Đề số 8 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 MSSV 91303701 ĐỀ TÀI Đề số 5 THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂN[.]

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 MSSV :91303701

ĐỀ TÀI

Đề số 5 : THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Phương án số : 1

 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 n,v/ph L, năm t1, giây t2, giây T1 T2

 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) :

Công suất P

(KW)

Số vòng quay n

(vòng/phút)

Momen xoắn T

Thông số để tính toán thiết kế:

 Công suất P1 = 6.3 kW

 Momen xoắn: T1 = 123,639 Nmm

 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 :

N HE1 =60c∑ ( T i

T max)m H/2

.n i t i = 60.c.Lh.n.∑¿¿]

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:

 N HE1 =60.1 24000.486,62 [ (T

T)3 t1

t1+t2+(0.9T

T )3 t2

t1+t2]

¿60.1 24000 486,62.[1 3 37

37+48+0,9337+4848 ]

= 5,93.108 chu kì

 NHE2 = N u HE1

br = 5,93.103.2 8 = 1,85.108 chu kì

 N FE 1 =60c∑ ( T i

T max)m H

.n i t i

= 60.1 24000.486,62 [1637+4837 +0,9637+4848 ]

= 5,15.108 chu kì

 N FE 2= ¿ N FE1

u br = 5,15.103,2 8 = 1,6.108 chu kì

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):

σ 0Hlim =2 HB+70 σ 0 Hlim1=2.340+70=750 MPa

σ 0Hlim2=2.325+70=720MPa

σ 0Flim =1,8.HB  σ 0Flim1=1,8.340=612 MPa

σ 0Flim2= 1,8.325 = 585 MPa

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:

[σ H]=σ 0 Hlim. Z R .Z s V Z L Z XH

H =σ 0 Hlim1,1.0,9.K HL

(Theo bảng 6.13 khi tôi cải thiện sH = 1,1 là hệ số an toàn )

 [σ H 1]= 750.0,91,1 .1 = 613,64 MPa

 [σ H 2]= 720.0,91,1 .1=589,1 MPa

Vậy : Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán là:

[σ H]=[σ H 2]=589,1MPa

b Chọn ứng suất tiếp xúc cho phép:

[σ F]=σ 0Flim

s F .K FL (chọn sF = 1,75 theo bảng 6.13 )

 [σ F1]= 612

1,75 1=349,7 MPa

 [σ F2]= 5851,75.1=334,29 MPa

 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

K H = K Hβ = 1,23 theo bảng 6.18 trang 246 (sách thiết kế máy –NGUYỄN

HỮU LỘC ).Với ψ be u

2−ψ be= 0,285.3,22−0,285=0,53

4 Tính toán đường kính d e1 theo công thức 6.116a:

d e 1=95 3

0,85.(1−0,5ψ be)2.ψ be u.[σ H]2 = 95 3

√ 123,639 1,23 0,85(1−0,5.0,285)2

.0,285 3,2.589,12

= 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 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 :

me =d e1

z1 = 86,0128 =3,107  chọn me = 4 theo dãy tiêu chuẩn 1 trang 195 (sách cơ sở thiết kế máy- Nguyễn Hữu Lộc)

6 Tính toán lại tỷ số truyền:

ubr = z2

z1 = 9028 = 3,2

 Sai lệch tỷ số truyền là 0%

 Tính góc mặt côn chia theo công thức 6.99 trang 244:

δ1 = acrtg(u1

br) = acrtg (3,21 ) = 17,35o

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 :

Re = 0,5me√z12+z22=0,5.4.√282+902 = 188,509 mm

 Chiều dài côn trung bình :

Rm= d m1

2.sinδ1=¿0,5mm√z12+z22 = 0,5.3,43 √28 2 +90 2 = 161,64 mm

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

mm = me(1- 0,5ψbe) = 4.(1- 0,5.0,285) = 3,43 mm

Vận tốc vòng chia trung bình:

ν= π d m1 .n1

60000 =π 96,04.486,6260000 =2,447(m/s)

 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:

 Lực vòng : Ft1=2T1

d m1=2.12363996,04 = 2574,74 N

 Lực hướng tâm:

Fr1 = Ft1.tgα.cosδ1 =2574,74.tg200.cos17,350 = 894.49 N

 Lực dọc trục:

F α1= ¿Ft1.tgα.sinδ1 = 2574,74.tag200.sin17,350 = 279,46 N

b Tác dụng lên bánh bị dẫn:

Lực tác dụng có hướng ngược lại, do đó:

 F α2 =F r 1 = 894.49 N

 F r 2 =F α1= 279,46 N

 F t 2 =F t 1 = 2574,74 N

10 Chọn hệ số tải trọng động KHV và 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:

σ H =Z M Z H Z ε√2T1K H√u2 +1

0,85d m12 b u

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

 ZH là hệ số xét đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc, khi α=200

 ZH = 1,76

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

Zε = √4−ε α

3 với εα có giá trị trong khoảng 1,2-1,9

εα = 1,88 – 3,2.(1

z1+ 1z2)=1,88 – 3,2.( 1

28+ 901 ) = 1,73

Zε = √4−1,73

3 = 0,87 Vậy : σ H =Z M Z H Z ε√2T1K H√u2+1

0,85d m12.b.u =275.1,76 0,87 √2.123639.1,3161 √3,2 2 +1

0,85 96,04 2.53,72 3,2

= 371,29 < [σ H ] = 589,1MPa.

 Điều kiện bền tiếp xúc được thỏa.

12 Xác định số răng tương đương:

Theo công thức 6.108 trang 246:

zv1 = z1

cos17,35 0=30răng

zv2 = z2

cosδ2 = 112

cos72,64 0=376 răng

 Tính các hệ số YF1 và 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:

YF1 =3,47+ 13,2Z

v 1

−27,9 x Z v1 +0,092 x2

¿ 3,47+ 13,230 −27,9.0,3330 +0,092 0,33 2 = 3,62

-Đối với bánh bị dẫn:

YF2 =3,47+ 13,2Z

v 2

−27,9 x

Z v 2 +0,092 x

2

¿ 3,47+ 13,2376+ 27,9.0,33376 +0,092.0,33 2 = ¿ 3,54

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

 Bánh dẫn:¿¿¿

 Bánh bị dẫn:[σ¿¿Y F 2]

F2 =334,293,54 ¿ = 94,43

 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:

σ F 2 = Y F 2 F t 2 K F

0,85.b w m m = 3,54.2574,74 1,440,85.65,8.3,43 = 68,42 < [σF2] = 334,29

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 Kích thước

Chiều dài côn ngoài Re=188,509

Modun 4

Chiều rộng vành răng 53,72 mm

Tỷ số truyền 4

Góc nghiêng răng 0

Số răng Z1=28 Z2=90

Hệ số dịch chỉnh X1=0,33 X2= -0,33 Đường kính vòng chia trung bình dm1=96,04 mm dm2=308,7 mm Đường kính vòng chia ngoài de1=112 mm de2=360mm