌC TÍNH TOÁN H Ệ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

GVHD: PGS.TS Văn Hữu Thịnh

SVTH: Y Si Mê Ôn Buôn Yă

MSSV: 20145380

Thành phố Hồ Chí Minh, Tháng 05 năm 2022

MỤC LỤC

PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN & PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 4

1 Chọn động cơ điện 4

2 Phân phối tỉ số truyền 5

PHẦN 2: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH 8

1 Chọn loại xích 8

2 Chọn số răng đĩa xích 8

3 Xác định bước xích 8

4 Khoảng cách trục và số mắt xích 9

5 Kiểm nghiệm xích về độ bền 10

6 Các thông số của đĩa xích 11

7 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc 11

8 Xác định lực tác dụng lên trục 13

PHẦN 3: TÍNH TOÁN TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG 15

1 Chọn vật liệu 15

2 Xác định ứng suất cho phép 15

3 Chiều dài côn ngoài được tính theo công thức 16

4 Xác định các thông số ăn khớp 18

5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 19

6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 21

7 Kiểm nghiệm răng về quá tải 23

PHẦN 4: THIẾT KẾ TRỤC CỦA HỘP GIẢM TỐC 26

1 Chọn vật liệu 26

2 Xác định tải trọng tác dụng lên trục 26

3 Lực tác dụng lên bộ truyền xích 26

4 Tính sơ bộ trục 26

5 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 27

Công suất tĩnh: Pt = P (tải trọng tĩnh)

Công suất cần thiết trên trục động cơ:

Xác định sơ bộ số vòng quay của động cơ

Tốc độ quay của trục công tác:

𝐧 = 𝟔𝟎𝟎𝟎𝟎𝐯 𝛑𝐃 =𝟔𝟎𝟎𝟎𝟎 ∗ 𝟏, 𝟑

𝛑 ∗ 380 = 65,33

Tỉ số truyền chung sơ bộ:

Hệ truyền động cơ khí có bộ truyền xích và hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng nón răng thẳng, theo bảng 2.2 ta sơ bộ chọn ud = ux = 2,5 ; uh = ubm = 4

Hoặc

usb = ud ∗ uh = 10

usb = uh ∗ uX = 10

𝐧𝐬𝐛 = 𝐧 ∗ 𝐮𝐬𝐛 = 𝟔5,33 ∗ 𝟏𝟎 = 𝟔53 𝒗/𝒑𝒉 Chọn động cơ điện phải thỏa mãn điều kiện:

𝐮𝐭 = 𝐮𝐱 𝐮𝐡 = 𝟐, 8 ∗ 𝟒 = 𝟏1,2

∆𝐮 = |𝐮𝐭 − 𝐮| = |𝟏1,2 – 𝟏1,17| = 𝟎,03 Thỏa điều kiện về sai số cho phép: 9%

P = P2

1 ηbr ηô

7,84

= 0,96.0,99 = 8,25 (kW)

P = P1

m ηô

8,25

= 0,99 = 8,33 (kW)

Momen xoắn của các trục và máy:

PHẦN 2:TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH

Thông số đầu vào:

Công xuất của đĩa xích: 𝑃 = 7,84 𝑘𝑊 ( đĩ𝑎 𝑥í𝑐ℎ 𝑙ắ𝑝 𝑡𝑟ê𝑛 𝑡𝑟ụ𝑐 𝐼𝐼)

Tốc độ quay của đĩa xích dẫn: 𝑛1 = 182 𝑣/𝑝ℎ

Tỉ số truyền u: 𝑢 = 𝑢𝑥 = 2,8

1 Chọn loại xích:

- Vì vận tốc thấp, không yêu cầu làm việc êm nên chọn xích con lăn

2 Chọn số răng đĩa xích:

Theo bảng 5.4, với 𝑢 = 2,8 ta chọn được số răng của đĩa xích nhỏ là z1=25

Từ số răng đĩa xích nhỏ ta chọn số răng đĩa xích lớn:

𝑧2 = 𝑢𝑥 ∗ 𝑧1 = 2,8 ∗ 25 = 70 < 𝑧𝑚𝑎𝑥 = 120 Chọn z2 = 70

Kd: hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy xích

Pt: công suất tính toán (kW)

P: công suất của bộ truyền xích

[P]: công suất cho phép, tra bảng 4.5

ka = 1 (chọn a = 40p )

kđc = 1: ( vị trí trục được điều chỉnh bằng một trong hai đĩa xích )

kbt = 1,3 (môi trường làm việc có bụi )

kđ = 1 ( tải trọng tĩnh, làm việc êm )

Tuy nhiên bước xích p = 31,75 mm, đường kính đĩa xích bị dẫn lớn

31,75

𝑑2 = sin(180°/70) = 707 𝑚𝑚

Ta nên chọn p có trị số nhỏ và tang số đĩa xích bằng cách áp dụng công thức:

𝑘𝑑 ≥ 𝑃𝑡 [𝑃]

14

= 4,8 = 3 Chọn 3 dãy xích có bước xích p = 19,05 mm

4 khoảng cách trục và số mắt xích:

