BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT TP HỒ CHÍ MINH KHOA CHẤT LƯỢNG CAO TIỂU LUẬN NGUYÊN LÝ CHI TIẾT MÁY ĐỀ TÀI “ TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI” Giảng viên HD PGS TS Văn Hũu Thịnh L.
BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT TP HỒ CHÍ MINH KHOA CHẤT LƯỢNG CAO TIỂU LUẬN NGUYÊN LÝ CHI TIẾT MÁY ĐỀ TÀI: “ TÍNH TỐN HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI” Giảng viên HD: PGS.TS Văn Hũu Thịnh Lớp học phần: MMCD230323-22-1-10CLC Sinh viên thục hiện: Hồ Tấn Kiệt MSSV: Lớp: TP Hồ Chí Minh, tháng 11 năm 2021 Trường ĐHSPKT TP HCM Khoa Cơ khí Chế tạo máy Bộ mơn Thiết kế máy TIỂU LUẬN MÔN HỌC NGUYÊN LÝ- CHI TIẾT MÁY TÍNH TỐN HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI HK: I, Năm học: 2022-2023 Đề: 04 Phương án: 15 Giảng viên môn học: PGS.TS Văn Hữu Thịnh Sinh viên thực hiện: MSSV: Đông điện Nối trục đàn hồi Hộp giảm tốc cấp bánh côn thẳng Bộ truyền đai thang Băng tải Hình 1: hệ dẫn động băng tải Hình 2: Sơ đồ tải trọng SỐ LIỆU CHO TRƯỚC: Lực kéo băng tải F (N): 7500 Vận tốc vịng băng tải V(m/s): 1.1 Đường kính tang D (mm): 300 Số năm làm việc a(năm): Số ca làm việc: (ca), thời gian: 6h/ca, số ngày làm việc: 300 ngày/năm Góc nghiêng đường nối tâm truyền @: 30 (độ) Sơ đồ tải trọng hình Khối lượng sinh viên thực hiện: 01 thuyết minh tính tốn gồm: Chọn động điện phân phối tỉ số truyền Tính tốn thiết kế truyền HGT ( truyền đai thang ) Tính tốn thiết kế truyển HGT (Hộp giảm răng thẳng) Tính toán thiết kế trục HGT tốc cấp bánh Phần 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN & PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN Chọn động điện: Công suất trục cơng tác: P= Fv 1000 = 7500 ×1,1 1000 = 8,25(𝑘𝑊) Cơng suất tính: 𝑃𝑡 = 𝑃 = 8,25(𝑘𝑊) Công suất cần thiết trục động cơ: η = ηnt ηbr ηd η3ơ = × 0,96 × 0,96 × 0,993 = 0,89 Pct = Pt η = 8.25 0,89 = 9,27(𝑘𝑊) Tra bảng 2.1 ta ηbrn = 0,96 (bộ truyền bánh côn); ηnt = 1;ηô = 0,99 (hiệu suất cặp ổ lăn); ηx= 0,93(bộ truyền xích), = d 0,96 (bộ truyền đai thang) Xác định sơ số vòng quay động Tốc độ quay trục cơng tác: 60000v 60000×1,1 n= = = 70,03 (vg/ph) πD π×300 Hệ truyền động khí có truyền đai thang hộp giảm tốc cấp trục