Bài tập lớn đề tài tính toán hệ dẫn động băng tải

TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT TP.HCM KHOA CƠ KHÍ CHẾ TẠO MÁY NGUYÊN LÍ CHI TIẾT MÁY BÀI TẬP LỚN ĐỀ TÀI: TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Giảng viên HD: PGS.TS Văn Hu Thnh... Ta chọn đ

TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT TP.HCM

KHOA CƠ KHÍ CHẾ TẠO MÁY

NGUYÊN LÍ CHI TIẾT MÁY BÀI TẬP LỚN

ĐỀ TÀI: TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Giảng viên HD: PGS.TS Văn Hu Thnh

Trường ĐHSPKT TP HCM Khoa Cơ khí Chế tạo máy Bộ môn Thiết kế máy

TIỂU LUẬN MÔN HỌC NGUYÊN LÝ – CHI TIẾT

MÁY

TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

HK: II, Năm học: 2020 – 2021 Đề: 02

Phương án: 17 Giảng viên môn học: PSG.TS Văn Hu Thnh

Sinh viên thực hiện: Hà Đức Hạnh MSSV: 19145371

SỐ LIỆU CHO TRƯỚC:

1 L ực kéo trên băng tải F (N): 3700 2 V n t c vòng cậ ốủa băng tải V (m/s): 1,35 3 Đường kính tang D (mm): 360 4 Số năm làm việc a (năm): 5

5 Số ca làm việc: 2 (ca), th i gian: 6h/ca, s ngày làm viờốệc: 300 ngày/năm 6 Góc nghiêng đường n i tâm b truy n ngoài @: 150 ốộề(độ)

7 Sơ đồ ả ọng như hình 2 t i tr

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

1 Chọn động cơ điện và phân ph i t s truy n ố ỉ ốề 2 Tính toán thi t k b truy n ngoài c a HGTế ế ộềủ 3 Tính toán thi t k b truy n c a HGTế ế ộềủ

1.3 Công su t c n thi t trên trấ ầếục động cơ 1

1.4 S ố vòng quay sơ bộ ủa động cơ c 1

2 Tính toán thi t k các thông s ế ếố đai 4

PHẦN III: TÍNH TOÁN THI T K C A B TRUY N C A H P GIẾẾ ỦỘỀỦỘẢM

2.3 Ki m nghiểệm răng về độ bền tiếp xúc 12

2.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 15

2.5 Ki m nghiểệm răng về quá tải 16

PHẦN IV TÍNH TOÁN THI T K ẾẾ TRỤC C A HỦỘP GI M T C 18ẢỐ 1 Chọn vật li u ch t o tr cệế ạụ .18

2 Xác định tải tr ng tác d ng lên tr cọụụ .19

3 Xác định kho ng cách gi a các gảữối đỡ và điểm đặ ự .19t l c

1

Phần I: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN – PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUY N Ề

1 Chọn động cơ điện

1.1 Công su t trên trấục công tác

- Công su t trên tr c công tác: ấ ụ P = F.v + ηbr= 0,98 (Hi u su t b truyệ ấ ộ ền bánh răng) + ηđ = 0,96 (Hi u su t b truyệ ấ ộ ền đai) + ηô = 0,99 (Hi u su t c a mệ ấ ủ ột cặp ổlăn) - Công su t c n thi t trên trấ ầ ế ục động cơ:

η= 5,47 (kW)

1.4 S ố vòng quay sơ bộ ủa động cơ c - S vòng quay trên tr c công tác: ố ụ

+ 𝑢 = 5ℎ (Tỉ ố s truy n c a h p gi m t c 1 cề ủ ộ ả ố ấp bánh răng trụ răng nghiêng) + 𝑢 = 2đ (Tỉ ố s truyền của b truyền bánh đai) ộ

- S ố vòng quay sơ bộ ủa động cơ: c

- Chọn t s truy n cỉ ố ề 𝑢đ ủa b truyộ ền đai thang: uđ= 2,5

- T s truy n b truyỉ ố ề ộ ền bánh trụ răng nghiêng của hộp giảm tốc:

