ĐỀ 2 PA17 BÀI TẬP LỚN NGUYÊN LÝ CHI TIẾT MÁY SPKTHCM THẦY THỊNH ĐỀ 2 PA17

BÀI TẬP LỚN NGUYÊN LÝ CTM bài tập nguyên lý chi tiết máy đã có form sẵn mấy bạn chỉ cần thay số phù hợp với đề thầy cho là được mọi người cần hỗ trợ support bài tập lớn thầy Thịnh,Kỳ,Danh trường spkthcm có thể liên hệ https:www.facebook.comprofile.php?id=100066617481127

BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO

TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT TP HỒ CHÍ MINH

KHOA CƠ KHÍ ĐỘNG LỰC

BÀI TẬP LỚN NGU N L – CHI TI T MÁ

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

Giản v n HD: PGS TS V n H u T n Lớp học phần: 202MMCD230323_02

S n v n t c n: Đoàn Bá L n

MSSV: 19145415 Lớp: Lớp thứ 7, tiết 789

TP Hồ Chí Minh, tháng 06 n m 2021

SỐ LIỆU CHO TRƯỚC:

1 Lực kéo trên băng tải F (N): 6700

2 Vận tốc vòng của băng tải V(m/s): 0,65

3 Đường kính tang D (mm): 200

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 @: 45 (độ)

7 Sơ đồ tải trọng như hình 2

Khố lượng sinh viên th c hi n: 01 bản thuyết minh tính toán gồm:

1 Chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền

2 Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài của HGT

3 Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng côn răng thẳng

4 Sơ đồ phân tích lực trên 2 trục

MỤC LỤC CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

1.1 Chọn động cơ điện………1

1.2 Phân phối tit số truyền………2

CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN THI T K BỘ TRUYỀN NGOÀI CỦA HỘP GIẢM TỐC 2.1 Chọn loại đai và tiết diện đai……… …………4

2.2 Chọn đường kính hai đai……… …4

2.3 Xác định khoảng cách trục a và chiều dài hai đai……… 5

2.4 Xác định góc ôm của bánh đai nhỏ……….5

2.5 Xác định số đai z……… ….5

2.6 Xác định chiều rộng bánh đai B ……… ……… 6

2.7 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục……… ……6

2.8 Bảng tổng hợp các thông số của bộ truyền đai……….…… 7

CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN THI T K BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN RĂNG THẲNG 3.1 Chọn vật liệu……… ……8

3.2 Xác định ứng suất cho phép………8

3.3 Chiều dài côn ngoài……… 9

3.4 Xác định các thong số ăn khớp……….10

3.5 Kiểm nghiệm rang về độ bền tiếp xúc……….….11

3.6 Kiểm nghiệm rang về độ bền uốn……… … 12

3.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải………14

3.8 Các thong số và kích thước bộ truyền……… 14

CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN HAI TRỤC CỦA HỘP GIẢM TỐC 4.1 Chọn vật liệu……… ……… 15

4.2 Xác định tải trọng tác dụng lên trục……….………16

4.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực……… …16

4.4 Tính và vẽ biểu đồ nội lực……… 17

4.5 Tính toán về độ bền mỏi……… ………23

4.6 Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh………26

Tài li u tham khảo……… ….27

CHƯƠNG 1 CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ

Hiệu suất động cơ :

= = 1.0,96.0.96 =0,894

Trong đó:

- 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:

= /n =

= 4,87 (kW) Tốc độ quay của trục công tác:

Chọn động cơ điện phải thỏa mãn điều kiện: = =750 1000 (vg/phút)

Tỉ số truyền bộ truyền bánh trụ răng nghiêng của hộp giảm tốc:

𝑢 = = = 2,9

Kiểm tra sai số cho phép về tỉ số truyền: 𝑢 𝑢 𝑢 = 2,9.4 = 11,6

Sai số cho phép: 𝑢 = |𝑢 -u| = |11,6 – 11,54| = 0,06 < 0.09 (thỏa)

=

= 680706 (Nmm) =

= 672971 (Nmm) =

CHƯƠNG 2 TÍNH TOÁN THI T K BỘ TRUYỀN NGOÀI

CỦA HỘP GIẢM TỐC

 Tính toán thiết kế bộ truyền đa t an :

Thông số đầu vào:

Công suất trên trục chủ động:

Góc nghiêng bộ truyền ngoài @: (độ)

