ĐỒ ÁN NGUYÊN LÍ CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ MÁY DH SPKT

KHOA ĐÀO TẠO CHẤT LƯỢNG CAO
BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY

TIỂU LUẬN

TÍNH TỐN HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Thực hiện: Đặng Ngọc Dũng 18143072
Giảng viên hướng dẫn: TS. Văn Hữu Thịnh

-TP. Hồ Chí Minh, tháng 5/2020

Trường ĐHSPKT TP. HCM

TIỂU LUẬN MƠN HỌC NGUYÊN LÝ- CHI TIẾT MÁY


Khoa Cơ khí Chế tạo máy
Bộ mơn Thiết kế máy

TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
HK: II, Năm học: 2019-2020
Đề: 02
Phương án: 9

Giảng viên môn học: PGS.TS. Văn Hữu Thịnh
Sinh viên thực hiện: Đặng Ngọc Dũng

MSSV: 18143072
1. Đông cơ điện
2. Nối trục đàn hồi

3. Hộp giảm tốc 1 cấp
bánh răng trụ răng
nghiêng
4. Bộ truyền đai thang
5. Băng tải

Hình 1: hệ dẫn động xích tải

Hình 2: Sơ đồ tải trọng

SỐ LIỆU CHO TRƯỚC:
1.
2.
3.
4.
5.
6.
7.

Lực kéo trên băng tải F (N): 5500 N
Vận tốc vịng của băng tải V(m/s): 1,15 m/s
Đường kính tang D (mm): 300
Số năm làm việc a(năm): 7 năm
Số ca làm việc: 2 (ca), thời gian: 6h/ca, số ngày làm việc:300 ngày/năm
Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngồi @: 138 (độ)
Sơ đồ tải trọng như hình 2

Khối lượng sinh viên thực hiện: 01 bản thuyết minh tính tốn gồm:
1.
2.

3.
4.

Chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền
Tính tốn thiết kế bộ truyền ngồi của HGT
Tính tốn thiết kế bộ truyển của HGT
Sơ đồ phân tích lực trên 2 trục của HGT

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


1. Chọn động cơ điện:
Công suất trên trục công tác:
= = 6,325kW
Cơng suất tính: Pt = P (tải trọng tĩnh)
Cơng suất cần thiết trên trục động cơ:

Hiệu suất chung =0.91
Tra bảng 2.1 ta được =0.96 =0,98 =1

; =0,99

= 6.95kW

Xác định sơ bộ số vòng quay của động cơ
Tốc độ quay của trục cơng tác:
n= = =73,2v/ph
Hệ truyền cơ khí có bộ bánh đai thang và hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng trụ răng nghiêng,
theo bản 2.2 ta sơ bộ chọn uđ = ux = 2; uh = 5. Tỉ số truyền chung sơ bộ:
usb = uđ.uh= 10

nsb= n.usb= 73,2.10= 732v/ph
Chọn động cơ thoả mãn điều kiện 2.1 và 2.2:
Pđc Pct
nđc = nsb = 730v/ph
và
Tra phụ lục P1.3, chọn động cơ điện khơng đồng bộ 3 pha rơto lịng sóc 50Hz loại
3K180M8 Pđc= 7,5kW; nđc= 730v/ph có =1,4
2.Phân phối tỉ số truyền:
Tỉ số truyền chung:
u== = 9.97
Chọn trước tỉ số truyền uđ của bộ truyền đai thang:
uđ=3
Tính tỉ số truyền bánh trụ răng nghiên của hộp giảm tốc
uh= = = 3.32
Kiểm tra sai số cho phép về tỉ số truyền
ut= uđ.uh= 3x3.32= 9.96
= = = 0,01<0,09=> Thỏa Mãn


Bảng hệ thống số liệu (Đề có bộ truyền đai)
Trục

Động cơ

Thơng số
u

I
uđ= 3

n (v/ph)
P (kW)
T (Nmm)

