(Tiểu luận) bài tập lớn nguyên lý – chi tiết máy đề tài tính toán hệ dẫn động băng tải

Chọn loại và tiết diện đai thang .... - Tốc độ quay của trục công tác:... Chọn loại và tiết diện đai thang - Dựa vào thông số đầu vào, tiết diện đai thang được chọn dựa theo công suất

BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT TP HỒ CHÍ MINH

KHOA CƠ KHÍ ĐỘNG LỰC

BÀI TẬP LỚN NGUYÊN LÝ – CHI TIẾT MÁY

ĐỀ TÀI: Tính toán hệ dẫn động băng tải

Giảng viên HD: PGS.TS Văn Hữu Thịnh Lớp học phần: 201LLCT130105_02 Sinh viên thực hiện: Nguyễn Đức Nhuận MSSV: 19145434

MỤC LỤC

PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 3

1 Chọn động cơ điện 3

2 Phân phối tỉ số truyền 4

PHẦN 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG 6

1 Chọn loại và tiết diện đai thang 6

2 Đường kính các bánh đai d 1 , d 2 6

3 Khoảng cách trục a 6

4 Chiều dài đai l 7

5 Tính góc ôm α1 trên bánh đai dẫn 7

6 Xác định số đai z 7

7 Chiều rộng bánh đai 8

8 Tính lực tác dụng lên trục 8

PHẦN 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 10

1 Chọn vật liệu 2 bánh răng 10

2 Xác định ứng suất cho phép 10

3 Chiều dài côn ngoài 12

4 Xác định các thông số ăn khớp 13

5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 14

6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 16

7 Kiểm nghiệm răng về quá tải 17

PHẦN 4: THIẾT KẾ TRỤC CỦA HỘP GIẢM TỐC 19

1 Chọn vật liệu 19

2 Xác định tải trọng tác dụng lên trục 20

3 Khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 20

4 Tính và vẽ các biểu đồ nội lực 21

5 Tính toán về độ bền mỏi 28

6 Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh 31

Tài liệu tham khảo 32

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

1 Chọn động cơ điện

- Công suất trên trục công tác:

𝑃 = 𝐹 𝑣

1000 =

5100 1,25

- Công suất tính: 𝑃𝑡 = 𝑃 = 6,375 𝑘𝑊 (tải trọng tĩnh)

- Công suất cần thiết trên trục động cơ:

𝜂

=

0,894

= 7,14 (𝑘𝑊)

Với: 𝜂 = 𝜂𝑛𝑡 𝜂𝑏𝑟 𝜂đ 𝜂ô 3 = 1 0,96 0,96 0,993 = 0,894

Trong đó: 𝜂𝑛𝑡 : Hiệu suất nối trục

𝜂𝑏𝑟 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng

𝜂đ : Hiệu suất bộ truyền đai

𝜂ô : Hiệu suất bộ truyền ổ lăn

Tra bảng 2.1 ta được 𝜂đ = 0,96 (bộ truyền đai thang - để hở); 𝜂𝑏𝑟 = 0,96 (bộ truyền bánh răng côn); 𝜂𝑛𝑡 = 1; 𝜂ô = 0,99 (hiệu suất của 1 cặp ổ lăn)

- Tốc độ quay của trục công tác:

- Tỉ số truyền chung sơ bộ:

PHẦN 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG Thông số đầu vào

- Công suất trên bánh đai chủ động: Pm = 7,13 (kW)

- Số vòng quay: nđc = 730 (vòng/phút)

- Tỉ số truyền: uđ = 3,15

1 Chọn loại và tiết diện đai thang

- Dựa vào thông số đầu vào, tiết diện đai thang được chọn dựa theo công suất Pm và tốc độ quay nđc của bánh đai dẫn (đồ thị hình 1.1) Ta chọn được đai hình thang có tiết diện là Ƃ

- Theo bảng 3.13 và bảng 3.19 chọn đường kính bánh đai dẫn d1 = 180 mm

0,55(𝑑1+ d2) + h = 0,55(180 + 560) + 10,5 = 417,5 mm Với h là chiều cao của đai thang (lấy theo bảng 3.13)