vít, theo bảng 2.2 ta sơ chọn 𝑢𝑑 = 𝑢𝑥 = 2,5; 𝑢ℎ = 𝑢𝑏𝑟𝑛 = Tỉ số truyền chung sơ bộ: 𝑢𝑠𝑏 = 𝑢𝑑 𝑢ℎ = 10 Số vòng quay sơ động cơ: 𝑛𝑠𝑏 = 𝑛 𝑢𝑠𝑏 = 70,03 × 10 = 700,3 (vg/ph) Chọn động điện phải thoả mãn điều kiện (2.1) (2.2): Pđc ≥ Pct (11≥9,27) ndc = nsb= 750 (vg/ph) Và Tmm T = 1, d T Tdm Tra phụ lục P1.2, chọn động điện không đồng pha rôto lồng sóc 50 Hz loại 𝑇 4A160M8Y3 Pđc = 11 kW; ndc= 730 v/ph có 𝑘𝑑 = 1,4 𝑇dd Phân phối tỷ số truyền: Tỉ số truyền chung: 𝑢= 𝑛𝑑𝑐 𝑛 = 730 70.03 = 10,42 Chọn trước tỉ số truyền uđ truyền đai thang: 𝑢𝑑 = 2,8 Tính tỉ số truyền truyền trục vít hộp giảm tốc 𝑢ℎ = 𝑢 10,42 = = 3,72 𝑢𝑑 2,8 Kiểm tra sai số cho phép tỉ số truyền 𝑢𝑡 = 𝑢𝑑 𝑢ℎ = 2,8 × 3.72 = 10,42 𝛥𝑢 = |𝑢𝑡 − 𝑢 | = |10,42 − 10,42| = 0,00 < 0,09 thoả điều kiện sai số cho phép Bảng hệ thống số liệu Động I u ud = 2,8 uh = 3,72 n (v/ph) 730 Trục II III Thông số P (kW) T (Nmm) unt = 260,71 70,08 9,22 8,76 8,33 120618 320885 1135153 70,08 8,25 1124251 Tính Cơng suất trục: 𝑃 = 8.25(𝑘𝑊 ) 𝑃3 = 𝑃 = 8.25 (𝑘𝑊 ) 𝑃 8,25 𝑃2 = = = 8,33(𝑘𝑊 ) 𝜂ô 0,99 𝑃2 8,33 𝑃1 = = = 8,76(𝑘𝑊 ) 𝜂𝑏𝑟 𝜂ơ 0,96 × 0,99 𝑃1 8,76 𝑃𝑚 = = = 9,22(𝑘𝑊 ) 𝜂ơ 𝜂đ 0,99 × 0,96 Tính số vịng quay trục: 𝑛đ𝑐 730 𝑛1 = = = 260,71 𝑢đ 2,8 𝑛1 267,86 𝑛2 = = = 70.08 𝑢ℎ 3,72 𝑛3 = 𝑛2 = 70.08 Momen xoắn trục: 9,55 × 106 × 𝑃𝑚 9,55 × 106 × 9,22 𝑇𝑚 = = = 120618(𝑁𝑚𝑚) 𝑛đ𝑐 730 9,55 × 106 × 𝑃1 9,55 × 106 × 8,76 𝑇1 = = = 320885 (𝑁𝑚𝑚) 𝑛1 260,71 9,55 × 106 × 𝑃2 9,55 × 106 × 8,33 𝑇2 = = = 1135153 (𝑁𝑚𝑚) 𝑛2 70,08 9,55 × 106 × 𝑃3 9,55 × 106 × 8,25 𝑇3 = = = 1124251 (𝑁𝑚𝑚) 𝑛3 70,08 Phần 2: Thiết kế truyền ngồi ( Bộ Truyền đai thang ) Thơng số đầu vào: Công suất bánh đai dẫn 9,22 Tốc độ quay bánh đai dẫn 730 Tỉ số truyền 2,8 120618 Moment xoắn 1./ Chọn loại đai Tra bảng 4.13: Loại đai Kí hiệu Kích thước mặt cắt A d1 l Mặt cắt B b0 b h y0 (mm2) (mm) 19 22 13,5 4,8 230 200-400 1800-10600 (mm) thường 2./ Xác định kích thước thơng số a./ Đường kinh bánh đai d1 : Đường kinh banh đai d1 = 1.2dmin = 200 × 1,2 = 240 mm Theo tiêu chuẩn d1 = 250 mm 𝜋𝑑 𝑛 𝜋×250×730 Vận tốc đai: v = 1 = = 9,56 𝑚/𝑠 60000 60000 b./ Đường kinh bánh đai d2 : Chọn hệ số trượt: 𝜀 = 0,01 𝑑2 = 𝑢𝑑 × 𝑑1 × (1 − 𝜀) = 2,8 × 250 × (1 − 0,01) = 693 𝑚𝑚 Chọn d2 tiêu chuẩn: d2 = 710 𝑚𝑚 Tính lại tỉ số truyền: 