Bài tập lớn nguyên lý chi tiết máy Đề tài ”tính toán hệ dẫn Động băng tải

Xác định đường kính của các tiết diện thành phần của trục .... Xác định đường kính của các tiết diện thành phần trục 4.1.. Tính toán phản lực, momen uốn và đường kính trục tại các tiết

TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT TP.HCM

KHOA ĐÀO TẠO CHẤT LƯỢNG CAO

BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY

- 

-BÀI TẬP LỚN

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

M3C L3C

PHẦN 1:CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 4

1 Chọn động cơ điện 4

2 Phân phối tỉ số truyền 4

PHẦN 2: THIẾT KẾ BÔE TRUYỀN ĐAI THANG 5

1 Chọn loại và tiết diện đai thang 5

2 Đường kính các bánh đai d1, d2 5

3 Khoảng cách trục a 6

4 Chiều dài đai l 6

5 Kiểm nghiệm tuổi thọ……… …… 6

6.Tính lại khoảng cách trục 6

7 Tính góc ôm……… 6

8 Tính số đai Z……… 6

9.Chiều rộng bánh đai………7

10 Lực tác dụng lên các trục……….7

PHẦN 3: THIẾT KẾ BÔE TRUYỀN BÁNH RĂNG 8

1 Chọn vật liệu 2 bánh răng 8

2 Xác định ứng suất cho phép 8

3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục 9

4 Xác định các thông số ăn khớp 9

5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 10

6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 11

7 Kiểm nghiệm răng về quá tải 12

PHẦN 4: THIẾT KẾ TRGC CỦA HÔEP GIẢM TỐC 13

1 Chọn vật liệu 13

2 Xác định tải trọng tác dụng lên trục 14

3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 15

4 Xác định đường kính của các tiết diện thành phần của trục 16

5 Tính toán về độ bền mỏi 22

6 Tính kiểm nghiệm độ bền của then 24

I Chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền:

P ct=P

η=5,8750.913=6,43(kW )

Số vòng quay trên trục công tác :

n=60000× v

π × D =60000× 1,25

π × 320 =74,6(vg

ph)

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

nghiêng, theo bảng TST ta chọn: u đ =2;u h=5

Tỉ số truyền chung sơ bộ: u sb =u đ × u h=10

Số vòng quay sơ bộ của động cơ: n sb =n ×u sb=746,039(vg

ph)

Chọn n sb=750(vg

ph)Chọn động cơ điện thỏa mãn: P đc ≥ P ct =6,43(kW )

2 Phân phối tỉ số truyền:

Tỉ số truyền chung: u=n đc

n=73074.6=9,79

Chọn u đ=2 suy ra tỉ số truyền bánh trụ răng nghiêng của hộp giảm tốc:

u h=u

u đ=9.79

2 =4.9Kiểm tra sai số cho phép về tỉ số truyền:

u t =u đ ×u h =2× 4.9 9.8=

∆ u=|u t −u|=|9,8−9,79|=0,01<0,09 thỏa điều kiện về sai số cho phép

Tính Công suất trên các trục:

P=5,88(kW )

P3=P=5,88 (kW )

P2=P

η ô=5,8750,99=5,93(kW )

P1= P2

η ô η br

= 5,9340,99×0,98 =6,12(kW )

n3=n2=74,49Momen xoắn trên các trục:

II Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài của HGT (Bộ truyền đai thang)

Thông số đầu vào

Công suất trên bánh đai

dẫn

P m =6,44 kW

Tốc độ quay của bánh đai

ph)

1 Chọn đai và tiết diện đai

Chọn tiết diện đai B

0,55(d1+d2)+h=0,55 ×(280+560)+13,5=475

2(d1+d2)=2 ×( 280 560+ )=1680

Như vậya=672 mm thỏa điều kiện 475 672 1680< <

4 Chiều dài đai L

Chiều dài đai được tính theo công thức:

5 Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ

Số vòng chạy của đai trong 1 giây:

i=v

l=12,232,7 =4,53<[i]=10

6 Tính lại khoảng cách trục a theo công thức:

9 Chiều rộng bánh đai B:

Chiều rộng bánh đai B được tính theo công thức:

B =(z−1 )t +2 e=( 2 1 − ) ×19+2 12,5 44× = (mm)

Trong đó: t = 19 và e = 12,5 tra bảng 4.21 với tiết diện đai thang là Ƃ

Đường kính ngoài của bánh đai:

Thông số sau khi tính toán :

III Tính toán bộ truyền của HGT

Thông số đầu vào

uh = 4,9

Công suất đầu vào P =6,12 kW1

Công suất đầu ra P =5,93 kW2

Tốc độ đầu vào n = 365 v/p1

Tốc độ đầu ra n = 74,49 v/p2

Thời gian làm việc :

Số ca làm việc: 2 ca, thời gian: 6h/ca, số ngày làm việc: 300 ngày/ năm

[σ H 2]=510 1.1,1 =464(MPa)

Bộ truyền bánh trụ răng nghiêng, do đó :

[σ F 2]=396× ×1 11,75 =226,3 (MPa)

Ứng suất quá tải cho phép:

[σ H]max =2,8 σ ch2=2,8×396=1108,8( MPa)

5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Theo (6.3.3) ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

σ H =Z M Z H Z ε√2T1K H (u+1)

b w u d w 1

2

Z M=274¿

Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:

d w 1= 2a w (u m+1)=

K H =K Hα K Hβ K Hv =1,13 ×1,13 ×1,01 1,29=Thay các giá trị tính được

Như vậy σ H =392,31 (MPa)<475(MPa)=[σ¿¿H]¿ nên thỏa điều kiện về độ bền tiếp xúc.

