tiểu luận nguyên lý chi tiết máy tính toán hệ dẫn động băng tải

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

<b>BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO </b>

<b>TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT TP.HCMKHOA CƠ KHÍ CHẾ TẠO MÁY</b>

TIỂU LUẬN NGUYÊN LÝ – CHI TIẾT MÁY

<b>TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI</b>

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

<b>Khoa : Cơ khí Động LựcBộ mơn: Thiết kế máy</b>

<b><small>TÍNH TỐN HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI</small></b>

<b>Đề số: 02 – Phương án: 4</b>

Giảng viên môn học : PGS.TS. Văn Hữu Thịnh Sinh viên thực hiện : Nguyễn Hoàng Nguyên

MSSV : 21147022

<b>I. ĐỀ BÀI</b>

SỐ LIỆU CHO TRƯỚC

1. Lực kéo trên băng tải F ( N ): 2000 N 2. Vận tốc vòng của băng tải V(m/s):1,5 m/s 3. Đường kính tang D (mm): 450 mm

4. Số năm là việc a(năm): 5 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 ngồi @:150

7. Sơ đồ tải trọng như hình 2

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

<b>MỤC LỤC</b>

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

<b>Phần 03: BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG</b>

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

Trong đó: η<small>nt </small>– hiệu suất nối trục;

η<small>ol </small>– hiệu suất 1 cặp ổ lăn; η<small>br </small>– hiệu suất 1 cặp bánh răng; η<small>x </small>– Hiệu suất bộ đai

<b>- Công suất cần thiết trên trục động cơ:</b>

P<small>ct</small> = <i>^P<small>t</small></i>

<i>η</i>

=

_0,91⁶

= 6.6

(kW)

<b>- Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ :</b>

n = <i>^{60000 v}_{π D}</i>

=

<i>^{60000 .1, 2}_{π . 360}</i>

=

63,66 (v/ph)

<b>- Hệ truyền động cơ khí bộ truyền đai thang và hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng trụ </b>

răng nghiêng, theo bảng 2.2 t chọn u<small>d</small> = 2, u<small>h</small> = 5. Tỉ số truyền chung sơ bộ:

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

<b>Phần 2 : TÍNH TỐN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGỒI1. Thơng số đầu vào</b>

<b>- Công suất trên trục dẫn: </b><i>P</i><small>1</small>=6,56 (kW )

<b>- Tốc độ quay trên trục dẫn:</b><i>n</i>₁= 720(vòng/phút),

<b>- TST cho bộ truyền đai: </b><i>u_d</i>=3,15

<b>2. Chọn loại đai và tiết diện đai</b>

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

Dựa vào bảng 4.26 chọn đường kính tiêu chuẩn:

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

z = <i>^P</i>¹<i>^{× K}^đ</i>

[<i>P</i>₀]<i>×C_α×C_L× C_u×C_z</i>

<i>Trong đó:</i>

Cơng suất trên trục dẫn: <i>P</i>₁ = 3,28 (kW) Công suất cho phép: [<i>P</i>₀] = 2,6

Trị số của hệ số tải trọng động K<small>đ </small>: Theo bảng (4.7)

<b>8. Đường kính ngồi của bánh đai</b>

<i><b>- Đường kính ngồi bánh đai nhỏ:</b></i>

<i>d_{a 1}</i>=<i>d</i>₁+2<i>h</i>₀ =180+2<i>×</i>4,2 =188,4 (mm)

<i><b>- Đường kính ngồi bánh đai lớn:</b></i>

<i>d_{a 2}</i>=<i>d</i>₂+2<i>h</i>₀ =560+2<i>×</i>4,2 =568,4 (mm)

<b>9. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục</b>

<i><b>- Lực căng trên 1 đai được xác định theo công thức:</b></i>

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

<b>10. Tổng hợp các thông số bộ truyền đai</b>

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

<b>Phần 3 : TÍNH TỐN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC1. Thông số đầu vào</b>

<b>- Công suất trên trục bánh răng dẫn:</b><i>P</i>₁=6,24(Kw)

<b>- Tốc độ quay trục bánh răng dẫn:</b><i>n</i>₁=228,57(vg/phút)

<b>- Tỉ số truyển: </b><i>u=u_h</i> = 3,6

<b>- Mô men xoắn trên trục bánh răng dẫn: </b><i>T</i>₁=<i>T</i>₁=260717(N . mm)

<b>- Thời gian làm việc L</b><small>h </small>: 300 ngày/năm, 2 ca/ngày, 6 giờ/ca

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

Tổng số giờ làm việc của bánh răng: <i>t_Σ</i> = 6<i>×</i>2<i>×</i>300<i>×</i>5 = 18000 giờ

<i><b>- Theo 6.6[1], vì bộ truyền tải trọng không đổi:</b></i>

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

+ K<small>a</small> = 49,5 bảng 6.5 [1] trang 96 loại răng thẳng + u : tỷ số truyền của bộ truyền đang tính, u = 4

<i><b>- Bánh trụ răng nghiêng: Chọn sơ bộ </b>β=10</i>

<i><b>- Số răng </b>Z</i>₁<i> theo công thức (6.31)[1]</i> Vậy góc nghiêng bánh răng là: <i>β</i> = 12<small>o</small>

<i><b>- Tính lại khoảng cách trục theo cơng thức (6.21)</b></i>

<i>a_w</i>=¿ <i>^{m× z}<small>t</small></i>

<i>2,5× 133</i>

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

<b>8. Kiểm tra độ bền tiếp xúc </b><i>σ_H</i>

<i>Theo công thức 6.33 ([1] trang 105) ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt mặt của bộ </i>

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

<i><b>- Đối với bánh răng nghiêng tra bảng 6.14/trang 107 K</b></i><small>Hα</small> =1,13.

