Bài tập lớn số 2 Chi tiết máy - Đề số 5: Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải - Hoàng Thu Thảo
Trường Đại Học Bách Khoa TP. Hồ Chí Minh
Khoa Môi Trường
Bộ môn Thiết Kế Máy
Bài tập lớn số 2
CHI TIẾT MÁY
Sinh viên thực hiện : Hoàng Thu Thảo
ĐỀ TÀI
MSSV :91303701
Đề số 5 : THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
Phương án số : 1
1
3
2
4
5
➢ Hệ thống dẫn động băng tải gồm :
1- Động cơ điện 3 pha không đồng bộ ; 2- Bộ truyền đai thang ; 3- Hộp giảm tốc
bánh răng nón một cấp ; 4-Nối trục đàn hồi; 5- Băng tải.
➢ Số liệu thiết kế
- Công suất trên trục băng tải, P: 6 KW
- Số vòng quay trên trục tang dẫn, n: 152 v/ph
- Thời gian phục vụ, L = 5 (năm)
- Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ.
( 1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ )
- Chế độ tải : T1 = T ; T2 = 0.9T ; t1 = 37 giây ; t2 = 48 giây
PHƯƠNG ÁN 1
P,KW
6
n,v/ph
152
L, năm
t1, giây
37
t2, giây
48
T1
T
T2
5
0.9T
❖ Yêu cầu : Tính các bộ truyền trong hộp giảm tốc (bánh răng, trục vít).
Bài Làm
Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng nón một cấp
❖ Bảng đặc tính (từ bài 1) :
Động cơ (KW)
1
2
Công suất P
(KW)
6.6
6.3
6.06
Tỷ số truyền u
Số vòng quay n
(vòng/phút)
Momen xoắn T
(Nmm)
2.99
3.2
1455
486.62
152.06
43,319.6
123,639
380,593
Thông số để tính toán thiết kế:
• Công suất P1 = 6.3 kW
• Momen xoắn: T =
Nmm.
123,639
1
• Số vòng quay: n1 = 486.62 vòng/phút.
• Tỷ số truyền: ubr = 3.2
• Thời gian phục vụ : 5 năm ,1 năm 300 ngày, 1 ngày 2 ca,1 ca 8 giờ.
• Thời gian làm việc: Lh = 5.300.2.8 = 24000 h.
Trình tự tính toán thiết kế:
1. Chọn vật liệu chế tạo bánh răng:
Chọn thép 40Cr được tôi cải thiện. .Theo bảng 6.13 trang 220 (sách cơ sở thiết
kế máy- Nguyễn Hữu Lộc) ta chọn :
• Độ rắn trung bình đối với bánh dẫn: HB1 = 340 HB
• Độ rắn trung bình đối với bánh bị dẫn: HB2 = 325 HB (theo công thức
6.32 trang 218 cùng sách , ta nên chọn sao cho:
HB1 ≥ HB2 + (10-15 )HB.
a. Tính chu kì làm việc cơ sở:
NHO1 = 30.HB12,4 = 30.3402,4 = 3,57.107 chu kỳ
NHO2 = 30.HB22,4 = 30.3252,4 = 3,2.107 chu kỳ
NFO1 = NFO2 = 5.106 chu kỳ ( đối với tất cả loại thép )
b. Tính số chu kì làm việc tương đương được xác định theo sơ đồ tải
trọng :
푚 /2
퐻
푚 /2
퐻
t
i
푇
푇
푖
푖
∑
= 60.c.L .n.
푖 푖
]
푁
= 60푐
.푛 푡
∑[
.
h
퐻퐸1
∑t
푖
푇
푇
푚푎푥
푚푎푥
Trong đó :
• Ti ,ni ,ti : lần lượt là momen xoắn, số vòng quay ,tổng số giờ làm việc ở
chế độ i của bánh răng đang xét..
• Tmax : Momen xoắn lớn nhất trong các momen xoắn Ti
• c : Số lần ăn khớp của răng trong mỗi vòng quay của răng , c=1.
• mH =6 : Là bậc của đường cong mỏi.
Suy ra:
3
3
T
푡
0.9T
T
푡
2
1
➢
푁
퐻퐸1
= 60.1.24000.486,62.
