Tiểu luận cuối kỳ đề tài tính toán hệ dẫn động băng tải

Bạn đang xem bản rút gọn của tài liệu. Xem và tải ngay bản đầy đủ của tài liệu tại đây (3.08 MB, 41 trang )

Trang 1<div class="page_container" data-page="1">

KHOA ĐÀO TẠO CHẤT LƯỢNG CAO BỘ MÔN NGUYÊN LÝ CHI TIẾT MÁY

TIỂU LUẬN CUỐI KỲ

ĐỀ TÀI: TÍNH TỐN HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

</div>Trang 2<div class="page_container" data-page="2">

Nhận xét của giáo viên

</div>Trang 3<div class="page_container" data-page="3">

Trường ĐH SPKT TP. HCM Khoa Cơ khí Chế tạo máy

Bộ mơn Thiết kế máy

TIỂU LUẬN MƠN HỌC NGUN LÝ- CHI TIẾT MÁYTÍNH TỐN HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

HK: I, Năm học: 2021-2022

Đề: 04 Phương án: 9

Giảng viên môn học: PGS.TS. Văn Hữu Thịnh

Sinh viên thực hiện: Lại Quang Thành MSSV: 21145270

Hình 1: Hệ dẫn động băng tải

1. Đơng cơ điện

2. Nối trục đàn hồi

3. Hộp giảm tốc 1 cấp ánh răng cơn răng thẳng

4. Bộ truyền đai thang

5. Băng tải

Hình 2: Sơ đồ tải trọng

Số liệu cho trước:

1. Lực kéo trên băng tải F: 5700N 2. Vận tốc vòng của băng tải V: 0.8 m/s 3. Đường kính tang D: 250 (mm) 4. Số năm làm việc a: 7 năm

5. Số ca làm việc: 2 (ca), thời gian: 6h/ca, số ngày làm việc: 300 ngày/năm 6. Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài @: 30º

7. Sơ đồ tải trọng như hình 2

Khối lượng sinh viên thực hiện: 01 bản thuyết minh tính tốn gồm:

1. Chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền 2. Tính tốn thiết kế bộ truyền ngồi của HGT 3. Tính tốn thiết kế bộ truyền của HGT 4. Tính tốn thiết kế 2 trục của HGT

</div>Trang 4<div class="page_container" data-page="4">

MỤC LỤC

Phần I: Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền…...01

1.1. Chọn động cơ điện...01

1.2. Phân phối tỉ số truyền...02

Phần II: Tính tốn thiết kế bộ truyền ngồi của hộp giảm tốc…...04

2.1. Chọn loại đai và tiết diện đai...04

2.2. Chọn đường kính hai đai...04

2.3. Xác định khoảng cách trục và chiều dài hai đai...04

2.4. Xác định góc ơm của bánh đai nhỏ...05

2.5. Xác định số đai...05

2.6. Xác định chiều rộng vành đai...06

2.7. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục...06

2.8 Bảng tổng hợp các thông số của bộ truyền đai...07

Phần III: Tính tốn thiết kế bộ truyền của hộp giảm tốc…...07

3.1. Chọn vật liệu...08

3.2. Xác định ứmg suất cho phép...08

3.3. Chiều dài cơn ngồi...09

3.4. Xác định các thơng số ăn khớp...10

3.5. Kiêm nghiệm răng về độ bên tiếp xúc...11

3.6. Kiếm nghiệm răng về độ bền uốn...12

3.7. Kiểm nghiệm răng về q tải...13

3.8. Các thơng số và kích thước bộ truyền...14

Phần IV: Tính tốn thiết kế hai trục của hộp giảm tốc…...15

</div>Trang 5<div class="page_container" data-page="5">

Trong đó : Công suất cần thiết trên trục động cơpct

pt = p: Công suất trên trục công tác.

