Tiểu luận môn học nguyên lý chi tiết máy tính toán thiết kế bộ truyên ngoài của hộp giảm tốc

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

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

<b> TIỂU LUẬN MÔN HỌC NGUYÊNLÝ- CHI TIẾT MÁY</b>

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

Trường ĐHSPKT TP. HCM Khoa Cơ khí Chế tạo máy Bộ mơn Thiết kế máy

<b>TIỂU LUẬN MÔN HỌC NGUYÊN LÝ- CHI TIẾT MÁYTÍNH TỐN HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI</b>

HK: II, Năm học: 2019-2020

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

Sinh viên thực hiện: Huỳnh Quốc Đạt MSSV: 21144167

<b>A- ĐẦU ĐỀ</b>

1. Sơ đồ động:

2. Các số liệu ban đầu

1. Lực kéo trên xích tải F(N): 5500 2. Vận tốc vịng xích tải V(m/s): 1,15

4. Bước xích của xích tải p(mm): 100

6. Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài @(độ): 150 7. Số ca làm việc: 2 (ca), thời gian: 6h/ca, số ngày làm việc: 300 ngày/năm

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

3. Sơ đồ tải trọng:

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 truyển của HGT 4. Tính tốn thiết kế 2 trục của HGT

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

<b>Mục lục</b>

<b>PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN...1</b>

<b><small>1.1Chọn động cơ điện...1</small></b>

<b><small>1.2Phân phối tỉ số truyền...2</small></b>

<b>PHẦN 2 : TÍNH TỐN THIẾT KẾ BỘ TRUYÊN NGOÀI CỦA HỘP GIẢM TỐC 4<small>2.1Chọn xích con lăn...4</small></b>

<b><small>2.2 Xác định các thơng số của xích và bộ truyền...4</small></b>

<b><small>2.3Khoảng cách trục...5</small></b>

<b><small>2.4Kiểm nghiệm số lần va đập i của bản lề xích trong một giây...6</small></b>

<b><small>2.5Tính tốn kiểm nghiệm xích về độ bền...6</small></b>

<b><small>2.6Các thơng số của đĩa xích...7</small></b>

<b><small>2.7 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích...7</small></b>

<b><small>3.5Xác định thơng số hình học của bộ truyền...14</small></b>

<b><small>3.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:...15</small></b>

<b><small>3.7 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn...17</small></b>

<b>PHẦN 4: TÍNH TỐN THIẾT KẾ 2 TRỤC CỦA HGT...19</b>

<b><small>4.1 Chọn vật liệu...19</small></b>

<b><small>4.2. Xác định tải trọng tác dụng lên trục...20</small></b>

<b><small>4.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực...20</small></b>

<b><small>4.4 Xác định đường kính của các tiết diện thành phần của trục...21</small></b>

<b><small>4.5Tính tốn về độ bền mỏi...28</small></b>

<b><small>4.6Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh...30</small></b>

<b>TÀI LIỆU THAM KHẢO...31</b>

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

<b>PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐTRUYỀN</b>

<b>1.1 Chọn động cơ điện.</b>

Gọi P : công suất trên trục máy công tác<small>t</small>

η : hiệu suất chung

P : công suất làm việc ( công suất cần thiết trên trục động cơ)<small>ct </small>

η

<small>ô</small>=0,99 : hiệu suất của một cặp ổ lăn

η

<small>nt</small>=1 : hiệu suất của khớp nối

- Theo nguyên lý làm việc công suất động cơ phải lớn hơn công suất làm việc (ứng với hiệu suất của động cơ) do đó ta phải chọn động cơ có cơng suất lớn hơn có cơng suất lớn hơn công suất làm việc.

Xác định sơ bộ số vòng quay của động cơ Tốc độ quay của trục cơng tác:

- Hệ truyền động cơ khí có hoặc bộ truyền xích và hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng trụ răng nghiêng, theo bảng 2.2 ta sơ bộ chọn u = u = 2 ; u = 5. Tỉ số truyền chung sơ<small>đx h </small>

u<small>sb </small>= u<small>đ</small>×u<small>h</small> = 5×2 =10

n<small>sb</small> = n×u = 70,91 10 =627,3 ~ 627 (vịng/phút)<small>sb </small> ×

<small>1</small>

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

- Chọn động cơ điện phải thỏa mãn điều kiện (2.1) và (2.2):

<b> Trong đó: u: tỉ số truyền chung</b>

n : số vòng quay của động cơ<small>đc</small>

n: số vòng quay của xích tải

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

- Moment xoắn trục cơng tác:

<b>PHẦN 2 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUNNGỒI CỦA HỘP GIẢM TỐC</b>

Các thơng số đầu vào Công suất: P =6,87 kW<small>2</small>

Số vòng quay: n = 220 v/ph<small>2</small>

Tỉ số truyền: u = 3,5<small>x</small>

Momen xoắn: T =<small>2</small> 298790,87 N.mm

Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngồi : @ =150° Điều kiện làm việc quay 1 chiều, làm việc 2 ca

<b>2.1 Chọn xích con lăn</b>

Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp, điều kiện làm việc chịu va đập nhẹ và hiệu suất của bộ truyền xích yêu cầu cao nên chọn loại ống xích con lăn

<b>2.2 Xác định các thơng số của xích và bộ truyền</b>

Theo bảng 5.4 chọn số răng đĩa nhỏ (đĩa dẫn) là Z = 25 (răng)<small>1</small>

Số răng đĩa lớn (đĩa bị dẫn) Z = u<small>2x</small>×Z<small>1</small>= 3,5×25 = 87,5