730
7.61
99555

Trong đó

365
7.24
189430

II

III

uh=3.32
109.9
7.02
610018

unt=1
109.9
7.61
661288

P2= = = 7.02kW
P1= = = 7.24kW

Pm= = = 7.61kW
P3= P = 7.61kW

Ti== 90647
n1 = = = 365
n2 = = =109.9
n3= n2 =109.9

PHẦN 2: TÍNH TỐN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGỒI CỦA HGT
Dữ liệu đầu vào
Trục

Động cơ

Thông số
u
n (v/ph)
P (kW)
T (Nmm)

I
uđ= 3

730
7.61
99555

365
7.24
189430

II

III

uh=3.32
109.9
7.02
610018

unt=1
109.9
7.61
661288

1. Chọn loại và tiết diện đai thang
Dựa theo điều kiện làm việc ( cơng suất, vận tốc vịng,…) và u cầu về kích thước
bộ truyền để chọn loại đai. Tiết diện đai thang được chọn dựa theo công suất P1
và tốc độ quay n1 của bánh đai dẫn
Ta chọn tiết diện là Ƃ
2. Đường kính các bánh đai d1, d2:
Dựa theo thơng số của đai hình thang và Trị số của cơng suất cho phép [Po] đối với
đai thang thường ta chọn đường kính bánh đai dẫn d1=180 mm


Vận tốc đai v1: πd1n1 /60000 = π.180.365 /60000 =3.44 m/s < vmax =25 m/s
Tính d2theo cơng thức (3.3):
d2 = d1u/(1-ε)= 180*3/(1-0.02)=551 mm
Dựa vào bảng các thông số bánh đai hình thang ta chọn đường kính tiêu chuẩn
d2=560 mm

Tỉ số truyền thực tế:
Ut=d2/d1(1- ε)= 3.17
u=(ut-u)/u=0.06 % < 2%
3. Theo tỉ số truyền u=3.17 và bảng ta tính được
a= 0.95 d2= 532 mm
Kiểm tra a theo điều kiện
0.55(d1+d2) +h = 0.55x(180+560) +10.5= 417.5
2(d1+d2)=2x(180+560)=1480
Như vậy a=532 thỏa mãn điều kiện
Chiều dài đai:
L= 2a + 0.5 π(d1+d2) +(d1-d2)2/4a=2294 mm
Chọn theo tiêu chuẩn L=2500 mm
4. Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ : số vòng chạy của đai trong 1 giây:
i= v/l= 3.44/2.5=1.376 lần /s < 10
5. Tính lại khoảng cách trục a theo cơng thức
a= Tính lại khoảng cách trụ a theo cơng thức
a = = 668.95 669mm
Trong đó = 2500 – 0,5.3,14(180 + 560) = 1338.2
= = 190
6. Tính gốc ơm trên bánh dẫn được tính theo cơng thức (3.8):
= 180 - = 180 - = 147 > 120 ( thoả đièu kiện về góc ơm)


7. Xác định số đai z
Số đai z được tính theo cơng thức (3.19):
z
Trong đó:
= 1,0 (bảng 3.7): tải tĩnh
= 7.24 kW, = 2.8. kW với đai Ƃ, v = 3.44 m/s
= 0,92 với = 147 (Bảng 3.15)

=0.96 với = = 0.92 (Bảng 3.16)
= 1.14 với u = 3,001 (Bảng 3.17)
= 0,95 (ứng với z sơ bộ bằng 3)
= 2.7
Chọn z = 3 (đai)
8. Chiều rộng bánh đai được tính theo công thức (3.20):
B = (z -1)t + 2e = (3 – 1).19 + 2x12.5 = 63
Với t và e tra bảng 3.21
9. Tính lực tác dụng lên trục
được tính theo công thức (3.22):
+Fv=594.8+2.1=596.9 (N)
= 0,178x 3.442 = 2.1 (N)
Lực tác dụng lên trục:
= 2x596.9x3xsin(147/2) = 3434 (N)