Hiệu suất của 1 cặp ổ lăn: = 0,99 Hiệu suất của bộ truyền đai thang: d = 0,96 Hiệu suất của bộ truyền bánh răng cơn: br = 0,98

Từ đó thay vào (1) ta được: =

1.1.2 Xác định sơ bộ số vịng quay của động cơ.

Ta có tốc độ quay của trục cơng tác:

Xác định sơ bộ số vịng quay của động cơ:

Hệ truyền động cơ khí có bộ truyền đai thang và hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng nón răng thẳng, theo bảng 2.2 ta chọn được tỉ số truyền sơ bộ của:

</div>Trang 6<div class="page_container" data-page="6">

Thay vào (2) ta có:

usb = u ud. ℎ = 2,5.4 = 10 ==> nsb = nct.usb = 33,7.10 = 337 (v/ph)

</div>Trang 7<div class="page_container" data-page="7">

Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ: nđc = 750 v/ph

1.2 Phân phối tỉ số truyền

Theo tính tốn ở trên ta có:

Chọn trước tỉ số truyền của bộ truyền bánh trụ răng thẳng hộp giảm tốc: u = 4,0h Tỉ số truyền của bộ truyền đai thang:

</div>Trang 8<div class="page_container" data-page="8">

- Số vòng quay qua trục 3: = = 63,7 n2 n3 (v/ph) Công suất trên các trục:

Công suất trên trục công tác III: p3 = p = 5,25 kW t Công suất trên trục II là: Momen xoắn trên các trục: Momen xoắn trên trục I:

</div>Trang 9<div class="page_container" data-page="9">

PHẦN II: TÍNH TỐN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGỒI CỦA HGTThơng số đầu vào:

Cơng suất trên trục động cơ: = p1 pđc = 5,74 (kW) Số vòng quay trên trục động cơ: = n = 716 (v/ph)n1 đc Tỉ số bộ truyền đai: u = u = 2,81đ

</div>Trang 10<div class="page_container" data-page="10">

Góc nghiêng bộ truyền ngồi @: 30º

Điều kiện làm việc: 2 (ca), thời gian: 6h/ca, số ngày làm việc: 300ngày/năm

2.1 Chọn loại đai và tiết diện đai.

Chọn đai vải cao su

Theo hình 4.1 chọn tiết diện là .Ƃ

Đường kính bánh đai nhỏ d được chọn theo bảng 4.19, ta có d 11= 224 mm Kiểm tra vận tốc đai:

2.3 Xác định khoảng cách trục a và chiều dài đai.

Theo bảng 4.14 chọn sơ bộ khoảng cách a = d = 630 2 mm Kiểm tra a theo điều kiện:

0,55.(d1+ d + h a 2) ≤ ≤ (𝑑2. 1+ d2)

0,55. (224+630) + 10,5 a 2. (224+630) 480,2 a 1708

Như vậy a = 630 mm, thỏa điều kiện theo công thức. Theo công thức 4.4 chiều dài đai:

</div>Trang 11<div class="page_container" data-page="11">

l = 2a + π(d1 + d2) + (d2 - d1)

</div>Trang 12<div class="page_container" data-page="12">

= 2.630 + π(224 + 630) + (630 - 224) = 2666,87 (mm)

Theo bảng 4.13 chọn chiều dài đai tiêu chuẩn l = 2500 mm Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ:

Số vòng chạy của đai trong 1s theo (4.15) [1]:

thỏa điều kiện về góc ơm

Số đai z được tính theo cơng thức (4.16):

Cα – hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ơm α = 137 tra bảng 4.15: C = 0,89 1 o α Cl – hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai, tra bảng 4.16: C = 1,04l Cu – hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền, tra bảng 4.17: C = 1,14u Cz – hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây Trong đó: t, e – tra bảng 4.21, với t =19, e =12,5

2.7 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục.