6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân rang được tính theo công thức :

Hệ số kể đến độ nghiêng của răng: Y β=1− β

Như vậy thỏa điều kiện bền uốn.

7 Kiểm nghiệm răng về quá tải.

Với hệ số quá tải K qt=T max

σ F 1 max =σ F 1√K qt =96,45×√1=96,45 MPa<374,4 MPa=[σ F 1]max

σ F 2 max =σ F 2√K qt =86,8×√1=86,8 MPa<316,8 MPa=[σ F 2]max

Góc nghiêng của răng β =18,46 °

Số răng của bánh răng z1=22 , z2=107

IV THIẾT KẾ TRGC CỦA HÔEP GIẢM TỐC

1 Chọn vật liệu chế tạo trục

- Chọn vật liệu chế tạo 2 trục là thép C45 thường hoá:

+ Giới hạn bền là: σb = 600 MPa

+ Giới hạn chảy là: σch = 340 MPa

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

+ Chọn [τ1] = 15MPa cho trục vào của hộp giảm tốc

+ Chọn [τ2] = 30MPa cho trục ra của hộp giảm tốc

- 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) :

d2≥3

√ T20,2.[τ2]=

3

√7607690,2 30 = 50,24 mm => Chọn d2=51 mm

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

- Dựa theo bảng 10.2 chiều rộng các ổ lăn là b01 = 22,6 mm và b02 = 26,6 mm

- Chiều dài mayơ bánh trụ răng nghiêng thứ nhất trên trục I :

l m 12=( 1,2 1,5÷ ) d1=( 45,6 57÷ )mm=¿Chọnl m 12=53 mm

- Chiều dài mayơ bánh đai trên trục I:

l m 13 =( 1,2 ÷1,5) d1=( 45,6 57÷ )mm=¿Chọnl m 13=53mm

- Chiều dài mayo bánh trụ răng nghiêng thứ hai trên trục II:

4 Xác định đường kính của các tiết diện thành phần trục

4.1 Tính toán phản lực, momen uốn và đường kính trục tại các tiết diện

- Chuyển mô hình tính toán từ chi tiết máy về mô hình sức bền vật liệu

- Phương trình cân bằng momen tại A theo phương Y:

- Phương trình cân bằng momen lực theo phương x:

T: Momen xoắn trên trục, T1 = 160048 Nmm.

Từ công thức và biểu đồ momen, lần lượt ta tính được momen uốn tại các vị

với d1 = 39 mm, ta được: [σ1] = 57,15 MPa

Từ đó, ta lần lượt tính được các đường kính trục qua các tiết diện tại B, C và

=0 Nmm, để phù hợp với kết cấu cũng như lắp đặt, nên chọn đường

kính tại A bằng đường kính tại C, nên d A

( ) 1

=d C

(1 )=¿ 32

Trị số dj tại các tiết diện lắp ổ lăn, bánh lăn, bánh đai và khớp nối phải lấy theo

tiêu chuẩn nên ta có được:

4.1 Tính toán phản lực, momen uốn và đường kính trục tại các tiết diện trên trục I:

- Chuyển mô hình tính toán từ chi tiết máy về mô hình sức bền vật liệu

- Phương trình cân bằng momen tại D theo phương Y:

- Tính momen uốn tương đương :

M tdj=√M2xj

+0,75 T2

(N.mm) với M j=√M2x j

+M2yj T: Momen xoắn trên trục, T2 = 760769 Nmm.

Từ công thức và biểu đồ momen, lần lượt ta tính được momen uốn tại các vị trí A, B, C, D:

Từ đó, ta lần lượt tính được các đường kính trục qua các tiết diện tại B, C và D:

5 Tính toán về đô E bền mỏi

- Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết

diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện:

+ Với Wj và Woj là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện j của trục,

được xác định theo bảng (10.6)

+ Dựa vào kết cấu trục và biểu đồ momen tương ứng, có thể thấy tiết diện

nguy hiểm đối với các trục là:

Trục I: vị trí lắp bánh răng B, vị trí lắp ổ lăn C, vị trí lắp bánh đai D

Trục II: vị trí lắp khớp nối A, vị trí lắp ổ lăn B, vị trí lắp bánh răng C.

+ Chọn lắp ghép: Các ổ lăn lắp trên trục theo k6, bánh răng, bánh đai, nối trục

theo k6 kết hợp với lắp then

Với kích thước của then tra theo bảng (9.1a)

6 Tính kiểm nghiệm độ bền của then

Với các tiết diện trục dùng mối ghép then cần tiến hành kiểm nghiệm mối ghép

về độ bền dập theo (9.1) và độ bền cắt theo (9.2) Chiều dài then chọn l =

1,35d

TÀI LIỆU THAM KHẢO

1 PGS.TS Trịnh Chất - TS Lê Văn Uyển : Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí

tập một NXB Giáo dục Việt Nam ( 2010)

2 PGS.TS Trịnh Chất - TS Lê Văn Uyển : Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí

hai NXB Giáo dục Việt Nam (2010)

3 PGS.TS Văn Hữu Thịnh: Các file hướng dẫn tính toán tiểu luận