Bài tập lớn nguyên lí – chi tiết máy đề tài “ tính toán hệ dẫn động băng tải”

BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠOTRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT TP HỒ CHÍ MINH KHOA CƠ KHÍ CHẾ TẠO MÁYBÀI TẬP LỚNNGUYÊN LÍ – CHI TIẾT MÁY ĐỀ TÀI: “ TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI”Giảng viên HD: PG

BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO

TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT TP HỒ CHÍ MINH KHOA CƠ KHÍ CHẾ TẠO MÁY

BÀI TẬP LỚN

NGUYÊN LÍ – CHI TIẾT MÁY ĐỀ TÀI: “ TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI”

Giảng viên HD: PGS.TS Văn Hữu Thịnh

Trường ĐHSPKT TP HCM Khoa Đào tạo chất lượng cao Bộ môn Thiết kế máy

TIỂU LUẬN MÔN HỌC NGUYÊN LÝ- CHITIẾT MÁY

TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢIHK: II, Năm học: 2022-2023 Đề: 04Phương án: 01

Giảng viên môn học: PGS.TS Văn Hữu Thịnh Sinh viên thực hiện: Mai Hoàng Tiến

SỐ LIỆU CHO TRƯỚC:

1 Lực kéo trên băng tải (N): 2200F

2 Vận tốc vòng của băng tải (m/s): 1,3V

3 Đường kính tang (mm): 420D

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 @: 30 (độ)

7 Sơ đồ tải trọng như hình 2

Khối lượng sinh viên thực hiện: 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

1.1 Chọn động cơ điện 5

1.2 Phân phối tỉ số truyền 6

CHƯƠNG 2 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI CỦA HỘPGIẢM TỐC 8

2.1 Chọn loại đai và tiết diện đai 8

2.2 Chọn đường kính 2 đai: d 1, d 2 9

2.3 Xác định khoảng cách trục a và chiều dài đai 9

2.4 Xác định góc ôm của bánh đai nhỏ 10

2.5 Xác định số đai z 10

2.6 Xác định chiều rộng bánh đai B 10

2.7 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục .11

2.8 Bảng tổng hợp các thông số của bộ truyền đai 11

CHƯƠNG 3 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

3.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 15

3.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 17

3.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải 18

3.8 Các thông số và kích thước bộ truyền 19

CHƯƠNG 4 TÍNH TOÁN 2 TRỤC CỦA HỘP GIẢM TỐC 19

4.6 Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh 30Tài liệu tham khảo 31 CHƯƠNG 1 CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI

- 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:

Chọn trước tỉ số truyền uh của bài truyền đai thang: uh = 4 Tỉ số truyền bộ truyền bánh trụ răng nghiêng của hộp giảm tốc:

CHƯƠNG 2 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI CỦA HỘP GIẢM TỐC

Tính toán thiết kế bộ truyền đai thang

Thông số đầu vào:

Công suất trên trục chủ động:

Góc nghiêng bộ truyền ngoài @: 300 (độ)

2.1 Chọn loại đai và tiết diện đai

Theo hình 3.2 chọn tiết diện là Ƃ

2.3 Xác định khoảng cách trục a và chiều dài đai

Theo tỉ số truyền u = 3,03 và bảng 3.14 ta tính được a = 1,03 d2 = 525 (mm)

Kiểm tra a theo điều kiện:

0,55( d1+d2) + h ≤ a ≤2(d1+d2) ↔ 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:

Chọn theo tiêu chuẩn l = 2240 mm (bảng 3.13).

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

Với l/l0 = 2240/2240 = 1, C1 – hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai, tra bảng 3.16: C1 = 1

Cu – hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền, tra bảng 3.17 với u=3,03 : Cu = 1,14

P/[P¿ ¿0]¿ = 3,04/2,565 = 1,2

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 Trong đó: t,e – tra bảng 3.21

2.7 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên

Trong đó: qm – khối lượng 1m chiều dài đai, tra bảng 3.22 Lực tác dụng lên trục:

Fr = 2 F0zsin(∝1

2) = 2.221,39.2 sin146,05

2 = 846,98 (N)

2.8 Bảng tổng hợp các thông số của bộ truyền đai

CHƯƠNG 3 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ 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 = 3,04 (kW), n1 = 236,3 (vg/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

3.1 Chọn vật liệu

Theo bảng 5.1 ta chọn:

Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 ÷ 285, có giới hạn bền σb 1 = 850 MPa, giới hạn bền chảy σch1 = 580 Mpa, chọn độ rắn bánh răng dẫn HB1 = 250 Mpa.

Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192 ÷ 240, có giới hạn bền σb 2 = 750 Mpa, giới hạn bền chảy σch2 = 450 Mpa, chọn độ rắn bánh răng dẫn HB2 = 235 Mpa.

c, n , tΣ 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: tΣ = 5.300.2.6 = 18000 giờ

Ta có: N = N > N do đó K = 1

3.3 Chiều dài côn ngoài

Được tính theo công thức (5.55):

KR = 0,5 Kd = 0,5.100 = 50 MP a với Kd = 100 MP a ( Truyền động bánh răng côn răng thẳng bằng thép)

Kbe = 0,25 ( Kbe chỉ thay đổi trong phạm vi hẹp Kbe = 0,25 ÷

Theo bảng 5.19 chọn KHβ = 1,11(Sơ đồ I, trục bánh răng côn lắp trên đũa, răng thẳng, HB < 350)

T1 – mômen xoắn trên trục bánh răng dẫn

3.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng được tính theo công thức