𝑑2 710 𝑢𝑡 = = = 2,86 d1 (1 − 𝜀) 250(1 − 0,01) Sai lệch so với giá trị chọn trước 2,4% < 5,0% c./ Khoảng cách trụ a sơ : Khoảng cách trụ a sơ xác định theo cơng thức: × (𝑑1 + 𝑑2 ) ≥ a ≥ 0,55 × (𝑑1 + 𝑑2 ) × ℎ × (250 + 710) ≥ a ≥ 0,55 × (250 + 710) + 13,5 1920 ≥ 𝑎 ≥ 541,3 Tra 4.14: 𝑎 = 1,2 × 𝑑2 = 1,2 × 710 = 852 𝑚𝑚 u = d./ Chiều dài đai L : 𝜋( 𝑑1 + 𝑑2 ) (𝑑2 − 𝑑1 )2 𝐿 = 2a + + 4𝑎 𝐿 = × 852 + (710 − 250)2 𝜋(250 + 710) + = 3274,05 × 852 Theo bảng 4.5 ta chọn đai có chiều dài L = 3350 mm = 3,35 m v 9,56 l 3,35 Kiểm nghiệm : i = = = 2,85 ≤ 𝑖𝑚𝑎𝑥 ( 𝑖𝑚𝑎𝑥 = 10 ) Tính lại a theo công thứ 4.4 : λ + √λ2 − 8Δ2 a= = 891,35 ≈ 891 𝑚𝑚 Giá trị a thỏa mãn khoảng cho phép Trong đó: 𝜆=𝑙− 𝜋(𝑑1 + 𝑑2 ) 𝜋(250 + 710) = 3350 − = 1842,04 2 𝛥= (𝑑2 − 𝑑1 ) 710 − 250 = = 230 2 e./ Xác định góc ơm (710 − 250)57o (710 − 250)57o o o α1 = 180 − = 180 − = 150,6𝑜 = 2,63 𝑟𝑎𝑑 a 891,4 3/Xác định thông số đai theo ti khả kéo đai tuổi thọ a./ Xác định số đai Số đại z xác định theo công thức (3.19): 𝑧 ≥ 𝑃1 𝐾đ /([𝑃0 ]𝐶𝛼 𝐶𝑙 𝐶𝑢 𝐶𝑧 ) đó: Kđ = 1,0 (bảng 3.7): tải tĩnh P1 = 9,22 kW, [Po ] = 6,02 kW với đai B, v = 9,56 m/s Cα = 0,93 với α1 = 150,6° l 3350 Cl = 1,1 với = = 1,50 lo 2240 Cu = 1,14 với u = 2,8 Cz = 1,0×9,22 𝑧= = 1,38 0,93×1,1×1,14×1,0 Ta chọn z = đai b./ Chiều rộng bánh đai Chiều rộng bánh đai B=(z-1)t + 2e Tra bảng 4.21, chọn h0=5,7, t=25,5 , e=17 b=(2-1) × 25,5 + 2×17=59,5 (mm) Đường kính ngồi bánh đai nhỏ:da1=d1+2h0=250+2×5,7=261,4 (mm) Đường kính ngồi bánh đai lớn:da2=d2+2h0=710+2×5,7=721,4 (mm) 4/Xác định lực căng đai lực tác dụng lên trục Lực căng đai: F0=780P1Kd/(v𝐶𝛼 z) + Fv Fv=qmv2 Tra bảng 4.22, chọn qm=0,300 kg/m Fv=0,300×9,562=27,42(N) F0=780×9,22×1/(9,56 × 0,93 × 2) + 27,42= 431,86(N) Lực tác dụng lên trục: Fr = 2F0zsin(α1/2) = × 431,86 × × 𝑠𝑖𝑛 ( Thơng số Loại đai Tiết diện Số đai Chiều dài bánh đai Tỷ số truyền thực tế Sai số tỉ số truyền Khoảng cách trụ Góc ơm banh đai đẫn Lực tác dụng lên trục 150,6 ) =1670,90 (N) Kết Đai thang Chọn tiết diện đai loại B Z =2 L =3350 mm d1\d2=250\710mm 59,5 mm Ut= 2,86 ∆u=2,40% a=852 mm α1 =150,6o Fr=1670,90 N Phần 3: Tính toán thiết kết truyền hộp giảm tốc cấp ( bánh côn thẳng Tỉ số truyền uh= 3,72 Tốc độ quay n1= 260,71 (vg/ph) Công