tiểu luận nguyên lý chi tiết máy tính toán hệ dẫn động băng tải

BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO

TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT TP.HCMKHOA CƠ KHÍ CHẾ TẠO MÁY

TIỂU LUẬN NGUYÊN LÝ – CHI TIẾT MÁY

TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Khoa : Cơ khí Động LựcBộ môn: Thiết kế máy

TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Đề số: 02 – Phương án: 4

Giảng viên môn học : PGS.TS Văn Hữu Thịnh Sinh viên thực hiện : Nguyễn Hoàng Nguyên

MSSV : 21147022

I ĐỀ BÀI

SỐ LIỆU CHO TRƯỚC

1 Lực kéo trên băng tải F ( N ): 2000 N 2 Vận tốc vòng của băng tải V(m/s):1,5 m/s 3 Đường kính tang D (mm): 450 mm

4 Số năm là việc a(năm): 5 năm

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 @:150

7 Sơ đồ tải trọng như hình 2

MỤC LỤC

Phần 03: BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG

Trong đó: ηnt – hiệu suất nối trục;

ηol – hiệu suất 1 cặp ổ lăn; ηbr – hiệu suất 1 cặp bánh răng; ηx – Hiệu suất bộ đai

- Công suất cần thiết trên trục động cơ:

Pct = Pt

η = 0,916 = 6.6 (kW)

- Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ :

n = 60000 vπ D = 60000 1, 2π 360 = 63,66 (v/ph)

- Hệ truyền động cơ khí bộ truyền đai thang và hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng trụ

răng nghiêng, theo bảng 2.2 t chọn ud = 2, uh = 5 Tỉ số truyền chung sơ bộ:

Phần 2 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI1 Thông số đầu vào

- Công suất trên trục dẫn: P1=6,56 (kW )

- Tốc độ quay trên trục dẫn:n1= 720(vòng/phút),

- TST cho bộ truyền đai: ud=3,15

2 Chọn loại đai và tiết diện đai

Dựa vào bảng 4.26 chọn đường kính tiêu chuẩn:

z = P1× Kđ

[P0]×Cα×CL× Cu×Cz

Trong đó:

Công suất trên trục dẫn: P1 = 3,28 (kW) Công suất cho phép: [P0] = 2,6

Trị số của hệ số tải trọng động Kđ : Theo bảng (4.7)

8 Đường kính ngoài của bánh đai

- Đường kính ngoài bánh đai nhỏ:

da 1=d1+2h0 =180+2×4,2 =188,4 (mm)

- Đường kính ngoài bánh đai lớn:

da 2=d2+2h0 =560+2×4,2 =568,4 (mm)

9 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

- Lực căng trên 1 đai được xác định theo công thức:

10 Tổng hợp các thông số bộ truyền đai

Phần 3 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC1 Thông số đầu vào

- Công suất trên trục bánh răng dẫn:P1=6,24(Kw)

- Tốc độ quay trục bánh răng dẫn:n1=228,57(vg/phút)

- Tỉ số truyển: u=uh = 3,6

- Mô men xoắn trên trục bánh răng dẫn: T1=T1=260717(N mm)

- Thời gian làm việc Lh : 300 ngày/năm, 2 ca/ngày, 6 giờ/ca

Tổng số giờ làm việc của bánh răng: tΣ = 6×2×300×5 = 18000 giờ

- Theo 6.6[1], vì bộ truyền tải trọng không đổi:

+ Ka = 49,5 bảng 6.5 [1] trang 96 loại răng thẳng + u : tỷ số truyền của bộ truyền đang tính, u = 4

- Bánh trụ răng nghiêng: Chọn sơ bộ β=10

- Số răng Z1 theo công thức (6.31)[1] Vậy góc nghiêng bánh răng là: β = 12o

- Tính lại khoảng cách trục theo công thức (6.21)

aw=¿ m× zt

2,5× 133

8 Kiểm tra độ bền tiếp xúc σH

Theo công thức 6.33 ([1] trang 105) ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt mặt của bộ

- Đối với bánh răng nghiêng tra bảng 6.14/trang 107 KHα =1,13.

- Theo công thức 6.14/trang 107.

KHv=1+vH× bw× d w1

2 × KHβ× KHα

vH=δH g0 v √aw

u = 0,002 ×73 ×0,89 ×√1703,6=0,89 (m/s)

δH = 0,002 : Hằng số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp tra bảng 6.15/trang 107 g0= 73 : Hằng số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch các bước răng bánh 1 và 2 tra bảng

Theo công thức 6.43, 6.44 ([1] trang 108):

11 Kiểm nghiệm răng về quá trình tải

- Theo công thức (6.48) và (6.49) Kqt = 1

σF 1 = σH×√Kqt = 352,44×1 = 352,44 MPa < [σH]max (Thỏa điều kiện bền)

σF 1 max = σF 1× Kqt = 59,35 ×1 = 59,35 MPa < [σF 1]max (Thỏa điều kiện bền)

σF 2 max = σF 2× Kqt = 55,93 ×1 = 55,93 MPa < [σF 2]max (Thỏa điều kiện bền)

12 Các thông số khác của bánh răng

Lực hướng tâm: Fr=Ft 1 tanαtcos β =

3523 tan 20°

0,978 =1311(N)

Lực dọc trục: Fa 1=Ft 1 tanβ=3523 tan12 °=749(N )

13 Tổng kết các thông số bộ truyền bánh răng

- Chọn thép 45 tôi cải thiện b = 600 MPa.

- Ứng suất uốn cho phép :   12 20MPa

5 Tính khoảng cách gối đỡ và các điểm đặt lực

- Chiều rộng ổ lăn (bảng 10.2 trang 189[1])

TRỤC II

- Tính Moment và chọn đường kính tại các tiết diện nguy hiểm

7 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi và độ bền tĩnh khi quá tải:

Xác định hệ số Kσd và Kτd(Theo công thức (10.15) và công thức (10.16)

Các trục gia công trên máy tiện.Tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đặt Ra = 2,5…0,63 Theo bảng 10.8 - Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt Kx = 1,06.

Không dùng các phương pháp tăng bề mặt nên Ky = 1

σ−1 , τ−1:giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng Thép C45 có σb=600MPa

Vậy đường kính trục tại tiết tiện B thỏa độ bền mỏi

- Tại tiết diện C:

Vậy đường kính trục tại tiết tiện C thỏa độ bền mỏi

Vậy đường kính trục tại tiết tiện F thỏa độ bền mỏi

Tại tiết diện G:

Ta thấy, tất cả các giá trị s > [s] = 2,5

→ Do đó các tiết diện nguy hiểm trên cả 2 trục đều đảm bảo an toàn về độ bền mỏi

8 Kiểm nghiệm độ bền tĩnh của đường kính trục tại tiết diện

+3× 15,202=29,58 MPa ≤[σ]→ Thỏa điềukiện

Tại tiết diện C

σtd=√8,032+3 ×10,842=20,42 MPa ≤[σ]→ Thỏa điều kiện

Tại tiết diện G

+3× 14,082

=49,79 MPa ≤[σ]→ Thỏa điềukiện

Như vậy tại các tiết diện đều thỏa điều kiện về độ bền tĩnh