Bài tập lớn nguyên lí – chi tiết máy tính toán hệ dẫn động xích tải đề 01 – phương án 8

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

KHOA CƠ KHÍ CHẾ TẠO MÁY

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

<small>Trường ĐHSPKT TP. HCM TIỂU LUẬN MƠN HỌC NGUN LÍ-CHI TIẾT MÁYKhoa Cơ khí Chế tạo máy TÍNH TỐN HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢIBộ mơn Thiết kế máy HK: II, Năm học 2022 – 2023</small>

<small>Đề 01 Phương án 8</small>

Giảng viên môn học : PGS.TS Văn Hữu Thịnh Sinh viên thực hiện : Nguyễn Nhật Duy Anh

<small>SỐ LIỆU CHO TR</small>

ước

<small>:</small>

<small>1. Lực kéo trên xích tải F (N): 4500</small>

<small>2. Vận tốc vịng của xích tải V(m/s): 1,15</small>

<small>3. Số răng của xích tải Z (răng): 9</small>

<small>4. Bước xích của xích tải p (mm): 110</small>

<small>5. Số năm làm việc a(năm): 6</small>

<small>6. Số ca làm việc: (ca), thời gian: h/ca, số ngày làm việc: 2 6300 ngày/năm7. Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài : @145 (độ)</small>

<small>8.Sơ đồ tải trọng như Hình 2</small>

<small>Khối lượng sinh viên thực hiện: 01 bản thuyết minh tính tốn gồm:1. Chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền</small>

<small>2. Tính tốn thiết kế bộ truyền ngồi của HGT3. Tính tốn thiết kế bộ truyền của HGT4. Tính tốn thiết kế 2 trục của HGT</small>

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

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 1.Chọn động cơ:

Công suất trên trục công tác P<small>ct</small> : công suất cần thiết trên trục động cơ. P : công suất trên trục công tác.<small>t</small>

<small> br</small>: hiệu suất một cặp bánh răng (h_br₌0,97 ) h_{o l}: hiệu suất một cặp ổ lăn (h_ol<small>= </small>0,99 ) h _nt: hiệu suất nối trục đàn hồi (h_nt<small>= </small>1) h_x: hiệu suất xích tải (h_x<small>= </small>0.93)

Hệ truyền động cơ khí có bộ truyền xích và hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng trụ răng nghiêng, theo bảng 2.2 ta sơ bộ chọn

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

Chọn động cơ thỏa các điều kiện sau:

Chọn trước tỉ số truyền ux của bộ truyền xích:ux = 3

Tính tỉ số truyền bộ truyền bánh trụ răng nghiêng của hộp giảm tốc

→ Thoả điều kiện cho phép về sai số tỷ truyền Công suất trên các trục

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

Trục thông số Độn g cơ

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

PHẦN II : TÍNH TỐN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI HỘP GIẢM TỐC Số liệu đầu vào:

+ Cơng suất của đĩa xích dẫn : P = P (II) = 5,99 (kW)<small>1</small>

+ Tốc độ quay của đĩa xích dẫn : n =n (II) = 209,17 (vg/ph)<small>1</small>

+ Tỉ số truyền : u = 3 1.Chọn loại xích

Bởi vì là dó có vận tốc thấp, khơng u cầu làm việc êm nên chọn xích con lăn. 2.Chọn số răng đĩa xích

Theo bảng 5.4 (1) với u = 3, chọn số răng đĩa xích dẫn z =25<small>1</small>

Số răng của đĩa xích bị dẫn z = u<small>2x</small>.z<small>1</small>= 3.25=75

Chọn z = 75 < z =120 ( z =120 do sử dụng xích con lăn)<small>2maxmax</small>

Kiểm tra sai số bộ truyền xích 3.Xác định bước xích p: Cơng suất tính toán : P<small>t</small>=P.k.k .k<small>zn</small>

Theo bảng 5.6(1) , tra được :

-k<small>0</small>=1 ( đường nối hai tâm đĩa xích so với phương nằm ngang ≤ 60 )<small>o</small>

-k=1: chọn a = (30…50)p

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

Điều kiện chọn [P], với n =200 vg/ph và [P]>9,22 kW. Tra bảng 5.5(1)<small>01</small>

[P]=11>9,22 với bước xích p=25,4<p =50,8 ( tra bảng 5.8(1))<small>max</small>

Tuy nhiên với p=25,4 mm đường kính xích bị dẫn lớn (d==509,57 mm),trong điều kiện này ta nên chọn p có trị số nhỏ hơn và tăng số đĩa xích bằng cách áp

Tính lại khoảng cách trục theo cơng thức 5.13(1)

Để xích không chịu một lực căng quá lơn, giảm a một lượng bằng:

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

Đường kính vịng chia đĩa xích tính theo cơng thức 5.17(1)

Tra bảng 5.11(1) chọn vật liệu đĩa xích thép 45, tôi cải thiện có [h<small>H1</small>] = 500MPa đảm bảo được độ bền tiếp xúc.