+
T 푡 + 푡
푡 + 푡
1 2
1
2
37
48
3
3
= 60.1.24000.486,62. 1
+ 0,9
37 + 48
37 + 48
= 5,93.108 chu kì.
8
푁
퐻퐸1
5,93.10
➢
➢
NHE2
=
=
= 1,85.108 chu kì
푢
3.2
푏푟
푚
퐻
푇
푖
푁
퐹퐸1
= 60푐
.푛 푡
푖 푖
푇
푚푎푥
37
48
6
37 + 48
6
=
60.1.24000.486,62. 1
+ 0,9
37 + 48
= 5,15.108 chu kì.
8
푁
5,15.10
= 1,6.108 chu kì
3,2
퐹퐸1
➢
=
푁
퐹퐸2
=
푢
푏푟
Vì : NHE1 > NHO1
NHE2 > NHO2
NFE1 > NFO1
NFE2 > NFO2
Nên ta có các hệ số tuổi thọ : NHL1 = NHL2 = NFL1 = NFL2 = 1.
c. Tính giới hạn mỏi tiếp xúc theo bảng 6.13 (trang 220 sách cơ sở thiết
kế máy_Nguyễn Hữu Lộc):
MPa
MPa
휎
0퐻푙푖푚
= 2.퐻퐵 + 70
휎
휎
= 2.340 + 70 = 750
= 2.325 + 70 = 720
0퐻푙푖푚1
0퐻푙푖푚2
MPa
= 1,8.340 = 612
휎
= 1,8.퐻퐵
휎
0퐹푙푖푚
0퐹푙푖푚1
= 1,8.325 = 585 MPa
휎
0퐹푙푖푚2
2. Chọn ứng suất tiếp xúc cho phép [ σH ] theo giá trị nhỏ nhất của [ σH 1]
và [ σH 2] hoặc theo công thức 6.42:
a. Chọn ứng suất tiếp xúc cho phép:
Theo công thức 6.33 trang 220 (sách cơ sở thiết kế máy- Nguyễn Hữu
Lộc) ta có:
휎
푍 .푍 푍 푍
0퐻푙푖푚. 푅 푉. 퐿. 푋퐻
휎
.0,9
0퐻푙푖푚
[휎 ] =
=
.퐾
퐻퐿
퐻
푠
1,1
퐻
(Theo bảng 6.13 khi tôi cải thiện sH = 1,1 là hệ số an toàn ).
750.0,9
•
•
= 613,64 MPa
[휎 ] =
퐻1
.1
1,1
720.0,9
MPa
[휎 ] =
퐻2
.1 = 589,1
1,1
Vậy : Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán là:
MPa
[흈 ] = [흈 ] = ퟓퟖퟗ,ퟏ
푯
푯ퟐ
b. Chọn ứng suất tiếp xúc cho phép:
휎
[휎 ] = 0퐹푙푖푚.퐾
(chọn sF = 1,75 theo bảng 6.13 )
퐹
퐹퐿
푠
퐹
612
•
•
MPa
.1 = 349,7
[휎 ] =
퐹1
1,75
585
MPa
.1 = 334,29
[휎 ] =
퐹2
1,75
➢ Vì bộ truyền là kín nên ta tính toán theo ứng suất tiếp xúc.
3. Chọn hệ số chiều rộng vành răng: ψbe = 0,285
Giả sử trục được lắp trên ổ bi đỡ chặn , ta chọn sơ bộ hệ số tải trọng tính
KH = KHβ = 1,23 theo bảng 6.18 trang 246 (sách thiết kế máy –NGUYỄN
ψ .푢
푏푒
0,285.3,2
HỮU LỘC ).Với
=
= 0,53
2 ― ψbe
2 ― 0,285
4. Tính toán đường kính de1 theo công thức 6.116a:
푇1퐾퐻훽
푑푒1 = 95.3
0,85.(1 ― 0,5휓푏푒)2.휓푏푒.푢.[휎퐻]2
123,639.1,23
0,85(1 ― 0,5.0,285)2.0,285.3,2.589,12
3
=
95.
= 87,02 mm.