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

<b>3.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:</b>

- Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc

các bánh răng ăn khớp theo bảng 6.5

o β : góc nghiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở<small>b</small>

o tan β = cos .tan <small>b </small> α<small>t </small> β

o Với α<small>t</small>α<small>tw</small> tính theo cơng thức ở bảng 6.11. - Đối với răng nghiêng không dịch chỉnh

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

K<small>Hα</small> = 1,16 Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng

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

Do σ > [σ ] nên ta cần tăng thêm khoảng cách trục a và tiến hành kiểm nghiệm lại ta<small>H Hw</small>

được kết quả: a = 170 mm <small>w⇒ </small>σ<small>H</small>=498,63 (MPa) < [σ<small>H</small>]=513,64(MPa)

<b>3.7 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn</b>

Theo công thức 6.43:

chiều rông vành răng

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

Số răng tương đương:

Do đó độ bền uốn chấp nhận được Kiểm nghiệm răng về quá tải Theo công thức 6.48:

- Ứng suất tiếp xúc cực đại:

σ<small>H 1max</small>=σ<small>H</small>.

√

k<small>qt</small>=498,63 .√1=498,63<

[

σ<small>H</small>

]

<small>max</small>=1624 MPa - Ứng suất uốn cực đại:

σ_{F 1 max}=σ<small>F 1</small>.k_qt=40,27 . 1=40,27<[σ<small>F 1</small>

]

<small>max</small>=464 MPa σ<small>F 2 max</small>=σ<small>F 2</small>.k<small>qt</small>=41,09 . 1=42,<

[σ

<small>F 2</small>

]

<small>max</small>=360 MPa Các thông số đều thỏa mãn

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

Đường kính vịng đỉnh răng ^d<small>a1</small> = 57,75 mm ; d<small>a2</small> =243,33 mm

<b>PHẦN 4: TÍNH TỐN THIẾT KẾ 2 TRỤC CỦA HGT</b>

<b>4.1 Chọn vật liệu</b>

Chọn vật liệu chế tạo 2 trục là thép 45 thường hoá: Giới hạn bền là: σ<small>b</small>=600 MPa

Giới hạn chảy là: σ_ch=¿340 MPa Ứng suất xoắn cho phép: [τ]=12 ÷ 30 MPa chọn ⇒ [τ]=21

Xác định sơ bộ đường kính trục, đường kính trục thứ k ứng với k =1,2 <small>19</small>

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

Đường kính các trục được xác định theo công thức 10.9

<b>4.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực</b>

- Dựa theo Bảng 10.2 chiều rộng các ổ lăn là b₀₁=17 mm và b₀₂=23 mm Chiều dài mayo bánh trụ răng nghiêng thứ nhất trên trục I:

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

<b>4.4 Xác định đường kính của các tiết diện thành phần của trục</b>

<b>4.1. Tính tốn phản lực, momen uốn và đường kính trục tại cáctiết diện trên trục I</b>

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

- Tính Momen uốn tương đương: M<small>tđ</small>=

√

M<small>u</small>+0,75 T<small>2</small>Nmm

Với: M = <small>u</small>

√

M<small>x</small>+M<small>y</small>

T: Momen xoắn trên trục

- Từ công thức và biểu đồ momen ta tính được:

Xuất phát từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau:

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

<b>4.2. Tính tốn phản lực, momen uốn và đường kính trục tại cáctiết diện trên trục II</b>

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

- Tính Momen uốn tương đương: M<small>tđ</small>=

√

M<small>u</small>+0,75 T<small>2</small>Nmm Với: M = <small>u</small>

√

M<small>x</small>+M<small>y</small>

T: Momen xoắn trên trục Từ công thức và biểu đồ momen ta tính được:

Xuất phát từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép và cơng nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau:

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

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:

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

s<small>σj</small>, s : hệ số an tồn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng<small>τj</small>

ứng xuất tiếp tại mặt cắt j.

Vì trục quay làm việc theo 1 chiều nên ứng suất pháp (uốn) biến đổi theo chu kì đối xứng:

Do đó:

Vì trục quay làm việc theo 1 chiều nên ứng suất tiếp (xoắn) biến đổi theo chu kì mạch động:

Trong đó : σ , τ , σ là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và tiếp<small>ajajmj </small>

tại mặt cắt tiết diện j

M<small>j</small> : Mômen tổng tại tiết diện j.

W<small>j</small> , W – mô men cản uốn và mô men xoắn tại tiết diện j.<small>0j</small>

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

Giới hạn bền kéo : σ = 600MPa<small>b</small>

Tra bảng 10.7 trang 197. Ta được các hệ số ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình

- K – hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt phụ thuộc vào phương pháp gia<small>x</small>

công và độ nhẵn bề mặt cho trong bảng 10.8 trang 197, các chi tiết gia công trên máy tiện, yêu cầu đạt R = 2,5 ÷ 0, 63 μm do đó: K = 1,06 <small>ax</small>

- Dùng dao phay ngón đối với trục có rảnh then, theo bảng 10.12 trang 199 Ta được K = 1,76,K = 1,54<small>στ</small>

- Trị số của hệ số kích thước ε ,ε theo bảng 10.10 trang 198<small>στ</small>

Tiết diện lắp bánh răng có đường kính d = 24 mm

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

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

Tương tự, tại các tiết diện nguy hiểm: (B) trên trục I và (B), (C) trên trục II đều thỏa điều kiện bền mỏi.

<b>4.6 Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh</b>

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 :

</div><span class="text_page_counter">Trang 37</span><div class="page_container" data-page="37">

<b>TÀI LIỆU THAM KHẢO</b>

1. PGS. TS. Trịnh Chất – TS. Lê Văn Uyển (1999), Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí, Nxb. Giáo dục Việt Nam, Tp. Hồ Chí Minh.

<small>31</small>

</div>