2(𝑑1+ d2) = 2.(180 + 560) = 1480 mm

- Như vậy a = 555,24 mm, thỏa điều kiện: 417,5 mm < 555,24 mm < 1480

mm

4 Chiều dài đai l

- Chiều dài đai l được tính theo công thức:

𝑙 = 2𝑎 +

2

+

4𝑎

= 2 555,24 +

2

+

4.555,24

= 2338 mm

Chọn theo tiêu chuẩn l = 2360 mm (bảng 3.13)

- Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ: số vòng chạy của đai trong 1 giây

- Góc ôm α1trên bánh đai dẫn được tính theo công thức (3.8):

𝛼1 = 180𝑜 −(𝑑2− 𝑑1) 57𝑜

𝑜 −(560 − 180) 57𝑜

567 = 142𝑜 > 120𝑜 (thỏa điều kiện về góc ôm)

6 Xác định số đai z

- Số đai z được tính theo công thức (3.19):

Z ≥ PmKđ/([P0]CαClCuCz) Trong đó:

Kđ = 1,0 (bảng 3.7): tải tĩnh

Pm = 7,13 kW, là công suất trên trục bánh đai chủ động

[Po] = 2,6 kW với đai Ƃ, v = 6,88 m/s (tra bảng 3.19)

7 Chiều rộng bánh đai

- Chiều rộng bánh đai được tính theo công thức (3.20):

BẢNG TỔNG HỢP CÁC THÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN ĐAI

Thông số Kí hiệu Giá trị Loại tiết diện đai Ƃ

Đường kính bánh đai nhỏ d1 180 mm Đường kính bánh đai lớn d2 560 mm Chiều rộng bánh đai B 63 mm Chiều dài đai l 2360 mm Khoảng cách trục a 567 mm Góc ôm bánh đai nhỏ 1 1420Lực căng ban đầu Fo 309 N Lực tác dụng lên trục Fr 1753 N

PHẦN 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG Thông số đầu vào

Thiết kế bộ truyền bánh răng côn răng thẳng cấp nhanh của HGT 1 cấp với các số liệu P1 = 6,78 kW, n1 = 231,7 vòng/phút, tỉ số truyền uh = 3,4 Thời hạn sử dụng 6 năm, mỗi năm làm việc 300 ngày, mỗi ngày làm việc 2 ca, mỗi ca 6 giờ

1 Chọn vật liệu 2 bánh răng

- Theo bảng 5.1 chọn:

+ Bánh răng dẫn: thép 45 tôi cải thiện, đạt độ rắn HB 241 ÷ 285 có giới hạn bền

𝜎𝑏1 = 850 𝑀𝑃𝑎, giới hạn bền chảy 𝜎𝑐ℎ1 = 580 MPa chọn độ rắn bánh răng dẫn

HB1 = 250 MPa

+ Bánh răng bị dẫn: thép 45 tôi cải thiện, đạt độ rắn HB 192 ÷ 240 có giới hạn bền

𝜎𝑏2 = 750 𝑀𝑃𝑎, giới hạn bền chảy 𝜎𝑐ℎ2 = 450 MPa, chọn độ rắn bánh răngbị dẫn

HB2 = 235 MPa

2 Xác định ứng suất cho phép

Theo bảng 5.2 với thép 45, tôi cải thiện độ rắn HB180÷ 350:

- Ứng suất tiếp xúc cho phép: 𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚 ° = 2𝐻𝐵 + 70

- Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc: 𝑆𝐻 = 1,1

- Ứng suất uốn cho phép: 𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚 ° = 1,8𝐻𝐵

- Hệ số an toàn khi tính về uốn: 𝑆𝐹 = 1,75

Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 250, độ rắn bánh lớn HB2 = 235, khi đó:

𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚1 ° = 2𝐻𝐵1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 𝑀𝑃𝑎

𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚2 ° = 2𝐻𝐵2+ 70 = 2.235 + 70 = 540 𝑀𝑃𝑎

𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚1 ° = 1,8𝐻𝐵1 = 1,8.250 = 450 𝑀𝑃𝑎