5. Theo bảng 6.19 ta chọn số răng z1p = 17 răng:
Tùy thuộc vào độ rắn bề mặt ta chọn z1 theo công thức 6.117 trang 249 (sách
cơ sở thiết kế máy- Nguyễn Hữu Lộc):
• z1 = 1,6.z1p = 1,6.17 = 27,2 răng chọn z1 = 28 răng.
• z2 = z1. ubr = 28.3,2 = 89,6 răng chọn z2 = 90 răng.
• Từ công thức 6.95a trang 243,Môdun vòng chia ngoài :
푑
86,01
28
푒1
me =
=
chọn m = 4 theo dãy tiêu chuẩn 1 trang 195
= 3,107
e
푧
1
(sách cơ sở thiết kế máy- Nguyễn Hữu Lộc).
6. Tính toán lại tỷ số truyền:
ubr = 푧
=
= 3,2
2
90
28
푧1
Sai lệch tỷ số truyền là 0%.
➢ Tính góc mặt côn chia theo công thức 6.99 trang 244:
1
1
δ1 = acrtg(
) = acrtg ( 3,2 ) = 17,35o
푢푏푟
δ2 = 900 - δ1 = 72,64o.
7. Tính toán các kích thước chủ yếu của bộ truyền bánh răng côn:
➢ Đường kính vòng chia ngoài: de1 = me.z1 =4.28 = 112 mm
de2 = me.z2 =4.90 = 360 mm
➢ Đường kính vòng chia trung bình:
dm1 = de1.(1-0,5ψbe) = 112.(1 - 0,5.0,285) = 96,04 mm
dm2 = de2.(1- 0,5ψbe) = 360.(1 - 0,5.0,285) =308,7 mm
➢ Chiều dài côn ngoài :
2
2 = 0,5.4.
푧1 + 푧2
282 + 902
Re = 0,5me
= 188,509 mm
➢ Chiều dài côn trung bình :
푑푚1
Rm= 2.푠푖푛훿1 0,5m
2
2 = 0,5.3,43.
푧1 + 푧2
282 + 902
= 161,64 mm
=
m
Với mm = me.(1- 0,5ψbe) = 4.(1-0,5.0,285) = 3,43 mm
➢ Chiều rộng vành răng:
b = Reψbe = 188,509.0,285 = 53,72 mm
8. Modun vòng trung bình mm và tính vận tốc vòng:
mm = me(1- 0,5ψbe) = 4.(1- 0,5.0,285) = 3,43 mm
Vận tốc vòng chia trung bình:
.dm1.n1
60000
.96,04.486,62
2,447(m / s)
60000
Theo bảng 6.3 trang 203, ta chọn cấp chính xác của bộ truyền là 8 với
vận tốc vòng quay tới hạn là vth = 4 m/s.
9. Xác định các lực tác dụng lên bộ truyền:
a. Tác dụng lên bánh dẫn:
2푇
2.123639
96,04
1
➢ Lực vòng : Ft1=
➢ Lực hướng tâm:
= 2574,74 N
=
푑
푚1
F = F .tg .cosδ =2574,74.tg200.cos17,350 = 894.49 N
훼
r1
t1
1
➢ Lực dọc trục
:
F .tg .sinδ = 2574,74.tag200.sin17,350 = 279,46 N
퐹 =
훼1
훼
t1
1
b. Tác dụng lên bánh bị dẫn:
Lực tác dụng có hướng ngược lại, do đó:
➢
➢
➢
= 894.49 N
= 279,46 N
= 2574,74 N
F = F
α2
r1
F = F
r2
α1
F = F
t2
t1
10.Chọn hệ số tải trọng động KHV và KFV :
Với cấp chính xác 8 và vận tốc vòng 2,514 m/s, tra bảng 6.17 trang 245 (sách cơ
sở thiết kế máy- Nguyễn Hữu Lộc) ta được:
KHv = KFv = 1,07
11.Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc:
Theo công thức 6.114 trang 248:
2
푢 + 1
2
2푇 퐾
1
퐻
휎 = 푍 푍 푍
퐻
푀 퐻 휀
0,85푑
.푏.푢
푚1
Trong đó :
• KH = KHβ.KHV = 1,23.1,07 = 1,3161 _ Hệ số tải trọng tính.
