Bài tập lơn đề 2

 Chương 2: Thiết kế bộ truyền xích ống con lăn..  Chương 3: Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng... Vẽ sơ đồ trục... o Tính mô men tương đương tại tiết diện nguy hiểm Tiết diệ

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP HCM

KHOA CƠ KHÍ

BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY

BÀI TẬP LỚN SỐ 2 Môn CƠ HỌC MÁY

ĐỀ SỐ 2 THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Họ và Tên: NGUYỄN THỊ KIM PHỤNG

MSSV: V1202834

Lớp: VL12SI

Đề số 2 – Phương án 22

Hệ thống dẫn động băng tải gồm:

1- Động cơ điện;

2- Nối trục đàn hồi;

3- Hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp răng

nghiêng;

4- Bộ truyền xích ống con lăn;

5- Bộ phận công tác (Băng tải)

Số liệu thiết kế:

+Lực vòng trên băng tải: F= 8000(N)

+Vận tốc băng tải:v = 3.25 (m/s)

+Đường kính tang dẫn của băng tải:D = 150 (mm)

+Thời gian phục vụ: L= 4(năm)

+ Quay một chiều, làm việc một ca, tải trọng tĩnh (1 năm  300 ngày, 1 ca 8 giờ) +Sai số vòng quay trục máy công tác so với yêu cầu ≤ ± 3 %

+Ứng suất tiếp xúc của vật liệu chế tạo 2 bánh răng:[σ ]H= 550MPa

+Ứng suất uốn của vật liệu chế tạo 2 bánh răng:[σ ]F= 250MPa

+Ứng suất mỏi uốn của vật liệu chế tạo trục:[σ ]-1F= 60MPa

+Độ rắn của vật liệu chế tạo bánh răng:HB=220

+Bộ truyền xích (số 4) đặt nằm ngang, bôi trơn định kỳ, đĩa xích điều chỉnh được,

khoảng cách trục:a ≈ 40pC

YÊU CẦU

 Chương 1: Chọn động cơ điện, phân phối tỉ số truyền

 Chương 2: Thiết kế bộ truyền xích ống con lăn

 Chương 3: Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

 Chương 4: Thiết kế 2 trục trong hộp giảm tốc

 Chương 5: Thiết kế 2 cặp ổ lăn trong hộp giảm tốc

Chương 1 :

CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

1.1 Công suất của động cơ :

* Công suất cực đại trên trục xích tải:

* Hiệu suất của toàn bộ hệ thống (Bảng 3.3 tài liệu [1]):

ηΣ =ηx.ηbr.ηk.ηol 2= 0.93×0.98×1×0.9952= 0.9023

* Công suất cần thiết trên trục động cơ :

* Chọn động cơ : Theo bảng 3.2 tài liệu [1] ta nên chọn:

ux= (2 ÷ 5)và ubr= (3 ÷ 5) Vậy tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống:

uΣ = ux.ubr= (2 ÷5)×(3÷5) = (6 ÷ 25)

Số vòng quay trục xích tải:

Số vòng quay dự kiến của động cơ:

ndc= nm.uΣ = 413.80×(6 ÷ 25) = (2482.8 ÷ 10345)v/ph

Căn cứ theo P ct ,ta chọn loại động cơ điện không đồng bộ 3 pha, loại 3K do nhà máy chế tạo động cơ điệnViệt Nam Hungary sản xuất Có 2 lựa chọn là:

3K200M2 Pdc=30KW,ndc= 2960v/ph

3K200LA4 Pdc=30KW,ndc= 1475v/ph

=> Ta chọn động cơ 3K200M2 Pdc=30KW,ndc=2960v/ph

1.2 Phân phối tỉ số truyền :

*Tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống

*Do do chọn trước:

ux = 2 => ubr = =

Công suất trên trục dẫn xích tải:

Pmax= 26kW

Công suất trên trục II của HGT:

Công suất trên trục I của HGT:

Công suất trên trục động cơ:

Bảng số liệu dùng cho thiết kế các bộ truyền cơ khí:

Trục Trục động cơ Trục I HGT Trục II HGT Trục dẫn xích tải

Momen xoắn T (N.mm) 92983.45 92983.45 324100.24 600048.3

Chương 2 :