- Vì bộ truyền chịu tải trọng tĩnh nên: 𝑁𝐻𝐸 = 𝑁𝐹𝐸 = 60 𝑐 𝑛 𝑡Σ

Trong đó: NHE, NFE – số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

c, n, 𝑡Σ lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trong

một phút và tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét

- Tổng số giờ làm việc của bánh răng: 𝑡Σ = 6 × 300 × 2 × 6 = 21600 giờ

⇒ 𝑁𝐻𝐸 = 𝑁𝐹𝐸 = 60𝑐𝑛𝑡Σ = 60 1 231,7 21600 = 30 107

- Ta có: NHE2 = NHE > NHo2 do đó KHL2 = 1

Tương tự NHE1 = NHE > NHo1 do đó KHL1 = 1

Như vậy theo (5.3) sơ bộ xác định được

3 Chiều dài côn ngoài

Được tính theo công thức (5.55):

Theo Bảng 5.19 chọn KHβ = 1,105 (Sơ đồ I, trục bánh răng côn lắp trên ổ đũa, răng thẳng, HB < 350)

T1 – mômen xoắn trên trục bánh răng dẫn

Với HB < 350: z1 = 1,6z1p = 1,6.19 = 30,4 (răng)

Chọn z1 = 30(răng) Đường kính trung bình và môđun trung bình:

tính lại: mtm = mte (1-0,5Kbe) = 4(1-0,5.0,25) = 3,5(mm)

dml= mtm z1 =3,5.30=105 (mm)

Số răng bánh lớn:

z2 = uz1 = 3,4.30 = 102 (răng) chọn z2 = 102 (răng)

Từ đó ta tính được: 𝑑𝑚2 = 𝑚𝑡𝑚 𝑧2 = 3,5.102 = 357 (mm)

Do đó tỷ số truyền: um = 𝑧2

𝑧1 = 102

30 = 3,4

Sai số tỷ số truyền: Δu = 𝑢−𝑢𝑚

𝑢 100% = 0% < 2% (sai số cho phép của đề bài)

5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng được tính theo công thức (5.63):

𝜎𝐻 = Z𝑀𝑍𝐻𝑍𝜀√2T1𝐾𝐻√𝑢

2 + 1 0,85bdm12 𝑢

Trong đó:

ZM: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp

ZM = 274 MPa1/3 (Tra bảng 5.4: Vật liệu của 2 bánh là thép)

Với bánh răng côn răng thẳng: KHα = 1

Vận tốc vòng tính theo công thức (5.68):

v = π𝑑𝑚1𝑛1

60000 = 3,14.105.231,7

60000 = 1,27 (m/s) Chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng (Bảng 5.9): Cấp chính xác 9

6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

- Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng được xác định theo công thức (5.38) và (5.39):

KFα = 1 - Bánh răng côn răng thẳng

𝐾𝐹𝑣 - Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tính theo công thức (5.74):

𝐾Fv = 1 + 𝑣𝐹bdm1/(2T1𝐾Fβ𝐾Fα) Với 𝑣𝐹 = δ𝐹𝑔𝑜𝑣√𝑑m1(u + 1)/u

δF – hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 5.11, δF = 0,016

go – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2, tra bảng 5.12: go=73 (cấp chính xác 9)

7 Kiểm nghiệm răng về quá tải

- Hệ số quá tải: 𝐾𝑞𝑡 = 𝑇𝑚𝑎𝑥

𝑇

Trong đó: T – momen xoắn danh nghĩa, Tmax – momen xoắn quá tải

Với động cơ điện 4A160S8Y3: 𝐾𝑞𝑡 =𝑇𝑚𝑎𝑥

⇒ Thỏa điều kiện

Kiểm nghiệm quá tải về độ bền uốn theo công thức (5.43):

𝜎𝐹1𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐹1√𝐾𝑞𝑡 = 99 √2,2 = 146,8 (MPa) < [𝜎𝐹1𝑚𝑎𝑥] = 464 (MPa)

𝜎𝐹2𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐹2√𝐾𝑞𝑡 =94,6 √2,2 = 140 (MPa) < [𝜎 𝐹2𝑚𝑎𝑥 ] = 360 (MPa)

⇒ Thỏa điều kiện

BẢNG THÔNG SỐ VÀ KÍCH THƯỚC BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