2.1 Chọn loạ đa và t ết di n đa

Theo hình 3.2 chọn tiết diện là Ƃ

2.2 Chọn đườn kín 2 đa : 𝑑 , 𝑑

Đường kính bánh đai nhỏ d1 được chọn theo bảng 3.19, ta có d1

Kiểm tra vận tốc đai:

tra bảng 3.21 ta chọn = 510 (mm)

tỷ số truyền thực: =

=

= 2,89 sai lệch tỷ số truyền: u = | |.100% = |

|.100% = 0,34%  4%  thỏa mãn

2.3 Xác đ n k oản các trục a và c ều dà đa

Theo tỉ số truyền u = 2,89 và bảng 3.14 ta tính được:

a = 1,03 = 525 (mm) Kiểm tra a theo điều kiện:

1 2 1 2

0,55(d + d ) + h  a  2(d + d )  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:

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

i = =

= 3 lần/s < [i] = 10 (lần/s) Tính lại khoảng cách trục a theo công thức:

a = √  = 554 (mm) trong đó = = = 1156,7

P1 – công suất trên trục bánh đai dẫn (kW): P1 = 4,87 (kW)

Kđ – hệ số tải tĩnh (bảng 3.7): Kđ = 1,1

[Po] – công suất cho phép (kW),tra bảng 3.19: [Po] = 2,565 kW với đai Ƃ, v = 6,74 (m/s), d1= 180 (mm)

C – hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm 1, = , tra bảng 3.15: C = 0,92

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

Cu – hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền, tra bảng 3.17 với u= 2,9 : Cu = 1.14 P/[Po] = 4,87/2,565=1,9 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 sơ bộ bằng 2)

 z =

= 2,1 Chọn z = 3 (đai)

2.6 Xác đ n c ều rộn bán đa B

Chiều rộng bánh đai B được xác định theo công thức:

B = (z - 1)t + 2e = (3-1).19 + 2.12,5 = 63 (mm) trong đó: t, e – tra bảng 3.21

Fv = qm.𝑣 = 0.178 = 8,09 (N) trong đó: qm-khối lượng 1m chiều dài đai, tra bảng 3.22

Lực tác dụng lên trục:

Fr = 2Fozsin ( 1/2) = 2.232,71.3.sin(146,05/2) = 1335,43(N)

2.8 Bản tổn ợp các t ôn số của bộ truyền đa

CHƯƠNG 3 TÍNH TOÁN THI T K BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

CÔN RĂNG THẲNG

Thông số đầu vào :

Thiết kế bộ truyền bánh răng côn răng thẳng cấp nhanh của HGT 1 cấp với các số liệu P1= 4,63 (kW), n1 = 246,9 (v/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

NHE = NFE = 60cnt = 60.1.246,9.18000 = 26665

Trong đó: NHE, NFE – số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

c, n, t 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: t = 5.300.2.6 = 18000 giờ

Ta có: NHE2 NHE > NHo2 do đó KHL2 = 1

Tương tự NHE1 = NHE> NHo1 do đó KHL1 = 1 Như vậy theo (5.3), sơ bộ xác định được:

[ ] =  .KHL {





Bộ truyền bánh răng nón răng thẳng nên chọn [ ] có trị số nhỏ hơn của  và  : [ ] =  = 490,9

Ta có: NHE = NFE = 26665 Vì: NFE2 > NFO do đó KFL2 = 1 Tương tự NFE1 > NFO do đó KFL1 = 1 Bộ truyền quay 1 chiều K = 1

[ ] =  .K KFL 



Ứng suất quá tải cho phép được xác định:

 = 2,8. = 2,8.450 = 1260

 = 0,8. = 0,8.580 = 464

 = 0,8. = 0,8.450 = 360

3.3 Chiều dài côn ngoài

Được tính theo công thức (5.55):

T1 – mômen xoắn trên trục bánh răng dẫn

Với HB < 350: z1 = 1,6z1p = 1,6.17 = 27,2 (răng)

Chọn z1 = 27 (răng) Đường kính trung bình và môđun trung bình:

tính lại: mtm = mte(1-0,5Kbe) = 4(1-0,5.0,25) = 3,5(mm)

dm1 = z1 mtm = 27.3,5 = 94,5 (mm)

số răng bị dẫn:

z2 = uz1 = 4.27 = 108 (răng) chọn z2 = 108 (răng)

- Từ đó ta tính được: 𝑑 = = 3,5.108 = 378 (mm)

Do đó tỷ số truyền: um = =

= 4 Sai số tỷ số truyền: Δu = 100% = 0% < 2% (sai số cho phép của đề bài) Góc côn chia:

3.5 Kiểm nghi m r n về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng được tính theo công thức (5.63):

M: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp

ZM = 274 MPa1/3 (Tra bảng 5.4: Vật liệu của 2 bánh là thép)

Theo (5.70) vH = Hg v d (u 1)/uo m1 

Trong đó:

