Trường Đại Học Bách Khoa TP Hồ Chí Minh Khoa Môi Trường Bộ môn Thiết Kế Máy Bài tập lớn số 2 CHI TIẾT MÁY Sinh viên thực hiện Hoàng Thu Thảo MSSV 91303701 ĐỀ TÀI Đề số 5 THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂN[.]
Trường Đại Học Bách Khoa TP Hồ Chí Minh Khoa Môi Trường Bộ môn Thiết Kế Máy Bài tập lớn số CHI TIẾT MÁY Sinh viên thực : Hoàng Thu Thảo MSSV :91303701 ĐỀ TÀI Đề số : THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Phương án số : Hệ thống dẫn động băng tải gồm : 1- Động điện pha không đồng ; 2- Bộ truyền đai thang ; 3- Hộp giảm tốc bánh nón cấp ; 4-Nối trục đàn hồi; 5- Băng tải Số liệu thiết kế - Công suất trục băng tải, P: KW - Số vòng quay trục tang dẫn, n: 152 v/ph - Thời gian phục vụ, L = (năm) - Quay chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ ( năm làm việc 300 ngày, ca làm việc ) - Chế độ tải : T1 = T ; T2 = 0.9T ; t1 = 37 giây ; t2 = 48 giây PHƯƠNG ÁN P,KW n,v/ph L, năm t1, giây t2, giây T1 T2 152 37 48 T 0.9T Yêu cầu : Tính truyền hộp giảm tốc (bánh răng, trục vít) Bài Làm Thiết kế hộp giảm tốc bánh nón cấp Bảng đặc tính (từ 1) : Cơng suất P Động (KW) 6.6 6.3 6.06 (KW) Tỷ số truyền u Số vòng quay n 2.99 3.2 1455 486.62 152.06 43,319.6 123,639 380,593 (vịng/phút) Momen xoắn T (Nmm) Thơng số để tính tốn thiết kế: Cơng suất P1 = 6.3 kW Momen xoắn: T1 = 123,639 Nmm Số vòng quay: n1 = 486.62 vòng/phút Tỷ số truyền: ubr = 3.2 Thời gian phục vụ : năm ,1 năm 300 ngày, ngày ca,1 ca Thời gian làm việc: Lh = 5.300.2.8 = 24000 h Trình tự tính tốn thiết kế: Chọn vật liệu chế tạo bánh răng: Chọn thép 40Cr cải thiện .Theo bảng 6.13 trang 220 (sách sở thiết kế máy- Nguyễn Hữu Lộc) ta chọn : Độ rắn trung bình đối với bánh dẫn: HB1 = 340 HB Độ rắn trung bình đối với bánh bị dẫn: HB2 = 325 HB (theo công thức 6.32 trang 218 sách , ta nên chọn cho: HB1 ≥ HB2 + (10-15 )HB a Tính chu kì làm việc sở: NHO1 = 30.HB12,4 = 30.3402,4 = 3,57.107 chu kỳ NHO2 = 30.HB22,4 = 30.3252,4 = 3,2.107 chu kỳ NFO1 = NFO2 = 5.106 chu kỳ ( đối với tất cả loại thép ) b Tính số chu kì làm việc tương đương xác định theo sơ đồ tải trọng : N HE 1=60 c ∑ ( ) Ti T max m H /2 ni t i = 60.c.Lh.n.∑ ¿ ¿] Trong đó : Ti ,ni ,ti : lần lượt là momen xoắn, số vòng quay ,tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh xét Tmax : Momen xoắn lớn nhất các momen xoắn Ti c : Số lần ăn khớp của mỗi vòng quay của , c=1 mH =6 : Là bậc của đường cong mỏi Suy ra: [( T N HE 1=60.1 24000 486,62 T [ ¿ 60.1 24000 486,62 ) 3 ( t1 0.9 T + t 1+ t T ) t2 t +t 37 48 + 0,9 37+ 48 37+ 48 ] = 5,93.108 chu kì N HE 5,93.108 = = 1,85.108 chu kì u br 3.2 NHE2 = N FE 1=60 c ∑ ( ) Ti T max mH ni t i [ = 60.1 24000.486,62 37 48 + 0,9 37+ 48 37+ 48 = 5,15.108 chu kì N FE 2=¿ N FE 5,15.10 = = 1,6.108 chu kì ubr 3,2 ] ] Vì : NHE1 > NHO1 NHE2 > NHO2 NFE1 > NFO1 NFE2 > NFO2 Nên ta có các hệ số tuổi thọ : NHL1 = NHL2 = NFL1 = NFL2 = c Tính giới hạn mỏi tiếp xúc theo bảng 6.13 (trang 220 sách sở thiết kế máy_Nguyễn Hữu Lộc): σ Hlim =2 HB +70 σ Hlim1=2.340+ 