Khoảng cách trục a thỏa điều kiện:

𝑎𝑚𝑖𝑛 ≤ 𝑎 ≤ 𝑎𝑚𝑎𝑥

Vậy S = 19,1 > [S] = 8,2 : bộ truyền xích đảm bảo độ bền

7 Các thông số của đĩa xích

Đường kính vòng chia của đĩa xích

𝜋 19,05 𝜋 = 152 𝑚𝑚

𝑑2 sin( 𝑧1)

8 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc:

Ứng suất tiếp xúc σH trên mặt răng đĩa xích phải thỏa mãn điều kiện lực:

Đường kính vòng chia đĩa xích bị dẫn d2 425

Đường kính vòng đỉnh đĩa xích bị dẫn da2 434 Đường kính vòng chân răng đĩa xích

𝐻𝐵 𝐻𝐵1 𝐻𝐵2

𝐻𝑙𝑖𝑚

PHẦN 3: TÍNH TOÁN TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG

Thông số đầu vào:

Công suất của động cơ 𝑃1 = 8,25 𝑘𝑊 ( đĩ𝑎 𝑥í𝑐ℎ 𝑙ắ𝑝 𝑡𝑟ê𝑛 𝑡𝑟ụ𝑐 𝐼𝐼)

Tốc độ quay của bánh răng dẫn : 𝑛1 = 730 𝑣/𝑝ℎ

441 ∗ 1 ∗ 1

1,75 = 252 𝑀𝑃𝑎

432 ∗ 1 ∗ 1

1,75 = 246,85 𝑀𝑃𝑎 Ứng suất quá tải cho phép được xác định theo (6.13) và (6.14)

T1 – mômen xoắn trên trục bánh răng dẫn

5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng được tính theo công thức (6.58):

𝛿𝐻 − Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 6.15, δH = 0,006

go − hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2, tra bảng 6.16, go = 47 (cấp chính xác 7)

Thay các trị số trên, ta được:

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 công thức (6.65):

𝜎 =𝐹1 0,852𝑇1 𝐾𝑏𝑑𝐹 𝑌 𝗌 𝑌 𝛽 𝑌 𝐹1 ≤ [𝜎 ]

𝑚1 𝑚 𝑛𝑚 𝐹1

Với trị số 𝐾𝑏𝑒𝑢 =0,705 tra bảng (5.19), 𝐾 = 1,17 (giả sử trục bánh răng côn

2−𝐾 𝑏𝑒 lắp trên ổ đũa, sơ đồ I, HB < 350)

𝐹𝛽

𝐾𝐹𝛼 = 1 - bánh răng côn răng thẳng

𝐾𝐹𝑣 = 1 + 𝑣𝐹𝑏𝑑𝑚1 : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng

𝜎𝐹1𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐹1 √𝐾𝑞𝑡 = 80,44 √1,8 = 107,92 𝑀𝑃𝑎 < [𝜎𝐹1]𝑚𝑎𝑥 = 464 𝑀𝑃𝑎

𝜎𝐹2𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐹2 √𝐾𝑞𝑡 = 77,22 √1,8 = 103,6 𝑀𝑃𝑎 < [𝜎𝐹1]𝑚𝑎𝑥 = 360 𝑀𝑃𝑎 Thỏa điều kiện cho phép

8 Các thông số và kích thước bộ truyền

Chiều dài côn ngoài Re = 156,86 𝑚𝑚

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

Từ bảng 10.3 ta chọn:

- k1 = 10 (mm)

- k2 = 5 (mm)

l12 = -lc12 = 76 mm

l11 = (2,5÷ 3)*d1 = (2,5÷ 3) ∗ 35 = (87,5÷ 105) (mm) Chọn l11 = 95 (mm)

l13 = l11 + k2 +k1 + lm13 +0,5(b0 – b13cos𝛿1)

= 95 + 5 + 10 + 45 + 0,5[21 – 49cos (14°2′)] = 142 (mm) + Trục II:

𝑇2( 𝑁 𝑚)

6 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

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

1 Với thép C45 tôi cải thiện có:

Giới hạn bền kéo : σb = 850MPa

Giới hạn mỏi uốn : σ−1 = 0,436 × σb = 370,6 MPa Giới hạn mỏi xoắn : τ−1 = 0,58 × σ−1 = 0,58 × 370,6 = 214,95 MPa

-Tại tiết diện (C) trên trục II (tiết diện lắp bánh rằng có đường kính

Ra = 2,5 ÷ 0, 63 μm do đó: KX = 1,25

Tra bảng 10.9/ không dùng phương pháp gia tăng độ bền bề mặt Ky = 1 Tra bảng 10.12, dùng dao phay ngón đối với trục có rãnh then ta được

Kσ = 2,26 , Kτ = 2,22 Tra bảng 10.10, εKσ σ = 0,85, ετ = 0,78

Tài liệu tham khảo

một NXB Giáo dục Việt Nam ( 2010)

NXB Giáo dục Việt Nam (2010)