báo cáo bài tập lớn môn chi tiết máy đề tài 7 phương án 9 thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

ĐẠI HỌC QUỐC GIA TP HỒ CHÍ MINHTRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA BÁO CÁO BÀI TẬP LỚNMÔN CHI TIẾT MÁY ĐỀ TÀI 7 PHƯƠNG ÁN 9 THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Giảng viên lý thuyết: GS.TS Nguyễn Hữ

ĐẠI HỌC QUỐC GIA TP HỒ CHÍ MINH

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA

BÁO CÁO BÀI TẬP LỚN MÔN CHI TIẾT MÁY

ĐỀ TÀI 7 (PHƯƠNG ÁN 9)

THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Giảng viên lý thuyết: GS.TS Nguyễn Hữu Lộc Giảng viên bài tập: Ths Lê Thúy Anh

Lớp: L03

MỤC LỤC

ĐỀ BÀI

Thông số đầu vào:

1 Lực vòng băng tải: F= 4600 N

2 Vận tốc vòng: v= 1,2 m/s

3 Đường kính tang trống: D= 250 mm

1

4 Thời gian phục vụ: L= 7 năm

Quay một chiều, làm việc hai ca (1 năm làm việc 300 ngày, 1

ca làm việc 8 giờ).

 Thời gian phục vụ theo giờ: L h=7.300 2 8=33600 giờ

Chương 3: Bộ truyền bánh răng

1 Mômen xoắn trên trục của bánh dẫn T1=60,2912 Tỷ số truyền u= 4 Số vòng quay n=968 vòng/phút

2 Chọn vật liệu cho bánh dẫn và bánh bị dẫn : thép C45 tôi

cải thiện, độ cứng các bánh răng:HB1=250 ; H B2=228

3 Số chu kỳ làm việc cơ sở:

N HO 1=30 H B12,4=30 2502,4=1,71.107chu kỳ

N HO 2=30 H B22,4=30 2282,4=1,31.107chu kỳ

N FO 1=N FO 2=5.106chu kỳ

4.Số chu kỳ làm việc tương đương:

Do bánh răng làm việc với chế độ tải trọng và số vòng quay n không đổi nên:

N HE 1=60 c n Lh=60.1 968.33600=1,95 109chu kỳ

N HE 2=1,95 109: 4=4,87 108chu kỳ

N FE 1=N HE 1=1,95 109chu kỳ

N FE 2=N HE 2=4,87 108chu kỳ

Vì:

N HE 1>N HO 1 ; N HE 2>N HO 2 ; N FE 1>N FO 1 ; N FE 2>N FO 2

cho nên: K HL1=K HL2=K FL1=K FL2=1

5 Theo bảng 6.13, giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng xác định như sau:

Giới hạn mỏi tiếp xúc:

Giới hạn mỏi uốn;

6 Ứng suất tiếp xúc cho phép:

[σ¿¿H ]= σ 0 Hlim Z R Z V K L K XH

s H K HL¿ Khi tôi cải thiện s H=1,1, do đó :

[σ¿¿H 1]=σ HOlim1 0,9 K HL1

s H 1 =570.

0,9.1 1,1 =466,4 (MPa)¿

[σ¿¿H 2]=σ HOlim 2 0,9 K HL2

s H 2 =526.

0,9.1 1,1 =430,4(MPa)¿

Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán:

[σ H]=√0,5.([σ2H 1]+[σ2H 2] )=√0,5.(466,42+430,42)=448,76

7 Ứng suất uốn cho phép:

s F K FL¿

Chọn s F=1,75 , ta có:

[σ¿¿F 1]= σ 0 Flim1

s F 1 K FL1=450

1,75.1=257 MPa¿

[σ¿¿F 2]= σ 0 Flim 2

s F 2 K FL2=410,4

1,75 .1=234,5 MPa¿

8 Theo bảng 6.15 do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên

ψ ba=0,3 :0,5 ,chọn ψ ba=0,4 theo tiêu chuẩn, khi đó:

ψ bd=ψba (u+1)

0,4.(4+1)

Theo bảng 6.4, ta chọn: K Hβ=1,04 và K Fβ=1,08

9 Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng xác định theo công thức:

a w=430 (u+1) 3

√ T1 K Hβ

ψ ba [σ H]2 u=430.( 4+1)

3

√60,2912.1,040,4 430,42.4=128,11mm

Theo tiêu chuẩn, ta chọn a w=160 mm

10 Môđun răng m= (0,01:0,02) a w=1,2811:2,5622 mm

Theo tiêu chuẩn, ta chọn m =3 mm

11 Từ điều kiện 8 ° ≤ β ≤20 °

Suy ra: 2 a w cos 8°

m (u ± 1) ≥ z1≥

2 a w cos 20°

m (u ± 1)