70=750 MPa σ Hlim2=2.325+ 70=720 MPa σ Flim =1,8 HB σ Flim1=1,8.340=612 MPa σ Flim2= 1,8.325 = 585 MPa Chọn ứng suất tiếp xúc cho phép [ σH ] theo giá trị nhỏ [ σH 1] [ σH 2] theo công thức 6.42: a Chọn ứng suất tiếp xúc cho phép: Theo công thức 6.33 trang 220 (sách sở thiết kế máy- Nguyễn Hữu Lộc) ta có: [ σ H ]= σ Hlim Z R Z V Z L Z XH σ Hlim 0,9 = K HL sH 1,1 (Theo bảng 6.13 cải thiện sH = 1,1 hệ số an toàn ) 750.0,9 = 613,64 MPa 1,1 720.0,9 [ σ H ]= 1,1 1=589,1 MPa [ σ H ]= Vậy : Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán là: [ σ H ]=[ σ H ]=589,1 MPa b Chọn ứng suất tiếp xúc cho phép: [ σ F ]= σ Flim K FL (chọn sF = 1,75 theo bảng 6.13 ) sF 612 1=349,7 MPa 1,75 585 [ σ F ]= 1,75 1=334,29 MPa [ σ F1] = Vì truyền kín nên ta tính tốn theo ứng suất tiếp xúc Chọn hệ số chiều rộng vành răng: ψbe = 0,285 Giả sử trục được lắp ổ bi đỡ chặn , ta chọn sơ bộ hệ số tải trọng tính KH = KHβ = 1,23 theo bảng 6.18 trang 246 (sách thiết kế máy –NGUYỄN HỮU LỘC ).Với ψ be u 0,285.3,2 = =0,53 2−ψ be 2−0,285 Tính tốn đường kính de1 theo công thức 6.116a: √ d e 1=95 √ = 95 T K Hβ 0,85 ( 1−0,5 ψ be ) ψ be u [ σ H ] 123,639 1,23 0,85 ( 1−0,5.0,285 ) 0,285 3,2 589,12 = 87,02 mm Theo bảng 6.19 ta chọn số z1p = 17 răng: Tùy thuộc vào độ rắn bề mặt ta chọn z1 theo công thức 6.117 trang 249 (sách sở thiết kế máy- Nguyễn Hữu Lộc): z1 = 1,6.z1p = 1,6.17 = 27,2 chọn z1 = 28 z2 = z1 ubr = 28.3,2 = 89,6 chọn z2 = 90 Từ công thức 6.95a trang 243,Mơdun vòng chia ngồi : me = d e1 86,01 =3,107 chọn me = theo dãy tiêu chuẩn trang 195 = 28 z1 (sách sở thiết kế máy- Nguyễn Hữu Lộc) Tính toán lại tỷ số truyền: z2 90 ubr = z = 28 = 3,2 Sai lệch tỷ số truyền 0% Tính góc mặt chia theo công thức 6.99 trang 244: 1 δ1 = acrtg( u ) = acrtg ( 3,2 ) = 17,35o br δ2 = 90 - δ1 = 72,64o Tính tốn kích thước chủ yếu truyền bánh côn: Đường kính vòng chia ngoài: de1 = me.z1 =4.28 = 112 mm de2 = me.z2 =4.90 = 360 mm Đường kính vòng chia trung bình: dm1 = de1.(1-0,5ψbe) = 112.(1 - 0,5.0,285) = 96,04 mm dm2 = de2.(1- 0,5ψbe) = 360.(1 - 0,5.0,285) =308,7 mm Chiều dài côn ngoài : Re = 0,5me√ z 12 + z 22=0,5.4 √ 282 +902 = 188,509 mm Chiều dài côn trung bình : R m= dm1 =¿0,5mm√ z 12 +z 22 = 0,5.3,43.√ 282 +902 = 161,64 mm sinδ Với mm = me.(1- 0,5ψbe) = 4.(1-0,5.0,285) = 3,43 mm Chiều rộng vành răng: b = Reψbe = 188,509.0,285 = 53,72 mm Modun vịng trung bình mm tính vận tốc vịng: mm = me(1- 0,5ψbe) = 4.(1- 0,5.0,285) = 3,43 mm Vận tốc vịng chia trung bình: ν= π d m n π 96 , 04 486,62 = =2 , 447(m/s ) 60000 60000 Theo bảng 6.3 trang 203, ta chọn cấp xác truyền với vận tốc vòng quay tới hạn vth = m/s Xác định lực tác dụng lên truyền: a Tác dụng lên bánh dẫn: Lực vòng : Ft1= 2T 123639 = = 2574,74 N dm1 96,04 Lực hướng tâm: Fr1 = Ft1.tgα cosδ1 =2574,74.tg200.cos17,350 = 894.49 N Lực dọc trục: F α =¿Ft1.tgα sinδ1 = 2574,74.tag200.sin17,350 = 279,46 N b Tác dụng lên bánh bị dẫn: Lực tác dụng có hướng ngược lại, đó: F α =F r = 894.49 N F r 2=F α1 = 279,46 N F t 2=F t = 2574,74 N 10 