Công suất trên bánh đai dẫn: Pm= 5,48 kW Tốc độ quay của bánh đai dẫn: nđc= 716 (vg/ )ph T s truyỉ ố ền: uđ= 2,5

- Chọn ti t diế ện đai:

D a vào thông sự ố đầu vào, t ditiế ện đai thang được ch n d a theo công suọ ự ất Pm và tốc độ quay nđc c a bánh ủ đai dẫn b ng ( ả đồ th hình 3.2) Ta chọn được đai hình thang thường có tiết diện là Ƃ

2 Tính toán thi t k các thông s ế ếố đai

Thỏa mãn điều kiện - Tính chiều dài đai:

l =2a+ 0,5π(d1+ d2) + (d − d2 1)2/( )4a

2.491+ 0,5.3,14(180 + 450) + 450 − 180)( 2/(4.491) = 2009 (mm) Chọn theo tiêu chuẩn l = 2000 mm

- Kiểm nghi m v ệ ề điều ki n ti u thệ ể ọ

Cα= 0,91: h s k n ệ ố ể đế ảnh hưởng của góc ôm với α1= 148° Cl= 0,97: hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai với l l

0=2000 2240= 0,89 Cu= 1,136 : h s k ệ ố ể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền với u = 2,55

Cz= 0,95 ( ứng với z sơ bộ b ng 2 ) : h s k ằ ệ ố ể đến ảnh hưởng c a s phân b ủ ự ố không đều tải trọng cho các dây đai.

Với Fv= q vm 2 : Lực căng do lực li tâm sinh ra

Tiết diện đai loại Ƃ, tra bảng 4.22 ta được qm= 0,178 kg/m

Lực căng tác dụng lên trục Fr 2254,2 N

Do không yêu cầu gì đặc bi t v v t liệ ề ậ ệu và quan điểm th ng nh t hóa thi t kố ấ ế ế ở đây ta chọn vật li u 2 cệ ấp bánh răng như sau:

- Theo b ng 5.2 v i thép 45 tôi cả ớ ải tiến đạt độ ứng HB c 180 350÷ có: + Ứng su t ti p xúc cho phép: ấ ế 0σHlim= 2.HB + 70 (MPa)

+ Ứng su t u n cho phép: ấ ố 0σFlim= 1,8 HB (MPa) + H s an toàn khi tính v p xúc: ệ ố ề tiế S = 1,1H

- S chu kố ỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử v uề ốn: NFO= 4.106 - S chu kố ỳ thay đổi ứng suất tương đương: NHE, NFE

+ Ka= 43 (MPa1/3): hệ số phụ thuộc vào v t li u cậ ệ ủa cặp bánh răng & loại răng (răng nghiêng)

+ ubr= 4: t s truyỉ ố ền của h p gi m tộ ả ốc + (u + 1)br : bánh răng ăn khớp ngoài

+ T1= 173727 Nmm: momen xo n trên trắ ục bánh răng dẫn + σH= 494 225, MPa: ứng su t ti p xúc cho phép ấ ế

+ ψ = 0,4ba : bánh răng đối xứng với các ổ trong h p gi m t c (tra bộ ả ố ảng 5 ) 5 + Theo (5.17): ψ = 0, ψbd 53 ba(ubr+ 1 = 0, 0,4 4 + 1 = 1,) 53 ( ) 06

Tra b ng 5.6 ả KHβ= 1,05: hệ ố ể đế s k n phân bố không điều t i tr ng trên ả ọ chi u rề ộng vành răng khi tính về tiếp xúc

Do bánh tr ụ răng nghiêng nên: 8° ≤ β ≤ 20°

Chọn sơ bộ 𝛽 = 10°, theo công th c (5.23) s ứ ố răng bánh nhỏ: Z1= 2a ×cos βw

mn×(ubr +1)=2.165.cos 10°

2,5 4+1() = 25 99, V y chậ ọn: Z1= 26 răng

12

S ố răng bánh b dẫn: Z2= u Zbr 1= 4.26 104= răng T s truy n th c t : ỉ ố ề ự ế u =104

