Bài tập lớn số 2 Chi tiết máy - Đề số 5: Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

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: u_br= 3.2

• Thời gian phục vụ : 5 năm ,1 năm 300 ngày, 1 ngày 2 ca,1 ca 8 giờ.

• Thời gian làm việc: L_h= 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:

N_HO1= 30.HB₁^2,4= 30.340^2,4= 3,57.10⁷chu kỳ

N_HO2= 30.HB₂^2,4= 30.325^2,4= 3,2.10⁷chu kỳ

N_FO1= N_FO2= 5.10⁶chu 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

푖

∑

= 60.c.L .n.

푖 푖

]

푁

= 60푐

.푛 푡

∑[

.

h

퐻퐸1

∑t

푖

푇

푚푎푥

Trong đó :

• T_i,n_i,t_i: lần lượt là momen xoắn, số vòng quay ,tổng số giờ làm việc ở

chế độ i của bánh răng đang xét..

• T_max: Momen xoắn lớn nhất trong các momen xoắn T_i

• c : Số lần ăn khớp của răng trong mỗi vòng quay của răng , c=1.

• m_H=6 : Là bậc của đường cong mỏi.

Suy ra:

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

= 60.1.24000.486,62. 1

+ 0,9

37 + 48

= 5,93.10⁸chu kì.

8

푁

퐻퐸1

5,93.10

➢

N_HE2

=

= 1,85.10⁸chu 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

= 5,15.10⁸chu kì.

8

푁

5,15.10

= 1,6.10⁸chu kì

3,2

퐹퐸1

➢

=

푁

퐹퐸2

=

푢

푏푟

Vì : N_HE1> N_HO1

N_HE2> N_HO2

N_FE1> N_FO1

N_FE2> N_FO2

Nên ta có các hệ số tuổi thọ : N_HL1= N_HL2= N_FL1= N_FL2= 1.

c. Tính giới hạn mỏi tiếp xúc theo bảng 6.13 (trang 220 sách cơ sở thiết

kế máy_Nguyễn Hữu Lộc):



MPa

휎

0퐻푙푖푚

= 2.퐻퐵 + 70

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 [ σ_H] theo giá trị nhỏ nhất của [ σ_{H 1}]

và [ σ_{H 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 s_H= 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 s_F= 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: ψ_be= 0,285

Giả sử trục được lắp trên ổ bi đỡ chặn , ta chọn sơ bộ hệ số tải trọng tính

K_H= K_Hβ= 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 d_e1theo công thức 6.116a:

푇₁퐾_퐻훽

푑_푒1= 95.³

0,85.(1 ― 0,5휓_푏푒)².휓_푏푒.푢.[휎_퐻]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 z_1p= 17 răng:

Tùy thuộc vào độ rắn bề mặt ta chọn z₁theo công thức 6.117 trang 249 (sách

cơ sở thiết kế máy- Nguyễn Hữu Lộc):

• z₁= 1,6.z_1p= 1,6.17 = 27,2 răng  chọn z₁= 28 răng.

• z₂= z₁. u_br= 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

m_e=

=

 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:

u_br= ^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

δ₁= acrtg(

) = acrtg ( _3,2) = 17,35^o

푢_푏푟

δ₂= 90⁰- δ₁= 72,64^o.

7. Tính toán các kích thước chủ yếu của bộ truyền bánh răng côn:

➢ Đường kính vòng chia ngoài: d_e1= m_e.z₁=4.28 = 112 mm

d_e2= m_e.z₂=4.90 = 360 mm

➢ Đường kính vòng chia trung bình:

d_m1= d_e1.(1-0,5ψ_be) = 112.(1 - 0,5.0,285) = 96,04 mm

d_m2= d_e2.(1- 0,5ψ_be) = 360.(1 - 0,5.0,285) =308,7 mm

➢ Chiều dài côn ngoài :

2

²= 0,5.4.

푧₁+ 푧₂

28²+ 90²

R_e= 0,5m_e

= 188,509 mm

➢ Chiều dài côn trung bình :

푑_푚1

R_m= _{2.푠푖푛훿1}0,5m

2

²= 0,5.3,43.

푧₁+ 푧₂

28²+ 90²

= 161,64 mm

=

m

Với m_m= m_e.(1- 0,5ψ_be) = 4.(1-0,5.0,285) = 3,43 mm

➢ Chiều rộng vành răng:

b = R_eψ_be= 188,509.0,285 = 53,72 mm

8. Modun vòng trung bình m_mvà tính vận tốc vòng:

m_m= m_e(1- 0,5ψ_be) = 4.(1- 0,5.0,285) = 3,43 mm

Vận tốc vòng chia trung bình:

.d_m1.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 v_th= 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 : F_t1=

➢ 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 K_HVvà K_FV:

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:

K_Hv= K_Fv= 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 :

• K_H= K_Hβ.K_HV= 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 Z_M=275 MPa^1/2

• Z là hệ số xét đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc, khi =20⁰

훼

H

 Z_H= 1,76

• Zε là hệ số xét đến ảnh hưởng của tổng chiều dài tiếp xúc

4 ― 휀

Zε =

^훼với ε_αcó giá trị trong khoảng 1,2-1,9

3

1

ε_{α = 1,88 – 3,2.}

= 1,73

+

= 1,88 – 3,2.

푧₁

푧₂

28

90

4 ― 1,73

 Zε =

Vậy :

= 0,87

3

2

휎_퐻= 푍_푀푍_퐻푍_휀

^{푢 + 1}= 275.1,76.0,87.

2푇₁퐾_퐻

0,85푑_푚1².푏.푢

3,2²+ 1

2.123639.1,3161.

0,85.96,04².53,72.3,2

= 371,29 < [ ] =

휎_퐻

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

z_v1= _cosδ

=

₀= 30 răng

cos17,35

1

z

112

2

z_v2= _cosδ

=

₀= 376 răng

cos72,64

2

➢ Tính các hệ số Y_F1và Y_F2: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

푣1

13,2 27,9.0,33

―

2

= 3,62

= 3,47 +

+0,092.0,33

30

-Đối với bánh bị dẫn:

13,2 27,9푥

―

2

Y =

F2

3,47 +

+0,092푥

푍

푣2

13,2 27,9.0,33

+

2

3,54

= 3,47 +

+0,092.0,33 =

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

푌_퐹2퐹_푡2퐾_퐹

3,54.

.1,44

=

= 68,42 < [σ_F2] = 334,29

휎_퐹2

0,85.푏_푤푚_푚

0,85.65,8.3,43

Trong đó :

o K_F= K_FV.K_Fβlà hệ số tải trọng tính : K_FV= 1,07

K_Fβ= 1 + (K_Hβ– 1).1,5 = 1 + (1,23 – 1).1,5 = 1,345

 K_F= 1,07.1,345 = 1,44

o m_mlà 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

R_e=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

d_m1=96,04 mm

d_e1=112 mm

X₂= -0,33

d_m2=308,7 mm

d_e2=360mm

Bài tập lớn số 2 Chi tiết máy - Đề số 5: Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải - Hoàng Thu Thảo