Các thông số
Đường kính bánh đai 1 d1 (mm)
Đường kính bánh đai 2 d2 (mm)
Chiều rộng bánh đai B (mm)
Số đai
Khoảng cách trục a (mm)
Chiều dài đai (mm)
Lực tác dụng lên trục (N)

Số liệu
180
560
63
3
532

2500
3434

PHẦN 3 TÍNH TỐN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CỦA HGT:
Dữ liệu đầu vào


P1
n1
u1
Số ca làm việc
Thời gian
Số ngày làm việc
Số năm làm việc
T1

7.24 kW
365v/ph
3
2 ca
6h/ ca
300 ngày
7 năm
189430

1/. Chọn vật liệu:
Theo bảng 5.1 chọn
Bánh nhỏ:
Thép 45 tôi cải thiện đạt:
Bánh lớn:

Thép 45 tôi cải thiện đạt:

2/Xác định ứng xuất cho phép :
Theo bảng 5.2 với Thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192-240
SH = 1,1
SF = 1,75
Chọn độ cứng bánh răng nhỏ HB1=245HB
Chọn độ cứng bánh răng lớn HB2 =230HB ta có :

Theo (6.5)

NHO = 30

NH01 = 30.2452,4 = 1,6.107
NH02 = 30.2302,4 = 1,39.107
Do bộ truyền làm việc tải trọng khơng thay đổi nên ta có :


NFO=4.106
NHE=NFE=N=60.c.n.t∑=60.1.365.7.300.2.6=551880000
C,n,t∑: lần lượt là số lần ăn khowpstrong 1 lần quay, số vòng quay trong 1 phút, tổng số
giờ làm việc.
NFE> NFO lấy NFE= NFO -> KFL1=1
NHE> NHO lấy NHE> NHO -> KFL2=1
Như vậy theo sơ bộ xác định được

1

= 560.1/1,1 = 509Mpa

2

= 530.1/1,1 = 481,8Mpa

Với cấp nhánh sử dụnh răng nhgiên, do đó theo( 6.12):
= ( +)/2 = (509+481.8)/2=495,4Mpa
Do đó theo (5.4) với bộ truyền quay 1 chiều KFO=1
ta được :
= 441.1.1/1,75 = 252Mpa
= 414.1.1/1,75 = 236,6Mpa
Ưng suất quá tải cho phép :theo (5.12) và (5.14)
max

= 2.8ch2 = 2,8.450 = 1260Mpa

max

= 0,8ch1 = 0,8.580 = 464Mpa

max

= 0,8ch2 = 0,8.450 = 360Mpa

TÍNH TỐN CẤP NHANH:BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤC RĂNG NGHIÊNG:

1/.xác định số bộ khoảng cách trục theo 6.15a
aw1 = Ka(u1 + 1)
= 0,3 ( bảng 5.5)
Ka = 43 (theo 5.4,răng nghiêng)
U1 = 3

Theo 5.17 = 0,53 (u + 1) = 0.53*0.3*(3+1)=0.636
Do đó theo bảng 5.6
KHB = 1,07 (sơ đồ 3)


T1 = 189430Nmm
=>aW1 = 43(3+ 1)
Chọn aW1 = 167 mm

2/.xác định các thông số ăn khớp:
theo 5.18 m = (0,01 / 0,02)aw =1.67-3.34
Theo bảng 5.7 chọn môdun pháp m= 2,5
Chọn sơ bộ = 100 do đó cos = 0,9848
Theo (5.23) số răng bánh nhỏ

Lấy = 33
Số bánh răng lớn:
Lấy Z2=99
Do đó tỉ số truyền thực sẽ là:
Um = 99/33 = 3
Zt=Z1+ Z2=33+99=132
cos = m(Z1 + Z2)/(2aw) = 2,5(33 + 99)/(2.167)= 0,9880
suy ra = 8.886 = 8053’