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH ỐNG CON LĂN

2.1 Thông số ban đầu:

Theo bảng số liệu chương 1

• Thông số đầu vào : P1 = 28.1 kW; n1=828 v/ph; T1= 324100.24 Nmm; ux= 2

• Điều kiện làm việc: đặt nằm ngang, bôi trơn định kỳ, đĩa xích điều chỉnh được,

khoảngcách trục a ≈ 40 p

2.2 Số liệu ban đầu

• Chọn xích 1 dãy ⇒ K x =1

• Chọn số răng:Z 1 = 29 − 2u = 29 − 2 × 2 = 25 răng > Z min = 11 răng

•Số răng:Z 2 = u.Z 1 = 2× 25 = 50 răng < Z max = 120 răng

• Hệ số điều kiện sử dụng:

• K r =1 (tải tĩnh)

• K a = 1 ( a≈ 40pC )

• K 0 = 1 (đặt nằm ngang)

• K b = 1.5 (bôi trơn định kỳ)

• K dc = 1 (đĩa xích điều chỉnh được)

• K lv = 1 (làm việc 1 ca)

• K = K r K a K 0 K b K dc K lv = 1x1x1x1.5x1x1 = 1.5

• Hệ số răng đĩa dẫn:

• Hệ số vòng quay trục dẫn:

• Công suất tính toán:

• Tra bảng 5.4 tài liệu [1] chọn bước xích tiêu chuẩn:p c = 25.4mm có [P 0 ]=30.7 kW

• Theo bảng 5.2 tài liệu [1], kiểm tra số vòng quay:n 1 = 828 > n th = 800 v/ph

• Vận tốc vòng:

• Đường kính vòng chia:

• Lực vòng:

• Số mắt xích: (

) (

)

 Chọn X=118 mắt • Tính chính xác lại a [ √( ) (

) ] [ √( ) (

) ] = 1017.3 mm Để xích không bị căng ta giảm khoảng cách trục:Δa = (0.002 ~ 0.004)a= (2.03 ~ 4.07)mm Chọn a = 1015 mm • Số lần va đập trong 1 giây:

[ ]

• Lực tác động lên trục: F r = K m F t = 1,15× = 3678 N D 1 = (p c *z 1 )/

Chương 3 : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG 3.1 Số liệu ban đầu: +Công suất truyền P1 = 28.82 kW +Mômen xoắn T1 = 92983.45 Nmm +Số vòng quay trục dẫn n1 = 2960 v/ph +Tỉ số truyền u = 3.575 +Ứng suất cho phép: +Ứng suất tiếp xúc của vật liệu chế tạo 2 bánh răng :[σ ]H= 550MPa +Ứng suất uốn của vật liệu chế tạo 2 bánh răng :[σ ]F= 250MPa 3.2 Trình tự thiết kế: 3.2.1: Khoảng cách trục a: √

[ ] Do HB<350 và bánh răng lắp đối xứng nên chọn = 0.4

 Chọn

 √

3.2.2: Chọn môdun: m n =(0.01 ÷ 0.02)a = 1.19 ÷ 2.39 mm

+Chọn theo tiêu chuẩn:m n =2

3.2.3: Số bánh răng nhỏ:

Vì 8 0 ≤ β ≤ 20 0 nên 24.44≤ Z 1 ≤ 25.75chọn Z 1 = 25 răng

3.2.4: Số răng bánh lớn:

Z 2 = u.Z 1 = 3.575*25 = 89.375 chọn Z 2 = 90 răng 3.2.5: Góc nghiêng răng:

(

) (

)

3.2.6: Bề rộng bánh răng:

3.2.7: Đường kính vòng chia bánh nhỏ:

3.2.8: Đường kính vòng chia bánh lớn:

3.2.9: Khoảng cách trục:

+Đường kính vòng đỉnh: d a1 = d 1 +2m n = 51.74 + 2*2 = 55.74 mm

d a2 = d 2 +2m n = 186.3 + 2*2 = 190.3 mm +Đường kính vòng chân: d i1 = d 1 - 2.5m n = 51.74 - 2.5*2 = 31.74 mm

d i2 = d 2 - 2.5m n = 186.3 – 2.5*2 = 166.3 mm

3.3:Kiểm nghiệm ứng suất:

3.3.1: Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc:

_Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng:

√

[ ] Với √ (do 2 vật liệu làm bằng thép)

√

√

√ √

)]

Hệ số tải trọng tính:

K H = K Hβ K HV K Hα

Lập tỉ số

Tra bảng 6.4 tài liệu [1] với ψbd=0.92 , bánh răng lắp đối xứng ổ trục và HB=220

 K Hβ =1.03

+Vận tốc vòng:

Tra bảng 6.3 tài liệu [1] ⇒chọn cấp chính xác 8

Tra bảng 6.6 tài liệu [1] ⇒KHV = 1.08

Tra bảng 6.11 tài liệu [1] ⇒KHα = 1.13

 K H = 1.03*1.08*1.13=1.26

+Tỉ số truyền:

+Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng:

√

Vậy σ H = 565 MPa > [σ H ]= 550 MPa nên bánh răng đủ bền tiếp xúc

(không được nhỏ hơn 10% hay lớn hơn 5% so với giá trị ứng suất tiếp xúc cho phép)

3.3.2: Kiểm nghiệm ứng suất uốn:

Tra bảng 6.4 tài liệu [1] với ψbd= 0.93 , bánh răng lắp đối xứng ổ trục và HB=220

 K Fβ = 1.08

Tra bảng 6.6 tài liệu [1] =>K FV = 1.29;

_Hệ số tải trọng tính:

K F = K Fβ K FV K Fα = 1.08*1.06*0.89 = 1.02

_Số răng tương đương:

răng

răng

_Hệ số dạng răng (không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x1 = x2 = 0)

_Hệ số xét đến ảnh hưởng của trùng khớp ngang:

_Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc nghiêng răng:

;

_Lực vòng trên bánh dẫn:

= 3594N _Lập tỉ số [ ]

và [ ]

 [ ]

[ ]

nên ta tính cho bánh dẫn _Ứng suất uốn tại tiết diện nguy hiểm

Vì [ ] nên bánh răng đủ bền uốn 3.4: Các thông số của bộ truyền: +Khoảng cách trục a = 119 mm +Mô đun pháp m n = 2 mm +Số răng Z 1 = 25 răng; Z 2 = 90 răng +Góc nghiêng β = 14.9 +Đường kính vòng chia d 1 = 51.74 mm d 2 = 186.3 mm +Đương kính vòng đỉnh răng d a1 = 55.74 mm d a2 = 190.3 mm +Đương kính vòng chân răng d i1 = 31.74 mm d i2 = 166.3 mm +Bề rộng bánh răng b 1 = 42 mm b 2 = 48 mm 3.5:Lực ăn khớp: +Lực vòng:

+Lực dọc trục:

+Lực hướng tâm:

Chương 4 :

THIẾT KẾ 2 TRỤC TRONG HỘP GIẢM TỐC

1 Vẽ sơ đồ trục

o Sơ đồ chọn chiều dài trục

Với ;

;

;

o Sơ đồ phân tích lực tác dụng lên trục

2 Thiết kế trục I

o Ứng suất mỏi uốn của vậy liệu chế tạo trục [σF]-1 = 60 MPa;

o Chọn kích thước chiều dài trục: = 22.61 mm ; = 42 mm ; Chọn

sơ bộ = 20 mm

o Thay trục bằng dầm sức bền

Với

o Tính phản lực gối tựa

Phương trình cân bằng mômen trong mặt phẳng đứng tại gối A

Phản lực tại gối B theo phương đứng

Phương trình cần bẳng lực theo phương đứng

Phản lực tại gối A theo phương đứng

Phương trình cân bằng mômen trong mặt phẳng ngang tại A

Phản lực tại gối B theo phương ngang

Phương trình cân bằng lực theo phương ngang

Phản lực tại gối A theo phương ngang

o Vẽ biểu đồ nội lực

Biều đồ mômen trong mặt phẳng đứng MX (Nmm)

Biều đồ mômen trong mặt phẳng đứng MY (Nmm)

Biều đồ mômen xoắn T (Nmm)

169188

35669.76 60401.76

95688

o Tính mô men tương đương tại tiết diện nguy hiểm

Tiết diện nguy hiểm tại vị trí lắp bánh răng

√ √

Tính đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm Ký hiệu tiết diện 1 – 3 là trục 1, tiết diện thứ 3 (từ trái sang phải)

√

[ ] √

Do tại tiết diện nguy hiểm có lắp then nên tăng thêm 5%, chọn d13 = 32 mm

Từ d13 ta chọn các đường kính còn lại d11 = 26 mm; d12 = 29 mm; d14 = 29 mm

3 Thiết kế trục II

o Chọn kích thước chiều dài trục II có khoảng cách giống trục I

o Thay trục bằng dầm sức bền

91683

Với ;

;

o Tính phản lực gối tựa

Phương trình cân bằng mômen trong mặt phẳng đứng tại gối A

Phản lực tại gối B theo phương đứng

Phương trình cần bẳng lực theo phương đứng

Phản lực tại gối A theo phương đứng

Phương trình cân bằng mômen trong mặt phẳng ngang tại A

Phản lực tại gối B theo phương ngang

Phương trình cân bằng lực theo phương X

Phản lực tại gối A theo phương ngang

o Vẽ biểu đồ nội lực

Biểu đồ mômen trong mặt phẳng đứng MX (Nmm)