2.160 cos 8°

3.(4+1) ≥ z1≥

2.160 cos 20°

3.(4+1)

21,12 ≥ z1≥ 20,05

Chọn z1=21 răng, suy ra số răng bánh bị dẫn:

z2=21.4=84 răng

Góc nghiêng răng:

β=arccos m.(z2+z1)

2 a w =arccos

3.(84+21)

2 160 ≈ 10,14 °

Bước pháp: p n=β π =10,14 π ≈ 31,86 mm

Bước ngang:

p t=p n cos ( β)=31,86.cos (10,14 )=31, 36 mm

Môđun pháp: m n=3 mm

Môđun ngang: m t= m n

cos ⁡(β )=

3

cos ⁡(10,14)=3,05 mm

12 Tỷ số truyền sau khi chọn số răng:

u= z2

z1=

84

21=4

13.Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền bánh răng:

Đường kính vòng chia:

d1=z1 m t=21 3,05=64,05 mm

d2=z2 m t=84 3,05=256, 2 mm

Đường kính vòng đỉnh:

d a 1=d1+2 m n=64,05+2.3=70,05 mm

d a 2=d2+2 m n=256,2+2.3=262,2 mm

Đường kính vòng chân:

d ρ 1=d1−2,5 mn=64,05−2,5.3=56,55 mm

d ρ 2=d2−2,5 mn=256,2−2,5.3=248,7 mm

Chiều rộng vành răng:

-Bánh bị dẫn: b2=ψ ba a=0,4.160= 64 mm

-Bánh dẫn: b1=b2+5=64+5= 69 mm

14 Vận tốc vòng bánh răng:

v1=π d1 n1

60000 =

π 63 968

60000 =3,19 m/s

15 Theo bảng 6.3 ta chọn cấp chính xác 9 với v gh=6 m/s

16 Hệ số tải trọng động theo bảng 6.5, ta chọn:

K Hv=1,11; KFv=1,22

Lực vòng: F t 1=F t 2=2.T1.103

2 60,2912.103 64,05 =1882,629 N

Lực hướng tâm:

F r 1=F r 2=F t 1 tan ⁡(∝n)

cos ⁡(β ) =

1882,629 tan ⁡(20) cos ⁡(10,14) =696, 094 N

17.Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc:

σ H=Z M Z H Z ε

d w1 .√2.T1 103 K Hβ K HV (u+1)

b w u

σ H=190 2,46.0,79

64,05 .√2.60291,2 1,04.1,11 ( 4+1)

64 4

σ H ≈ 300,6 MPa

Với Z M=190 MPa (do vật liệu là thépC 45)

Z H=√sin(2 α 4 cos ⁡(β) tw)=√4 cos ⁡(10,14)sin(2.20,29) =2,46 MPa

tan(∝ tw)=tan ⁡(α nw)

cos ⁡(β ) =

tan ⁡(20) cos ⁡(10,14) →∝ tw=20,29 °

Chọn ε α=1,6 → Zε=√ε1α=√1,61 =0,79 MPa

[σ H]=√0,5.([σ2H 1

]+[σ2H 2

] )=√0,5.(466,42

+430,42)=448,76

Do: σ H <¿[σ

H] ¿ nên điều kiện tiếp xúc được thỏa.

18 Hệ số dạng răng Y F :

Đối với bánh dẫn:

Y F 1=3,47+13,2

z1 =3,47+

13,2

21 ≈ 4,1

Đối với bánh bị dẫn:

Y F 2=3,47+13,2

z2 =3,47+

13,2

84 ≈ 3,63

Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng ( độ bền uốn):

- Bánh dẫn: [σ F 1]

Y F 1 =

257 4,1=62,68

- Bánh bị dẫn: [σ F 2]

Y F 2 =

234,5 3,63 =64,6

Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh dẫn có độ bền thấp hơn.

19 Ứng suất uốn tính toán theo công thức:

σ F 1=2 T I 103 Y F 1 K Fβ K FV Y ε Y β

2.60291,2 4,1 1,08.1,22.0,625 0,924

64,05 64.3

Trong đó :

Y ε= 1

ε α=

1

1,6=0,625

Y β=1−εβ β

120=1−0 897.

10,14

120 =0, 924

ε β=b sinβ

π m n=64, 05.

sin ⁡(10,14)

4 π =0,897

σ F 1=30,59 MPa ≤ 257 MPa

Do đó độ bền uốn được thỏa.