3.kiểm nghiệm rằng về độ bền tiếp xúc:
Theo 5.25 ứng xuất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:
= ..
Theo bảng 5.4 ,
Theo 5.27
tg b =

với và = 20.22
=>tgb = cos(20,22).tg(8.886)= 0,147
=>b= 8021’=8.36
Do đó theo (5.26)
ZH =


a

= [1,88-3,2(1/Z1 + 1/Z2)]cos = [1,88-3,2(1/33 + 1/99)].0,988 = 1,75

Theo (5.32) = bw.sin /() = 167*0.3*sin(8.886)/ (.2,5) = 0.99

Với bw = aw.
Theo (5.31):Z =
Đường kính vịng lăn bánh nhỏ:
dw1 =
theo (5.35)

V =. dw1.n1/60.000

V =. 83,5.365/60.000 =1,6m/s
Với
V = 1.6 m/s theo bảng 5.13 dùng cấp chính xác 9.theo bảng 5.9 với cấp chính
xác 9 và V<2,5m/s,
KH = 1,13
Theo bảng (5.37)
υH = .go.V. = 0.02*73*1.6*=1.74
Trong đó theo bảng 5.11
= 0,002

g0 = 73

theo bảng 5.12

Do đó theo bảng 5.36
KHV = 1+ υH. bw. dw1/(2 T1. KH.K H) = 1+1,74*0.3*167*83.5/(2.189430.1,07.1,13) = 1,016
KH=KHβ.KHα.KHv=1.016*1.07*1.13=1.228
Thay các giá trị vừa tính được vào 5.25 ta có :
= ZMZHZ↋. 2
= 274.1,747.0,756.
= 482.2Mpa

4. xác định chính xác ứng xuất tiếp xúc cho phép.
Theo 5.1 với V = 1,6m/s < 5m/s ,Zv = 1
Với cấp chính xác động học là 9
Chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8
Khi đó can gia cơng đạt độ nhãn Ra = 2,5/1,25,do đó

với da < 700mm


KXH = 1,do đó theo 5.1
=.
Như vậy, do đó,cần tăng thêm chiều rộng răng lên thành:
,

Lấy bw = 53 (mm)

5.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
≤[

Theo 5.6 KF = 1,17. theo 5.10 với V <2,5m/s và cấp chính xác là 9
VF = .go.V.
Trong đó theo bảng 5.11 = 0,006
Bảng 5.12

= 73

Do đó theo bảng 5.40
=1+5,23*53*83.5/(2*189430*1,17*1,37) = 1,038
F

= .= 1,17.1,37.1,038 = 1,67

Với
Với
Số răng tương đương:
Z v1 

Z1
25

 29
3
cos  0.9493

Zv2 

Z2
76


 88
3
cos  0.9493

Theo bảng 5.14 ta được
Với

m = 2,5mm

d<400,

KXF = 1

do đó theo (5.2):

Tương tự:
-Thay các giá trị vừ tính vào công thức :

, ,theo (5.41)


6.Kiểm nhgiệm về quá tải của răng :
theo 6.48 với =1,8 ,
Theo 6.49 F1max=F1.Kpt=145.39*1.8=261.7Mpa < F1] max =464Mpa
= .Kpt=137.7*1.8=247.86Mpa < [F2] max = 360Mpa

F2max F2

7. Các thơng số và kích thước bộ truyền :
Khoảng cách trục

Modun pháp
Chiều rộng vành răng
Tỉ số truyền
Góc nghiên của răng
Số răng của bánh răng
Hệ số dịch chỉnh
Đường kính vịng chia
Đường kính đỉnh răng
Đường kính đáy răng

Aw1 = 167 mm
m=2.5
Bw=36 mm
Um=3
β= 8.886
Z1= 33 , Z2= 99
X1=0 , X2=0
d 1=83.5mm , d2 = 250.5mm
d a1= 88.5mm , d a2= 626.25mm
d f1=77.25mm , d f2=244.25mm


PHẦN 4: SƠ ĐỒ PHÂN TÍCH LỰC TRÊN HAI TRỤC CỦA HGT