Chiều dài côn ngoài Re 223,6 mm

PHẦN 4: THIẾT KẾ TRỤC CỦA HỘP GIẢM TỐC

Chọn vật liệu chế tạo 2 trục là thép C45 tôi cải thiện:

- Giới hạn bền là: бb = 750MPa

- Giới hạn chảy là: бch = 450 MPa

- Ứng suất xoắn cho phép: [τ] = 15 ÷ 30 MPa (lấy trị số nhỏ đối với trục vào của hộp giảm tốc, trị số lớn - trục ra)

- Xác định sơ bộ đường kính trục, đường kính trục thứ k ứng với k = 1,2

Theo bảng 10.2 Chiều rộng ổ lăn: chọn b01 = 25 (mm) ; b02 = 29 (mm)

- Chiều dài mayo bánh đai:

lm12 = (1,2 ÷ 1,5)𝑑1 = (55,2 ÷ 69)mm ⇒ chọn lm12 = 60 mm

- Chiều dài mayo nửa khớp nối:

lm22 = (1,2 ÷ 1,4)𝑑2 = (64,8 ÷ 75,6)mm ⇒ chọn lm22 = 70 mm

- Chiều dài mayo bánh răng côn:

Với: Mu = √𝑀𝑥2+ 𝑀𝑦2 ; T: Momen xoắn trên trục

Từ công thức và biểu đồ momen ta tính được:

𝑀𝑡đ(𝐴) = 242011 Nmm

𝑀𝑡đ(𝐵) = 281934 Nmm

𝑀𝑡đ(𝐶) = 436831 Nmm

𝑀𝑡đ(𝐷) = 243700 Nmm

- Đối với trục đặc, đường kính trục tại các tiết diện j được tính theo công thức:

Với: Mu = √𝑀𝑥2+ 𝑀𝑦2 ; T: Momen xoắn trên trục

Từ công thức và biểu đồ momen ta tính được:

𝑀𝑡đ(𝐴) = 780971 Nmm

𝑀𝑡đ(𝐵) = 788817 Nmm

𝑀𝑡đ(𝐶) = 902913 Nmm

𝑀𝑡đ(𝐷) = 780971 Nmm

- Đối với trục đặc, đường kính trục tại các tiết diện j được tính theo công thức:

5 Tính toán về độ 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:

sj = sσj.sτj

√sσj2 +sτj2

≥ [s]

Trong đó : - [s]: hệ số an toàn cho phép , [s] = (1,5÷2,5)

sσj, sτj: hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng xuất tiếp tại mặt cắt j

Wj , W0j – mô men cản uốn và mô men xoắn tại tiết diện j

Với thép C45 có :

Giới hạn bền kéo : σb = 750MPa

Giới hạn mỏi uốn : σ−1 = 0,436 σb = 327 MPa

Giới hạn mỏi xoắn : τ−1 = 0,58 σ−1 = 0,58.327 = 189.66 MPa

Tra bảng 10.7 trang197 Ta được các hệ số ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi ψ_σ=0,1 ; ψ_τ=0,05

Tại tiết diện (D) trên trục I (tiết diện lắp bánh răng có đường kính d = 36 mm)

- Đối với trục tiết diện tròn :

Trong đó : Kx – hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt cho trong bảng 10.8 trang 197, các chi tiết gia công trên máy tiện, yêu cầu đạt Ra = 2,5 ÷ 0, 63 μm do đó: Kx = 1,09

Ky – hệ số tăng bền bề mặt trục cho trong bảng 10.9 trang 197 phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt nên Ky = 1

- Dùng dao phay ngón đối với trục có rảnh then, theo bảng 10.12 trang 199

 sD = sσD.sτD

√sσj2 +sτj2

= 18,52.5

√18,52 2 +52 = 4,83 ≥ [s] = (1,5 ÷ 2,5)

Do đó tiết diện (D) trên trục I thỏa điều kiện bền mỏi

- Tương tự, tại các tiết diện nguy hiểm: (C) trên trục I và (C), (D) trên trục II đều

6 Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh

Để đề phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột (chẳng hạn khi mở máy) cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh theo công thức :

Tài liệu tham khảo

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

cơ khí tập 1 NXB Giáo dục Việt Nam ( 2010)

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

cơ khí tập 2 NXB Giáo dục Việt Nam (2010)