26 = 4 Sai s t s truyố ỉ ố ền ∆u =4−4

4 100% 0%= <2% thỏa điều kiện 2.3 Ki m nghiểệm răng về độ bền tiếp xúc

- Ứng su t ti p xúc trên mấ ế ặt răng làm việc:

+ Theo công th c (5.27) ứ tan β = cos α tan βb t Đối với bánh răng nghiêng không dch chỉnh:

α = α = arctan(tw t tan α

cos β) = arctan( tan 20°

0,9848) =20,284° Theo tiêu chu n TCVN1065-71: ẩ α = 20°

tan βb= cos20,284° tan10°= 0,1654=> β = 9,39°b + Theo công th c (5.26) ứ ZH= √2 cos βb

15 2.4 Ki m nghiểệm răng về độ bền uốn

- Ứng su t u n sinh ra tấ ố ại chân răng được xác đnh theo công th c (5.38) và ứ

Như vậy thỏa điều kiện độ ề b n uốn.

2.5 Ki m nghiểệm răng về quá tải

- H s quá tệ ố ải Kqt=Tmax

T = 2,2

- Đề tránh bi n dế ạng dư hoặc gãy giòn bề mặt:

+ Ứng su t ti p xúc cấ ế ực đại ph i thả ỏa điều ki n theo công th c (5.42): ệ ứ σHmax= σH√Kqt= 492,5 2,2 =√ 730,5 MPa < [σH]max= 1260 MPa + Ứng su t u n cấ ố ực đại phải thỏa điều kiện theo công th c (5.43): ứ σF1max= σF1√Kqt= 103 74, √2,2 = 153,87 MPa < [σF1]max= 464 MPa

σF2max= σF2√Kqt= 96 75, √2,2 = 143,5 MPa < [σF2]max= 360 MPa Các thông s ố thỏa mãn điều kiện

- Xác đnh sơ bộ đường kính trục, đường kính trục th ứ k ứng v i k=1;2 ớ - Đường kính các trục được xác đnh theo công thức (10.9) :

3 Xác định kho ng cách gi a các gảữối đỡ và điểm đặt lực

- D a theo b ng 10.2 chi u r ng các ự ả ề ộ ổ lăn là b01= 22,6 mmvà b02=

- Chuy n mô hình tính toán t chi ti t máy v mô hình s c b n v t li u ể ừ ế ề ứ ề ậ ệ - Phương trình cân bằng momen tại A theo phương Y:

∑ MA= 0 ↔ Fr1 AB + Ma1− YC AC − Fđy AD = 0 ↔ F l + M − Yr1 12a1C l11− Fđ sin(180− @ l) 13= 0

Trong đó [σ1] – ứng su t cho phép c a thép ch t o tr c I, tra b ng (10.5) và ấ ủ ế ạ ụ ả với d1 = 39 mm, ta được: [σ1] = 57 15, MPa

Từ đó, ta lần lượt tính được các đường kính trục qua các ti t di n t i B, C và ế ệ ạ

Tr s dố j tại các ti t di n lế ệ ắp ổ lăn, bánh lăn, bánh đai và khớp n i ph i l y theo ố ả ấ tiêu chuẩn nên ta có được:

dA(1)= dC(1)= 35 mm dB(1)= 38 mm dD(1)= 30 mm

- Chuy n mô hình tính toán t chi ti t máy v mô hình s c b n v t li u ể ừ ế ề ứ ề ậ ệ - Phương trình cân bằng momen t D ại theo phương Y:

Trong đó [σ2] – ứng suất cho phép của thép chế tạo trục I, tra bảng (10.5) và với d2 = 49 mm, ta được: [σ2] = 50,65 MPa

Từ đó, ta lần lượt tính được các đường kính trục qua các ti t di n t i B, C và ế ệ ạ