• 0,85 _ Hệ số kinh nghiệm xét đến giảm khả năng tải của bộ truyền
bánh răng côn so với bộ truyền bánh răng trụ.
• Vật liệu chế tạo cặp bánh răng bằng thép thì ZM =275 MPa1/2
• Z là hệ số xét đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc, khi =200
훼
H
ZH = 1,76
• Zε là hệ số xét đến ảnh hưởng của tổng chiều dài tiếp xúc
4 ― 휀
Zε =
훼 với εα có giá trị trong khoảng 1,2-1,9
3
1
1
1
1
εα = 1,88 – 3,2.
= 1,73
+
+
= 1,88 – 3,2.
푧1
푧2
28
90
4 ― 1,73
Zε =
Vậy :
= 0,87
3
2
휎퐻 = 푍푀푍퐻푍휀
푢 + 1 = 275.1,76.0,87.
2푇1퐾퐻
0,85푑푚12.푏.푢
3,22 + 1
2.123639.1,3161.
0,85.96,042.53,72.3,2
= 371,29 < [ ] =
휎퐻
MPa.
589,1
Điều kiện bền tiếp xúc được thỏa.
12.Xác định số răng tương đương:
Theo công thức 6.108 trang 246:
z
28
1
zv1 = cosδ
=
0 = 30 răng
cos17,35
1
z
112
2
zv2 = cosδ
=
0 = 376 răng
cos72,64
2
➢ Tính các hệ số YF1 và YF2 :Với u=3,2 và z1=28, dựa vào bảng 6.20 Trang
112 sách tính toán hệ dẫn động cơ khí –TRỊNH CHẤT, ta chọn hệ số dịch
chỉnh bánh dẫn x1=0,33 .
bánh bị dẫn x2 = -0,33 , vì dịch chỉnh đều: x1 + x2 = 0
-Đối với bánh dẫn:
13,2 27,9푥
―
2
Y =
F1
3,47 +
+0,092푥
푍
푍
푣1
푣1
13,2 27,9.0,33
―
2
= 3,62
= 3,47 +
+0,092.0,33
30
30
-Đối với bánh bị dẫn:
13,2 27,9푥
―
2
Y =
F2
3,47 +
+0,092푥
푍
푍
푣2
푣2
13,2 27,9.0,33
+
2
3,54
= 3,47 +
+0,092.0,33 =
376
376
➢ Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng (độ bền uốn ):
[휎
푌
349,7
3,62
퐹1]
• Bánh dẫn:
=
= 96,6
퐹1
[휎
푌
]
334,29
3,54
퐹2
• Bánh bị dẫn:
= 94,43
=
퐹2
➢ Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh bị dẫn có độ bền thấp hơn .
13.Tính toán giá trị ứng suất tại chân răng:
2574,74
푌퐹2퐹푡2퐾퐹
3,54.
.1,44
=
=
= 68,42 < [σF2] = 334,29
휎퐹2
0,85.푏푤푚푚
0,85.65,8.3,43
Trong đó :
o KF = KFV.KFβ là hệ số tải trọng tính : KFV = 1,07
KFβ = 1 + (KHβ – 1).1,5 = 1 + (1,23 – 1).1,5 = 1,345
KF = 1,07.1,345 = 1,44
o mm là modun chia trung bình.
Do đó điều kiện uốn được thỏa.
BẢNG TÓM TẮT CÁC THÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN :
Thông số bánh răng
Chiều dài côn ngoài
Kích thước
Re=188,509
Modun
4
Chiều rộng vành răng
Tỷ số truyền
Góc nghiêng răng
Số răng
53,72 mm
4
0
Z1=28
Z2=90
Hệ số dịch chỉnh
Đường kính vòng chia trung bình
Đường kính vòng chia ngoài
X1=0,33
dm1=96,04 mm
de1=112 mm
X2= -0,33
dm2=308,7 mm
de2=360mm
Bạn đang xem tài liệu "Bài tập lớn số 2 Chi tiết máy - Đề số 5: Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải - Hoàng Thu Thảo", để tải tài liệu gốc về máy hãy click vào nút Download ở trên
File đính kèm:
- bai_tap_lon_so_2_chi_tiet_may_de_so_5_thiet_ke_he_thong_dan.docx
- 91303701hoangthuthao2.pdf