ZM = 274 MP a (Tra bảng 5.4: Vật liệu của 2 bánh là thép)

Thay các trị số trên ta được:

3.6 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 (5.71):

= 0,57 tra bảng 5.19, KFβ = 1,25 (Sơ đồ I, giả sử trục bánh răng côn lắp trên ổ đũa, HB < 350)

KFa = 1 – Bánh răng côn răng thẳng

KFv – Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn

Bánh răng côn răng thẳng: mnm = mtm = 3,5 (mm) Từ đó ta có:

3.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Hệ số quá tải: Kqt = Tmax

T = 1 (Do tải trọng tĩnh) Để trán biến dạng dư hoặc gãy giòn bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại phải thỏa điều kiện (5.42):

σHmax = σH√Kqt≤ [σHmax]

= 359,17 √1 = 359,17 (MPa) ≤ [σHmax] = 1260 (MPa) Kiểm nghiệm quá tải về độ bền uốn theo công thức (5.43):

σF 1 max = σF 1√Kqt = 61,38 √1 = 61,38 (MPa) < [σF 1 max] = 464 (MPa)

σF 2 max = σF 2√Kqt = 62,76 √1 = 62,76 (MPa) < [σF 1 max] = 360 (MPa)

3.8 Các thông số và kích thước bộ truyền

Góc nghiêng của răng β 0

Giới hạn chảy là : σch = 450 MPa

Ứng suất xoắn cho phép: [τ] = 15 ÷ 30 MPa

Xác định sơ bộ đường kính trục, đường kính trục thứ k ứng với k = 1,2 Đường kính các trục được xác định theo công thức 10.9

Fr 1 = Ft 1tan 20 cosδ1 = 2600,23 tan 20 cos 14,040 = 918,13 (N) = Fa 2Fa 1 = Ft 1tan 20 sinδ1= 2600,23 tan 20 sin 14,040 = 229,6 (N) = Fr 2Fr = 916,03 (N)

Fk = 0,3.Ft 1 = 780,07 (N)

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

Dựa theo bảng 10.2 trang 189 chiều rộng các ổ lăn là b01 = 23 mm và

Các kích thước liên quan đến chiều dài trục chọn theo bảng 10.3 trang

+ M2y ; T: Momen xoắn trên trục Từ công thức và biểu đồ momen ta tính được:

dj = 3

√ Mtdj

0,1[σ ]

Trong đó [ σ] ứng suất cho phép cảu thép chế tạo trục, theo

bảng 10.5 trang 195 – Đối với trục 1 ta được: [ σ] = 56,5 MPa Ta tính được đường kính trục tại các tiết diện như sau:

d1(A ) = 31,41 mm

d1(B) = 32.33 mm

d1( )C = 37,82 mm

d1(D) = 31,4 mm

Xuất phát từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau:

d1(A ) = 31,5 mm

d1(B) = 32,5 mm

d1( )C = 38 mm

d1(D) = 31,5 mm

+ M2y ; T: Momen xoắn trên trục Từ công thức và biểu momen ta tính được:

Mtd( A ) = 568505 Nmm

Mtd( B) = 572612 Nmm

Mtd(C) = 621545 Nmm

Trong đó [σ ] ứng suất cho phép của thép chế tạo trục, theo bảng 10.5 trang 19 – Đói với trục 2 ta được: [σ ] = 50 MPa Ta tính được đường kính trục tại các tiết diện như sau:

d2(A ) = 48,45 mm

d2(B) = 48,56 mm

d2( )C = 49,91 mm

d2(D) = 48,32 mm

Xuất phát từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau:

4.5 Tính toán về độ bền mỏi

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

sj = sσj sτj

+ sτj

2≥ [s]

Trong đó: [s]: hệ số an toàn cho phép , [s] = (1,5 ÷2,5)

sσj, sτj: hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại mặt cắt j.

sσj = σ−1

Kσdj σaj+ψσ.σmj

sτj = τ−1

Kτdj τaj+ψτ τmj

Vì trục quay làm việc theo 1 chiều nên ứng suất pháp (uốn) biến đổi theo chu kì đối xứng:

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

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

Mj: Mômen tổng tại tiết diện j.

Wj, W0j – Mômen cản uốn và mômen xoắn tại tiết diện j Với thép C45 có:

Giới hạn bền kéo: σb = 750 MPa

Giới hạn mỏi uốn: σ−1 = 0,436 σb = 327 MPa Giới hạn mỏi xoắn: τ−1 = 0,58 σ−1 = 0,58.327 = 189,66 MPa

Tra bảng 10.7 trang 197 Ta được các hệ số ảnh hưởng của trị số ứng suất

Trong đó: Kx – hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt cho bảng 10.8 trang 197, các chi tiết gia công trên máy tiện, yêu cầu đạt Ra = 2,5 ÷0,63 μm do đó: Kx = 1,06

Ky – 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 Ky = 1 Dùng dao phay ngón đối với trục có rảnh then, theo bảng 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 nghiệm trục về độ bền tĩnh

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:

Tài liệu tham khảo

1) PGS.TS.Trịnh Chất – TS Lê Văn Uyển: Tính toán thiếtkế hệ dẫ động cơ khí tập 1 NXB Giáo dục Việt Nam (2010)

2) PGS.TS.Trịnh Chất – TS Lê Văn Uyển: Tính toán thiếtkế hệ dẫ động cơ khí tập 2 NXB Giáo dục Việt Nam (2010)