δH – hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 5.11: δH = 0,006

go – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2, tra bảng 5.12: go=73 (cấp chính xác 9)

Thay các trị số trên ta được:

3.6 Kiểm nghi m r n 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 (5.71):

[ ]

Ta có: KF = KFβKF KFv

δF – hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 5.11, δF = 0,016

go – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2, tra bảng 5.12: go=73 (cấp chính xác 9)

3.7 Kiểm nghi m r n về quá tải

Hệ số quá tải: Kqt = = 1 ( Do tải trọng tĩnh)

Để tránh biến dạng dư hoặc gãy giòn bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại phải thỏa điều kiện (5.42): = √

= 426,53 √ = 426,53 (MPa) ≤ [ ] = 1260 (MPa) Kiểm nghiệm quá tải về độ bền uốn theo công thức (5.43):

= √ = 80,1.√ = 80,1 (MPa) < [ ] = 464 (MPa)

= √ =81,91.√ = 81,91 (MPa) < [ ] = 360 (MPa)

3.8 Các thông số và kíc t ƣớc bộ truyền

CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN 2 TRỤC CỦA HỘP GIẢM TỐC

SƠ ĐỒ PHÂN TÍCH LỰC TRÊN 2 TRỤC HỘP GIẢM TỐC

4.1 Chọn vật li u

Chọn vật liệu chế tạo 2 trục là thép C45 tôi cải thiện:

Giới hạn bền là:

Giới hạn chảy là: 450 MPa

Ứng suất xoắn cho phép:

Xác định sơ bộ đường kính trục, đường kính trục thứ k ứng với

Đường kính các trục được xác định theo công thức 10.9

√

= √

= 39,08 (mm) Chọn d1 = 40 (mm)

√

= √

= 48,41 (mm) Chọn d2 = 50 (mm)

4.2 Xác đ nh tải trọng tác dụng lên trục

Lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng

Ft1= Ft2 =

1 1

Fk= 0,3.Ft1 = 1137,06 (N)

4.3 Xác đ nh khoảng cách gi a các gố đỡ và đ ểm đặt l c

Dựa theo bảng 10.2 trang 189 chiều rộng các ổ lăn là và

Chiều dài mayơ bánh đai: lm12 = 𝑑 mm

Với: Mu = √ ; T: Momen xoắn trên trục

Từ công thức và biểu đồ momen ta tính được:

- Ta tính được đường kính trục tại các tiết diện như sau:

Với: Mu = √ ; T: Momen xoắn trên trục

Từ công thức và biểu đồ momen ta tính được:

√

Trong đó [б] ứng suất cho phép của thép chế tạo trục, theo bảng 10.5 trang 195 - Đối với trục 2 ta được:

- Ta tính được đường kính trục tại các tiết diện như sau:

: hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng xuất tiếp tại mặt cắt j

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

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

: Mômen tổng tại tiết diện j

, – mô men cản uốn và mô men xoắn tại tiết diện j

Với thép C45 có :

Giới hạn bền kéo :

Giới hạn mỏi uốn :

Giới hạn mỏi xoắn :

Tra bảng 10.7 trang197 Ta được các hệ số ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến

độ bền mỏi ψ_ζ=0,1 ; ψ_η=0,05

Tại tiết diện (D) trên trục I (tiết diện lắp bánh răng có đường kính d = 30,5 mm)

- Đối với trục tiết diện tròn :

2784 (Nmm)

= 5568 (Nmm)

- Ứng suất pháp và tiếp sinh ra :

- Xác định các hệ số và đối với tiết diện nguy hiểm (D)

Theo công thức :

,

Trong đó : – hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt phụ thuộc vào

phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt cho trong bảng 10.8 trang 197, các chi tiết gia công trên máy tiện, yêu cầu đạt do đó: – 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

= 2,48

= 2,5 Vậy: với = 16,1 (MPa)



√

√ 4,47

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 nghi m trục về độ bền tĩn 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 : ζtd = √ ≤ [ζ] Trong đó: Trong đó: ζ =

η =

[ζ] = 0,8 = 0,8.450 = 360 MPa Trục I : ζ =

=

= 35,7 η =

=

= 14 Suy ra : ζtd = √ = 43,16 [ζ] = 360 MPa

Tài li u tham khảo

1 PGS.TS.Tr nh Chất - TS L V n Uyển : Tính toán thiết kế hệ dẫn động

cơ khí tập 1 NXB Giáo dục Vi t Nam ( 2010)

2 PGS.TS.Tr nh Chất - TS L V n Uyển : Tính toán thiết kế hệ dẫn động

cơ khí tập 2 NXB Giáo dục Vi t Nam (2010)