Biểu đồ mômen trong mặt phẳng ngang MY (Nmm)

Biểu đồ mômen xoắn T (Nmm)

o Tính mô men tương đương tại tiết diện nguy hiểm

Tiết diện nguy hiểm tại vị trí lắp bánh răng

√ √

Tính đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm Ký hiệu tiết diện 2 – 2 là trục 2, tiết diện thứ 2 (từ trái sang phải)

√

[ ] √

97038

81083.7 7967.3

Do tại tiết diện nguy hiểm có lắp then bằng nên tăng thêm, chọn d22 = 40 mm

Từ d22 ta chọn các đường kính còn lại d21 = 37 mm; d23 = 37 mm; d24 = 34 mm

CHƯƠNG 5: THIẾT KẾ HAI CẶP Ổ LĂN TRONG HỘP GIẢM

TỐC

1 Thiết kế ổ trục I

o Lực hướng tâm tác động lên ổ A

√ √

o Lực hướng tâm tác động lên ổ B √ √

o Lực dọc trục Fa1 hướng vào ổ B Lập tỉ số

Do

> 0.3 vậy chọn ổ bi đỡ chặn 1 dãy Theo bảng P2.12 trang 263 tài liệu [2], do ngõng trục của trục 1 theo phần tính trục có d = 29 mm, chọn ổ loại 46X05 có α = 26o (trang 381 tài liệu [1]) Ký hiệu 46205 46305 C (kN) 12.4 21.1 C0(kN) 8.5 14.9 Theo bảng 11.3 tài liệu [1] ta có e = 0,68 Lắp kiểu chữ “O”.Lực dọc trục phụ

o Tổng lực dọc trục tác động lên ổ A Σ = − = 1003.42 − 891 = 112.42 N Vì Σ < nên chọn lại Σ = 2269.33 N Lập tỉ số ∑

nên tra bảng 11.3 tài liệu [1]: X = 1; Y = 0 Tải trọng tương đương trên ổ A

Vậy lực

o Tổng lực dọc trục tác động lên ổ B

Lập tỉ số ∑

nên tra bảng 11.3 tài liệu [1] X = 0.41; Y = 0.87 Tải trọng tương đương trên ổ B

Vậy lực

o Do nên ta tính cho ổ B Do ổ bi nên m = 3 Tuổi thọ ổ

Hệ số khả năng tải động √ √

Tra bảng, ta thấy không có trục nào đủ bền, do đó ta giảm tuổi thọ đi 4 lần

Hệ số khả năng tải động √ √

Tra bảng chọn ổ 46305 có C = 21.1 kN > Ctt, thay ổ sau 4800 giờ làm việc Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh Tra bảng 11.6 tài liệu [1] ta có X0 = 0,5; Y0 = 0,37

Chọn Vậy ổ đủ bền tĩnh 2 Thiết kế ổ trục II o Lực hướng tâm tác động lên ổ A √ √

o Lực hướng tâm tác động lên ổ B √ √

o Lực dọc trục Fa2 hướng vào ổ A Lập tỉ số

Do

> 0.3 vậy chọn ổ bi đỡ chặn 1 dãy Theo bảng P2.12 trang 263 tài liệu [2], do ngõng trục của trục 1 theo phần tính trục có d = 35mm, chọn ổ loại 46X07 có α = 26o (trang 381 tài liệu [1]) Ký hiệu 46207 46307 C (kN) 22.7 33.4 C0(kN) 16.6 25.2 Theo bảng 11.3 tài liệu [1] ta có e = 0,68 Lắp kiểu chữ “O”.Lực dọc trục phụ

o Tổng lực dọc trục tác động lên ổ B Σ = − = 1350.6 − 891 = 459.6 N Vì Σ < nên chọn lại Σ = 1000.94 N Lập tỉ số ∑

nên tra bảng 11.3 tài liệu [1]: X = 1; Y = 0 Tải trọng tương đương trên ổ B

Vậy lực

o Tổng lực dọc trục tác động lên ổ A

Lập tỉ số ∑

nên tra bảng 11.3 tài liệu [1] X = 0.41; Y = 0.87 Tải trọng tương đương trên ổ B

Vậy lực

o Do nên ta chọn ổ A Do ổ bi nên m = 3 Tuổi thọ ổ

Hệ số khả năng tải động √ √

Tra bảng chọn ổ 46207 có C = 22.7 kN > Ctt Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh Tra bảng 11.6 tài liệu [1] ta có X0 = 0,5; Y0 = 0,37

Chọn Vậy ổ đủ bền tĩnh