Chọn hệ số tải trọng động KHV KFV : Với cấp xác vận tốc vòng 2,514 m/s, tra bảng 6.17 trang 245 (sách sở thiết kế máy- Nguyễn Hữu Lộc) ta được: KHv = KFv = 1,07 11.Tính tốn kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc: Theo công thức 6.114 trang 248: σ H =Z M Z H Z ε √ T K H √ u +1 2 0,85 d m b u Trong đó : KH = KHβ.KHV = 1,23.1,07 = 1,3161 _ Hệ số tải trọng tính 0,85 _ Hệ số kinh nghiệm xét đến giảm khả tải của bộ truyền bánh côn so với bộ truyền bánh trụ Vật liệu chế tạo cặp bánh bằng thép thì ZM =275 MPa1/2 ZH hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, α =200 ZH = 1,76 Zε hệ số xét đến ảnh hưởng tổng chiều dài tiếp xúc Zε = ( εα = 1,88 – 3,2 √ 4−ε α với εα có giá trị khoảng 1,2-1,9 ) ( 1 1 + =1,88 – 3,2 + z z2 28 90 ) = 1,73 Zε = √ 4−1,73 = 0,87 Vậy : σ H =Z M Z H Z ε √ T K H √ u +1 √ 2.123639.1,3161 √3,22 +1 =275.1,76 0,87 0,85 d m 12 b u 0,85 96,042 53,72 3,2 = 371,29 < [σ H ] = 589,1MPa Điều kiện bền tiếp xúc thỏa 12 Xác định số tương đương: Theo công thức 6.108 trang 246: z zv1 = cosδ = z zv2 = cosδ = 28 =30 cos 17,35 112 =376 cos 72,64 Tính các hệ số YF1 và YF2 :Với u=3,2 và z1=28, dựa vào bảng 6.20 Trang 112 sách tính toán hệ dẫn động khí –TRỊNH CHẤT, ta chọn hệ số dịch chỉnh bánh dẫn x1=0,33 bánh bị dẫn x2 = -0,33 , vì dịch chỉnh đều: x1 + x2 = -Đối với bánh dẫn: 13,2 27,9 x YF1 =3,47+ Z − Z + 0,092 x v1 v1 ¿ 3,47+ 13,2 27,9.0,33 − +0,092 0,33 = 3,62 30 30 -Đối với bánh bị dẫn: 13,2 27,9 x YF2 =3,47+ Z − Z + 0,092 x v2 v2 ¿ 3,47+ 13,2 27,9.0,33 + + 0,092.0,33 =¿ 3,54 376 376 Đặc tính so sánh độ bền các bánh (độ bền uốn ): Bánh dẫn:¿ ¿ ¿ Bánh bị dẫn: [σ ¿¿ F 2] 334,29 = ¿ = 94,43 Y F2 3,54 Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh bị dẫn có độ bền thấp 13 Tính tốn giá trị ứng suất chân răng: σ F2 = Y F Ft2 K F 0,85.b w mm = 3,54.2574,74 1,44 = 68,42 < [σF2] = 334,29 0,85.65,8.3,43 Trong : o KF = KFV.KFβ hệ số tải trọng tính : KFV = 1,07 KFβ = + (KHβ – 1).1,5 = + (1,23 – 1).1,5 = 1,345 KF = 1,07.1,345 = 1,44 o mm modun chia trung bình Do điều kiện uốn thỏa BẢNG TÓM TẮT CÁC THÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN : Thông số bánh Chiều dài côn ngoài Modun Chiều rộng vành Tỷ số truyền Góc nghiêng Số Hệ số dịch chỉnh Đường kính vòng chia trung bình Đường kính vòng chia ngoài Z1=28 X1=0,33 dm1=96,04 mm de1=112 mm Kích thước Re=188,509 53,72 mm Z2=90 X2= -0,33 dm2=308,7 mm de2=360mm ... [( T N HE 1=60.1 24000 486 ,62 T [ ¿ 60.1 24000 486 ,62 ) 3 ( t1 0.9 T + t 1+ t T ) t2 t +t 37 48 + 0,9 37+ 48 37+ 48 ] = 5,93.1 08 chu kì N HE 5,93.1 08 = = 1 ,85 .1 08 chu kì u br 3.2 NHE2 =... Công suất P Động (KW) 6.6 6.3 6.06 (KW) Tỷ số truyền u Số vòng quay n 2.99 3.2 1455 486 .62 152.06 43,319.6 123,639 380 ,593 (vịng/phút) Momen xoắn T (Nmm) Thơng số để tính tốn thiết kế: Cơng... hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, α =200 ZH = 1,76 Zε hệ số xét đến ảnh hưởng tổng chiều dài tiếp xúc Zε = ( εα = 1 ,88 – 3,2 √ 4−ε α với εα có giá trị khoảng 1,2-1,9 ) ( 1 1 + =1 ,88