suất P1=8,76 N Momen T1= 320885 Nmm 1/ Chọn vật liệu: - Do khơng có u cầu đặc biệt vật liệu quan điểm thống hóa thiết kế ở ta chọn vật liệu cấp bánh sau : Bánh nhỏ : thép 45 cải thiện đạt độ rắn 240HB có b1 = 750 MPa , ch1 = 450 MPa Bánh lớn : thép 45 tơi cải thiện đạt độ rắn 200HB có b1 = 750 MPa , ch1 = 450 MPa Định ứng xuất cho phép - Ta có cơng thức tính ứng xuất tiếp xúc cho phép : [ H ] = H0 lim K HL / S H Trong : H0 lim - ứng xuất tiếp xúc cho phép ứng với chu kì sở tính bẳng ct H0 lim = 2HB + 70 H0 lim = 2.240 +70 = 550 Mpa H0 lim = 2.200 + 70 = 470 MPa KHL:Hệ số tuổi thọ xét đến thời hạn phục vụ chế độ tải trọng truyền: KHL = mH N HO Với bậc đưởng cong mỏi mH = N HE Số chu kỳ thay đổi ứng suất sở thử tiếp xúc : NHO = 30.HB2,4 NHO1= 30.2402,4 = 1,54 107 NHO2 = 30.2002,4= 9,99.106 Số chu kì thay đổi ứng xuất tương đương : NHE=60c (Ti / Tmax ) ni t i Với c, ni , Ti , ti số lần ăn khớp vịng quay, số vịng quay, mơmen xoắn, tổng số làm việc ở chế độ i bánh xét N HE = 60.c n1 t i (Ti / Tmax ) t i / t i u1 ⇒ 𝑁𝐻𝐸2 = 60.1.70,08.25200 = 1,0596.108 Vì N HE N HO Tương tự N HE1 N HO1 Nên suy KHL = Hệ số an toàn tính ứng xuất uốn : SH = 1,1 - Như theo 6.1a_TTTKHDĐCK sơ xác định : [ H ] = H0 lim K HL / S H [ H ]1 =550.1/1,1=500 MPa [ H ]2 = 470.1/1,1=427,27 Mpa Để tính tốn truyền ta chọn [ H ] = [ H ]2 = 427,27 - Ta có cơng thức tính ứng xuất q tải cho phép : F = lim K FC K FL / S F F Trong : F0 lim = 1,8HB - ứng suất tải cho phép ứng với chu kì sở F0 lim = 1,8.240 =432 Mpa F0 lim =1,8.200= 360 Mpa Hệ số xét đến ảnh hưởng tải:KFC = 1(vì tải đặt phía) Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng thời hạn phục vụ chế độ tải trọng truyền: KFL = mF N FO / N FE Với bậc đưởng cong mỏi thử uốn mF = Số chu kỳ thay đổi ứng suất sở thử uốn N FO = 4.10 Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương: N FE = 60.c. (Ti / Tmax ) ni t i mF Với c, ni , Ti , ti số lần ăn khớp trơng vịng quay, số vịng quay, mômen xoắn, tổng số làm việc ở chế độ i bánh xét N FE = 60.c. (Ti / Tmax ) F ni t i m ⇒ 𝑁𝐹𝐸2 = 60.1.260,71.25200 = 3,9419.108 Vì NFE2 = 3,9419.108 > NFO2 = 4.106 KFL2 = 1.Tương tự KFL1 = Hệ số an tồn tính ứng xuất uốn : SF = 1,1 - Như theo 6.2a_TTTKHDĐCK