Bài tập về cơ học máy

•Chương 1: Chọn động cơ điện, phân phối tỉ số truyền. •Chương 2: Thiết kế bộ truyền đai thang. •Chương 3: Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng. •Chương 4: Thiết kế trục dẫn (1 trục) trong hộp giảm tốc. •Chương 5: Thiết kế cặp ổ lăn (1 cặp ổ) trên trục dẫn trong hộp giảm tốc

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

3

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

 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 = 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 th p 40Cr đư c tôi cải thiện .Theo bảng 6.13 trang 220 (sách cơ s thiết

kế máy- Nguy n H u Lộc) ta chọn :

 Độ rắn trung b nh đối v i bánh dẫn: HB1 = 340 HB

 Độ rắn trung b nh đối v i bánh b 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 k

NHO2 = 30.HB22,4 = 30.3252,4 = 3,2.107 chu k

NFO1 = NFO2 = 5.106 chu k ( đối v i tất cả loại th p )

b Tính số chu kì làm việc tương đương được xác định theo sơ đồ tải

trọng :

∑ (

) = 60.c.Lh.n.∑ (

)

∑ ]

Trong đó :

 Ti ,ni ,ti : l n lư t là momen xoắn, số vòng quay ,t ng số giờ làm việc chế độ i c a bánh răng đang x t

 Tmax : Momen xoắn l n nhất trong các momen xoắn Ti

 c : Số l n ăn kh p c a răng trong m i vòng quay c a răng , c=1

 mH =6 : Là bậc c a đường cong m i

Suy ra:

 [( )

( )

]

[

] = 5,93.108 chu kì

 NHE2 =

=

= 1,85.108 chu kì

 ∑ (

)

= *

+ = 5,15.108 chu kì



=

= 1,6.108 chu kì

Vì : NHE1 > NHO1

NHE2 > NHO2

NFE1 > NFO1

NFE2 > NFO2

Nên ta có các hệ số tu i 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

 MPa

= 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 s thiết kế máy- Nguy n H u Lộc) ta có:

]

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

 ]

= 613,64 MPa

 ] MPa

ậy : ng suất tiếp x c cho ph p tính toán là:

] ] MPa

b Chọn ứng suất tiếp xúc cho phép:

] (chọn sF = 1,75 theo bảng 6.13 )

 ]

MPa

 ]

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 s trục đư c lắp trên bi đ ch n , 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 ).V i

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

( ) ]

= √ ( )

= 87,02 mm

5 Theo bảng 6.19 ta chọn số răng z 1p = 17 răng:

Tùy thuộc vào độ rắn bề m t ta chọn z1 theo công thức 6.117 trang 249 (sách

cơ s thiết kế máy- Nguy n H u 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 = =

 chọn me = 4 theo dãy tiêu chuẩn 1 trang 195 (sách cơ s thiết kế máy- Nguy n H u Lộc)

6 Tính toán lại tỷ số truyền:

ubr = =

= 3,2

 Sai lệch tỷ số truyền là 0%

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

δ1 = acrtg(

) = acrtg (

) = 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 b nh:

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√ √ = 188,509 mm

 Chiều dài côn trung b nh :

Rm=

0,5mm √ = 0,5.3,43.√ = 161,64 mm

i 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 m m 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:

60000

486,62 04 , 96 60000

1 1

s m n

d m







 Theo bảng 6.3 trang 203, ta chọn cấp chính xác c a bộ truyền là 8 v i vận tốc vòng quay t i hạn là vth = 4 m/s

9 Xác định các lực tác dụng lên bộ truyền:

a Tác dụng lên bánh dẫn:

 Lực vòng : t1=

= 2574,74 N

 Lực hư ng tâm:

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

 Lực dọc trục

Ft1.tg sinδ1 = 2574,74.tag200.sin17,350 = 279,46 N

b Tác dụng lên bánh bị dẫn:

Lực tác dụng có hư ng ngư c lại, do đó:

 = 894.49 N

 = 279,46 N

 = 2574,74 N

10 Chọn hệ số tải trọng động K HV và K FV :

i cấp chính xác 8 và vận tốc vòng 2,514 m/s, tra bảng 6.17 trang 245 (sách cơ

s thiết kế máy- Nguy n H u Lộc) ta đư c:

K Hv = K Fv = 1,07

11 Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc:

Theo công thức 6.114 trang 248:

√ √

Trong đó :

 KH = KHβ.KHV = 1,23.1,07 = 1,3161 Hệ số tải trọng tính

 0,85 Hệ số kinh nghiệm x t đến giảm khả năng tải c a bộ truyền bánh răng côn so v i bộ truyền bánh răng trụ

 ật liệu chế tạo c p bánh răng b ng th p th ZM =275 MPa1/2

 ZH là hệ số x t đến hình dạng c a bề m t tiếp xúc, khi =200

 ZH = 1,76

 Zε là hệ số x t đến ảnh hư ng c a t ng chiều dài tiếp xúc

Zε = √ v i εα có giá tr trong khoảng 1,2-1,9

εα = 1,88 – 3,2.( ) – ( ) = 1,73

 Zε = √ = 0,87

Vậy :

√ √ = 371,29 < [ ] = MPa

 Điều kiện bền tiếp x c đư c th a

12 Xác định số răng tương đương:

Theo công thức 6.108 trang 246:

zv1 =

zv2 =

 Tính các hệ số Y F1 và Y F2 :V i u=3,2 và z1=28, dựa vào bảng 6.20 Trang

112 sách tính toán hệ dẫn động cơ khí –TR NH CH T, ta chọn hệ số d ch

ch nh bánh dẫn x1=0,33

 bánh b dẫn x2 = -0,33 , v d ch ch nh đều: x1 + x2 = 0

-Đối v i bánh dẫn:

YF1 =

= 3,62 -Đối v i bánh b dẫn:

YF2 =

3,54

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

 Bánh dẫn: ]

 Bánh b dẫn: ]

= 94,43

 Ta ki m tra độ bền uốn theo bánh b dẫn có độ bền thấp hơn

13 Tính toán giá trị ứng suất tại chân răng:

=

= = 68,42 < [ζF2] = 334,29

Trong đó :

o KF = KFV.K β là hệ số tải trọng tính : KFV = 1,07

K β = 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 đư c th a

BẢNG T M T T CÁC TH NG SỐ C BỘ T UYỀN :

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

óc nghiêng răng 0

Số răng Z1=28 Z2=90

Hệ số d ch ch nh X1=0,33 X2= -0,33 Đường kính vòng chia trung b nh dm1=96,04 mm dm2=308,7 mm Đường kính vòng chia ngoài de1=112 mm de2=360mm