</div>Trang 13<div class="page_container" data-page="13">

Lực căng trên 1 đai được xác định theo công thức (4.12):

</div>Trang 14<div class="page_container" data-page="14">

2.8 Bảng tổng hợp các thơng số của bộ truyền đai.

PHẦN III: TÍNH TỐN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CỦA HGTThơng số đầu vào:

Cơng suất trên trục dẫn P = P = 5,46 kW1 Số vòng quay trên trục dẫn n = 254,8 rpm1 Tỉ số truyền bộ truyền bánh răng u = 4

Moment xoắn trên trục dẫn T = T = 204642,859 N.mm1 Thời gian sử dụng 5 năm, mỗi năm làm việc 300 ngày, mỗi ngày 2 ca, mỗi ca 6h

Tuổi thọ bộ truyền (thời gian làm việc) = 5.300.2.6 = 18000 hrst∑

</div>Trang 15<div class="page_container" data-page="15">

Do khơng u cầu gì đặc biệt về vật liệu và quan điểm thống nhất hóa thiết kế ở đây ta chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như sau:

Vật liệu Nhiệt luyện Giới hạn bền Giới hạn chảy

Độ cứng HB BR dẫn Thép 45 Tôi cải thiện 850 MPa 580 MPa 250 BR bị dẫn Thép 45 Tôi cải thiện 750 MPa 450 MPa 235

c - Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay; n1 - Số vòng quay trong 1 phút của bánh dẫn; t∑ - Tổng giờ làm việc của bánh răng đang xét.

KHL1 - Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng thời gian phục vụ trên BR dẫn KHL2 - Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng thời gian phục vụ trên BR bị dẫn Theo 6.1a([1], trang 93), sơ bộ xác định được ứng suất tiếp xúc cho phép

[σ H] = σ0 . kHL

</div>Trang 16<div class="page_container" data-page="16">

Suy ra NFE1 > NFO1, do đó KFL1 = 1.

Trong đó: K - Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng chế độ tải trọng trên BR dẫn FL1 KFL2 - Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng chế độ tải trọng trên BR bị dẫn Bộ truyền quay 1 chiều KFC = 1

Theo 6.2a([1], trang 93) sơ bộ xác định được ứng suất uốn cho phép:

</div>Trang 17<div class="page_container" data-page="17">

= 0,57

Tra bảng 6.21 với sơ đồ , trục bánh răng côn lắp trên ổ đũa, răng thẳng, I HB < 350 → K = 1,13Hβ

T1 - moment xoắn trên trục dẫn: T = 204642,859N.mm1 [σH] – ứng suất cho phép: σ[ H] = 490,9 MPa

=> R

3.4 Xác định các thông số ăn khớp:

</div>Trang 18<div class="page_container" data-page="18">

Với de1 = 104 ,89 mm , u = 4. Tra bảng 6.22 ta được z1p = 17 răng Số răng bánh dẫn z1=1,6.z1p = 1,6.17 = 27,2 răng - Tính lại đường kính trung bình: dm1 = mtm. z1 = 3,5.26 = 91 mm - Tính lại chiều dài cơn ngoài:

3.5 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc 𝛔𝛔H

Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng tính theo cơng thức 6.58([1], trang 115)

</div>Trang 20<div class="page_container" data-page="20">

+ KHα: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, với bánh răng côn răng thẳng KHα = 1,13

+ K : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, theo 6.63 ([1],Hv

</div>Trang 21<div class="page_container" data-page="21">

Do đó: σH < [σH] = 490,909 MPa Thỏa bền tiếp xúc

3.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

</div>Trang 22<div class="page_container" data-page="22">

KFα = 1 – Bánh răng côn răng thẳng

KFv – Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, theo công thức

</div>Trang 23<div class="page_container" data-page="23">

] = 241,71 MPa

=> Thỏa độ bền uốn

3.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Hệ số quá tải: Kqt = = 1 (Do tải trọng tĩnh)

</div>Trang 24<div class="page_container" data-page="24">

Để tránh biến dạng dư hoặc gãy giòn bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại phải thỏa điều kiện:

ϬHmax = H √Kqt Ϭ =483,08 √ = 483,08 (MPa) < [ Hmax] = 1260 (MPa)1 Ϭ Kiểm nghiệm quá tải về độ bền uốn theo công thức (5.43):