so tính tốn : [ F ]1 = 432.1.1/1,1= 392,73 MPa [ F ]2 = 360.1.1/1,1=327,27 Mpa Xác định thông số truyền : - Chiều dài ngồi : Chiều dài ngồi bánh chủ động theo ct 6.52a_TTTKHDĐCK : Re = K R u + T1.K H (1 − Kbe ) Kbe u. H Trong đó: KR =0,5.kđ : Hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh loại răng,với truyền động bánh côn thẳng làm thép kđ=100(MPa)1/3 → KR =0,5.100=50(MPa)1/3 u – Tỷ số truyền hộp giảm tốc : u = 3,72 T1 – Momen xoắn trục dẫn : T1= 320855 mm Kbe - Hệ số chiều rộng vành ; lấy Kbe =0,25 (vì u =3,72 >3) kH - Hệ số kể đến phân bố tải trọng không chiều rộng vành răng, với: Kbe.u/(2-Kbe)= 0,25×3,72/(2-0,25) = 0,531 tra bảng 6.21_TTTKHTDĐCK phương pháp nội suy ta có : K H = 1,08 [ H ] = 427,27 – ứng suất tiếp xúc cho phép 320855×1,08 Re= 50.√3,722 + × √ = 268,90 mm (1−0,25)×0,25×3,72×427,272 - Đường kính chia ngồi : de1 = 2Re/ + u = 2×268,90/√1 + 3,722 = 139,61 mm Xác định thông số ăn khớp : - Số bánh nhỏ : theo bảng 6.22_TTTKHĐCK ta đc : z1p= 20 Với HB < 350 ta có z1=1,6zp1 = 32 - Đường kính trung bình mơđun trung bình bánh nhỏ : dm1= (1- 0,5.kbe).de1= (1- 0,5×0,25) ×139,61 = 122,16 mm mtm= dm1/z1 = 122,16/32= 3,82 mm - Mơđun vịng ngồi xác định theo công thức 6.56_TTTKHTDĐCK : mte= mtm/(1- 0,5.kbe) =3,82/(1- 0,5.0,25) = 4,37 mm - Theo bảng 6.8_ TTTKHTDĐCK lấy giá trị tiêu chuẩn mte= mm đó: mtm= mte.(1- 0,5.kbe) = 5.(1- 0,5.0,25)= 4,375 mm z1 = dm1/mtm = 122,16/4,375 = 27,9 lấy z1= 27 z2= u1.z1 = 3,72.27= 100,44 lấy z2 = 100 - Góc côn chia : 1=arctg(z1/z2) =arctg(27/100) = 15,110 2=90-1= 900 – 15,10= 74,890 - Tỉ số truyền : u1= z2/z1= 3.71 - Theo bảng 6.20_ TTTKHTDĐCK với z1= 27 ta chọn hệ số dịch chỉnh x1= 0,33 ; x2= - 0,33 - Chiều dài ngồi : Re= 0,5.mte z12 + z 22 = 0,5.5.√272 + 1002 = 258,952 mm - Đường kính trung bình bánh nhỏ : dm1=z1.mtm=27.4,375 = 118,12 mm - Chiều rộng vành : b = Re.kbe= 251,65 0,25 = 64,7 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc : 10 - Theo cơng thức 6.58_TTTKHDDCK ta có : H = zM.z.zH 2T1 K h u m2 + /(0,85b.d m21u m ) H Trong đó: zM – theo bảng 6.5_ TTTKHTDĐCK ta có zM= 274 (MPA)1/3 zH – theo bảng 6.12 với x1 + x2 =0 ta có zH=1,76 T1:Momen xoắn trục dẫn,T1= 320885 N.mm z – hệ số kể