<i><b>- Theo cơng thức 6.14/trang 107.</b></i>

<i>K_Hv</i>=1+<i>^v^H^{× b}^w^{× d w}</i>¹

<i>2 × K_Hβ× K_Hα</i>

<i>v_H</i>=<i>δ_H. g</i>₀<i>. v .</i>

√

<i>^a<small>w</small></i>

<i>u</i> = <i>0,002 ×73 ×0,89 ×</i>

√

¹⁷⁰3,6^=0,89 (m/s)

δ<small>H</small> = 0,002 : Hằng số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp tra bảng 6.15/trang 107. <i>g</i>₀= 73 : Hằng số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch các bước răng bánh 1 và 2 tra bảng

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

<i>Theo công thức 6.43, 6.44 ([1] trang 108):</i>

</div><span class="text_page_counter">Trang 19</span><div class="page_container" data-page="19">

<b>11. Kiểm nghiệm răng về q trình tải</b>

<i><b>- Theo cơng thức (6.48) và (6.49) K</b></i><small>qt</small> = 1

<i>σ_{F 1}</i> = <i>σ_H×</i>

_√

<i>_Kqt</i> = 352,44<i>×</i>1 = 352,44 MPa <

[

<i>σ_H</i>

]

<small>max </small>(Thỏa điều kiện bền)

<i>σ_{F 1 max}</i> = <i>σ_{F 1}×</i> K<small>qt </small>= 59,35 <i>×1</i> = 59,35 MPa <

[

<i>σ_{F 1}</i>

]

<small>max </small>(Thỏa điều kiện bền)

<i>σ_{F 2 max}</i> = <i>σ_{F 2}_×</i> K<small>qt </small>= 55,93 <i>×1</i> = 55,93 MPa <

[

<i>σ_{F 2}</i>

]

<small>max </small>(Thỏa điều kiện bền)

<b>12. Các thông số khác của bánh răng</b>

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

Lực hướng tâm: <i>F_r</i>=<i>F_{t 1}. tan_αtcos β</i> ⁼

<i>3523 . tan 20°</i>

0,978 ^=1311(N)

Lực dọc trục: <i>F_{a 1}</i>=<i>F_{t 1}. tanβ=3523 . tan12 °=749(N )</i>

<b>13. Tổng kết các thông số bộ truyền bánh răng</b>

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

<b>- Chọn thép 45 tôi cải thiện </b>



<i>_b</i> = 600 MPa.

<b>- Ứng suất uốn cho phép : </b>

 

 <i>12...20MPa</i>

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

<b>5. Tính khoảng cách gối đỡ và các điểm đặt lực</b>

<i><b>- Chiều rộng ổ lăn (bảng 10.2 trang 189[1])</b></i>

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

<b>TRỤC II</b>

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

<i><b>- Tính Moment và chọn đường kính tại các tiết diện nguy hiểm</b></i>

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

<b>7. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi và độ bền tĩnh khi quá tải:</b>

Xác định hệ số <i>K_σd</i> và <i>K_τd</i>(Theo công thức (10.15) và công thức (10.16)

Các trục gia công trên máy tiện.Tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đặt Ra = 2,5…0,63 Theo bảng 10.8 - Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt K<small>x</small> = 1,06.

Không dùng các phương pháp tăng bề mặt nên K<small>y</small> = 1

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

σ<small>−1</small> , τ<small>−1</small>:giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng. Thép C45 có σb=600MPa

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

Vậy đường kính trục tại tiết tiện B thỏa độ bền mỏi

<i><b>- Tại tiết diện C:</b></i>

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

Vậy đường kính trục tại tiết tiện C thỏa độ bền mỏi

</div><span class="text_page_counter">Trang 33</span><div class="page_container" data-page="33">

Vậy đường kính trục tại tiết tiện F thỏa độ bền mỏi

<i>Tại tiết diện G:</i>

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

Ta thấy, tất cả các giá trị <i>s</i> > [<i>s</i>] = 2,5

→ Do đó các tiết diện nguy hiểm trên cả 2 trục đều đảm bảo an toàn về độ bền mỏi

<b>8. Kiểm nghiệm độ bền tĩnh của đường kính trục tại tiết diện </b>

+<i>3× 15,20</i><small>2</small>=29,58 MPa ≤[<i>σ</i>]<i>→ Thỏa điềukiện</i>

<i>Tại tiết diện C</i>

<i>σ_td</i>=

√

8,03²+3 ×10,84²=20,42 MPa ≤[<i>σ</i>]<i>→ Thỏa điều kiện</i>

<i>Tại tiết diện G</i>

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

+<i>3× 14,08</i><small>2</small>

=<i>49,79 MPa ≤</i>[<i>σ</i>]<i>→ Thỏa điềukiện</i>

Như vậy tại các tiết diện đều thỏa điều kiện về độ bền tĩnh

</div>