ϬF1max = F1√Kqt Ϭ =76,37 √ = 76,37 (MPa) < [ F1max] = 464 (MPa)1 Ϭ ϬF2max = F2√Kqt Ϭ = 78,09 √ = 78,09 (MPa) < [ϬF2max] = 360 (MPa)1

</div>Trang 25<div class="page_container" data-page="25">

3.8 Bảng thông số bộ truyền bánh răng cơn răng thẳng tính được:

</div>Trang 26<div class="page_container" data-page="26">

PHẦN IV: TÍNH TỐN THIẾT KẾ HAI TRỤC CỦA HGT*SƠ ĐỒ PHÂN TÍCH LỰC TRÊN HAI TRỤC HGT

4.1. Chọn vật liệu

Chọn vật liệu chế tạo 2 trục là thép C45 thường hóa: Giới hạn bền là: = 600 MPa

Giới hạn chảy là: 𝛼 = 340 MPa

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

</div>Trang 27<div class="page_container" data-page="27">

Chọn d = 25 mm2

</div>Trang 28<div class="page_container" data-page="28">

4.3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

Dựa theo bảng 10.2 ([1], tr189) chiều rộng ổ lăn b là: b = 15 mm và b = 1700102

k1 = 10 - Khoảng cách từ các mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay

k2 = 10 - Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp k3 = 15 - Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ ℎn = 18 - Chiều cao nắp ổ và đầu bulong

Khoảng cách trên các trục theo bảng 10.4:

</div>Trang 29<div class="page_container" data-page="29">

Fa1 = F tan sin δt1 α 1 = 4459,9. tan 20° sin 14,03𝑜 = 393,5 N = Fr2 Lực tác dụng từ bộ truyền đai thang:

</div>Trang 30<div class="page_container" data-page="30">

- Trên mặt phẳng Oxz:

∑MBx = 0 ⇔ Fđx.l12 – XC 11.l + Ft1 13.l = 0

</div>Trang 31<div class="page_container" data-page="31">

Trong đó: [б] ứng suất cho phép của thép chế tạo trục, theo bảng 10.5 ([1]; tr.195). Đối với trục 1 ta được: [б] = 50 MPa.

</div>Trang 32<div class="page_container" data-page="32">

Biểu đồ momen trên trục I:

</div>Trang 34<div class="page_container" data-page="34">

Trong đó: [б] ứng suất cho phép của thép chế tạo trục, theo bảng 10.5 ([1]; tr.195). Đối với trục 2 ta được: [б] = 50 MPa.

</div>Trang 35<div class="page_container" data-page="35">

Biểu đồ momen trục II:

</div>Trang 36<div class="page_container" data-page="36">

4.6. Tính kiểm nghiệm trục 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:

[𝑠] − Hệ số an tồn cho phép, thơng thường [s] = 1,5…2,5 (khi cần tăng độ cứng [s] = 2,5…3, như vậy không cần kiểm tra độ cứng của trục)

𝑠𝛼𝑗 , 𝑠𝛼𝑗 - 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:

=𝐾𝛼𝑑𝑗 𝛼𝑎𝑗 𝛼−1+ 𝛼𝛼 𝑚𝑗𝛼

</div>Trang 39<div class="page_container" data-page="39">

𝐾𝑦: Hệ số tăng bề mặt trục bảng 10,9 ([1], tr.197), không dùng phương pháp gia tăng độ bền bề mặt K = 1.y

𝐾𝛼 = 1,76; 𝐾 = 1,54 𝛼 : Trục có rãnh then cắt bằng dao phay ngón 𝛼𝛼; 𝛼𝛼 : Trị số của hệ số kích thước tra bảng 10.10 ([1], tr.198) Theo cơng thức tính tốn, ta được:

</div>Trang 40<div class="page_container" data-page="40">

TÀI LIỆU THAM KHẢO

[1]. TÍNH TỐN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ (Tập một, Tập hai) – Trịnh Chất, Lê Văn Uyển.

</div>