đến trùng khớp , xác định theo công thức (4 − ) / = √(4 − 1,729)/3 = 0,87 z = Theo công thức 6.60_TTTKHDĐCK ta có : = 1,88 – 3,2(1/z1 +1/z2) = 1,88 – 3,2(1/27 +1/100) = 1,729 Kh – theo công thức 6.61_TTTKHTDĐCK : kH =kH.kH.kHV kH – theo ta có kH=1,08 kH:Hệ số kể đến tập trung phân bố tải trọng không kH=1 kHV:Hệ số xét đến ảnh hưởng tải trọng động, tính theo cơng thức 6.63_ TTTKHTDĐCK : kHV = + H.b.dm1/(2.T1.kH.kH) Trong đó: với v = dm1.n/60000 = 118,12.260,71/60000 = 1,612 m/s Tra bảng 6.15_TTTKHDĐCK ta có : H = 0,006 Bảng 6.16_TTTKHDĐCK có : go = 82 với cấp xác H = H.g0.v d m1 (u + 1) / u = 0,006.82.1,612.√118,12(3,72 + 1)/3,72 = 9,70 Vậy kHV = 1+ 9,70.64,7.118,12/(2 320885.1.1,08) =1,106 Do kH = 1,08.1.1,106 = 1,19 Với trị số vừa tìm , ta có : H = zM.z.zH 2T1 K h u m2 + /(0,85b.d m21u m ) H = 274.0,874.1,76 √2.320885.1,19 √3,722 + 1/(0,85.64,7.118,122 3,72) = 425,92 Ta có : H = 425,92 ≤ [ H ] 427,27 Mpa thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc Kiểm nghiệm độ bền uốn : - Theo cơng thức _TTTKHTDĐCK ta có : F1= 2T1KfY Y YF1/(0,85b.mtm.dm1) kF: Hệ số tải trọng tính tốn uốn , theo cơng thức 6.67/t117/ TTTKHTDĐCK kF=kF.kF.kFv Với kF: Hệ số xét đến tập trung tải trọng không chiều rộng vành , Theo bảng 6.21_TTTKHTDĐCK ta kF=1,15 kF: Hệ số xét đến tập trung tải trọng khơng răng¸ kF=1 kFv: Hệ số xét đến ảnh hưởng tải trọng động xác định theo công thức : kFv=1+F.b.dm1/(2.T1.kF.kF) Với F=F.g0.v d m1 (u + 1) / u Theo bảng 6.15 6.16_ TTTKHTDĐCK ta có: F = 0.016 ; g0 = 82 F = 0,016.82.1,612√118,12(3,72 + 1)/3,72 =25,89 kFv=1+ 25,89.64,7.118,12/(2 320885.1.1,15) = (1,117)1,268 Vậy kF = 1,15.1.1,26=1,4 Y =1/=1/1,729= 0,58 Với thẳng Y = 11 zv1=z1/cos(1) = 27/ cos(15,11 ) =27,96 zv2=z2/cos(2)= 100/cos(74,89 ) = 383,62 x1= 0,33 ; x2= − 0,33 Tra bảng 6.18_ TTTKHTDĐCK ta có : YF1 = 3,57 ; YF2 = 3,63 Thay giá trị vừa tính ta : F1 = 320885.1,4.0,58.1.3,57/(0,85.64,7.4,37.118,12) = 65,53 MPa F2 = F1.(YF2/YF1) = 65,53 (3,63/3,57) = 66,63 MPa F Ta thấy F F F Vậy điều kiện bền uốn cặp bánh côn đảm bảo 7.Kiểm nghiệm độ bền tải - Theo cơng thức 6.48/t 110/ TTTKHTDĐCK ta có : Hmax= H k qt Hmax Với Với H = 405,9 kqt = Tmax/T = 1,4 Hmax = 405,9.√1,8= 480,3 MPa