Tr s dố j tại các ti t di n lế ệ ắp ổ lăn, bánh lăn, bánh đai và khớp n i ph i l y theo ố ả ấ tiêu chuẩn nên ta có được:

dA(2)= 50 mm dB(2)= dD(2)= 50 mm dC(2)= 52 mm

29 5 Tính toán v b n mề độ ềỏi

- K t c u tr c v a thi t kế ấ ụ ừ ế ế đảm bảo được độ ề b n m i n u h s an toàn t i các ỏ ế ệ ố ạ tiết di n nguy hi m thệ ể ỏa mãn điều kiện:

sj= sσj sτj √sσj2 + sτj2

≥ [s]

Trong đó: [𝑠] = (1,5 ÷ 2,5) ệ ố: h s an toàn cho phép

s , sσj τj: h s an toàn ch xét riêng ng ệ ố ỉ ứ suất pháp và h s an toàn ệ ố chỉ xét riêng ng xu t ti p tứ ấ ế ại tiết di n j ệ

30

+ V i W và W là momen c n u n và momen c n xoớ joj ả ố ả ắn tại ti t di n j c a tr c, ế ệ ủ ụ được xác đnh theo bảng (10.6)

+ D a vào k t c u tr c và biự ế ấ ụ ểu đồ momen tương ứng, có thể thấy ti t diế ện nguy hiểm đối với các trục là:

Trục I: v trí l ắp bánh răng B, v trí lắp ổ lăn C, v trí lắp bánh đai D Trục II: v trí l p  ắ khớp n i A, v trí lố  ắp ổ lăn B, v trí lắp bánh răng C + Chọn l p ghép: Các ắ ổ lăn lắp trên trục theo k6, bánh răng, bánh đai, nối trục

31

Theo b ng (10.12) khi dùng dao phay ngón, h s t p trung ng su t t i rãnh ả ệ ố ậ ứ ấ ạ then ứng v i v t li u có = 600 MPa là ớ ậ ệ σb Kσ = 1,76, Kτ = 1,54 Theo b ng ả (10.10) tra h sệ ố kích thước εσ và ετ ứng với đường kính của ti t di n nguy ế ệ hiểm, t ừ đó xác đnh được tỉ s ố Kσ/εσ và Kτ/ετ t i rãnh then trên các ti t diạ ế ện này Theo b ng (10.11) ả ứng v i ki u lớ ể ắp đã chọn, σb= 600 MPa và đường kính của ti t di n nguy hiế ệ ểm tra đượ ỉ ố Kc t s σ/εσ và Kτ/ετ do lắp căng tại các tiết diện này, trên cơ sở đó dùng giá tr ớn hơn trong hai giá tr l của Kσ/εσ tính để Kσd và giá tr l ớn hơn trong hai giá tr c ủa Kτ/ετ tính để Kτd

B ng kảết quả tính toán h số ệan toàn đố ới v i các ti t di n cếệủa hai trục:

32 6 Tính kiểm nghiệm độ bền c a then ủ

V i các ti t di n tr c dùng m i ghép then cớ ế ệ ụ ố ần tiến hành ki m nghi m mể ệ ối ghép về độ b n dề ập theo (9.1) và độ ề b n c t theo (9.2) Chi u dài then chắ ề ọn l = 1,35d; k t ế quả tính toán như sau:

B ng kảết quả tính toán kiểm nghiệm then đối với các tiết diện trục:

33

TÀI LI U THAM KH O ỆẢ

1 PGS.TS Trnh Chất - TS Lê Văn Uyển : Tính toán thi t k h dế ế ệ ẫn động cơ khí tập m t ộ NXB Giáo d c Viụ ệt Nam ( 2010)

2 PGS.TS Trnh Chất - TS Lê Văn Uyển : Tính toán thi t k h dế ế ệ ẫn động cơ khí hai NXB Giáo d c Vi t Nam (2010) ụ ệ

3 PGS.TS Văn Hu Thnh: Các file hướng dẫn tính toán ti u luể ận