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

Số dãy xích 3 PHẦN III: TÍNH TỐN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CỦA HỘP GIẢM TỐC Số liệu đầu vào

Công suất trên trục bánh răng dẫn : P<small>1</small>=P<small>1</small>=6,17 (k) Tốc độ quay trục bánh răng dẫn : n<small>1</small>=n<small>1</small>=730 (vg/ph) Tỉ số truyền : u<small>h</small>=u =3,49<small>br</small>

Mô men xoắn trên trục bánh răng dẫn : T<small>1</small>=T<small>1</small>=80717,12 (N.mm) Thời gian làm việc : L = 21000 (h)<small>h</small>

1.Chọn vật liệu hai bánh răng :

Bánh nhỏ : Chọn thép 45 tơi cải thiện đạt độ rắn HB 241 ÷ 285

Vì N<small>FE1</small>>N<small>FO </small>và N<small>FE2</small>>N<small>FO</small> nên K<small>FL1</small>=K<small>FL2</small>=1 Theo 6.2(a)(1) vì bộ truyền quay 1 chiều nên K<small>FC</small>=1

<small>FLim1</small>.K .K /S<small>FCFL1F</small>

<small>FLim2</small>.K .K /S<small>FCFL2F</small>

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

Ứng suất quá tải cho phép được tính theo cơng thức 6.13(1) và 6.14(1)

5.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Theo công thức 6.33(1) ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc :

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

Theo 6.37(1) hệ số trùng khớp dọc được tính bằng cơng thức :

Trong đó theo bảng 6.15(1) ; theo bảng 6.16(1) g = 73<small>0</small>

Do đó theo 6.41(1), hệ số kể đến tải động xuất hiện trong vùng ăn khớp được tính bằng cơng thức :

Theo 6.39(1) hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc K<small>H</small>= K<small>Hβ</small>.K .K<small>HαHv</small>= 1,03.1,13.1,02=1,18

Thay các giá trị vừa tính vào 6.33(1) để tính ứng suất tiếp tục xuất hiện trên bộ truyền của mặt răng :

Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :

Với v = 2,3 m/s < 5 m/s, Z =1, với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp <small>v</small>

chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó đạt độ nhám R = 2,5 ÷ 1,25 μm, do <small>a</small>

đó Z = 0,95 với d <700, K = 1 <small>RaxH</small>

Như vậy σ = 439,37 > [σ ] = 445,08 không thoả điều kiện < [σ ] cần <small>HHH</small>

thay đổi khoảng cách trục a và tiến hành kiểm nghiệm lại. Giảm khoảng<small>w</small>

cách trục a = 139,31mm xuống còn a =135mm và kiểm nghiệm lại.<small>ww</small>

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

Thay các giá trị vừa tính vào 6.33(1) để tính ứng suất tiếp tục xuất hiện trên bộ truyền của mặt răng :

Như vậy, sau khi giảm khoảng cách trục a xuống còn 135 mm thì σ = <small>wH</small>

473,36 MPa > [σ ] = 445,08 MPa và trong trường hợp này lượng chênh lệch <small>H</small>

với ứng suất cho phép <4% thoả điều kiện về độ bền tiếp xúc. 6.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng đươc

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

z<small>v2</small>= z<small>2</small>/cosβ= 100/ cos (18˚31)= 117 Theo bảng 6.18(1) Y = 3,8 ; Y = 3,6<small>F1F2</small>

Với mô đun pháp m = 2 mm,Y = 1,8-0,0695.ln(2)= 1,03<small>s</small>

Y<small>R</small>= 1, vì d < 400 mm nên K = 1 thay các giá trị vừa tính vào <small>axF</small>

Thoả điều kiện độ bền uốn. 7.Kiểm nghiệm răng về quá tải Hệ số quá tải :

Ứng suất tiếp xúc cực đại phải thoả điều kiện 6.48(1), để tránh biến dạng dư hoặc gãy giòn lớp bề mặt.

Ứng suất uốn cực đại theo 6.49 (1) :

σ<small>F1 max</small>= σ<small>F1</small>. = 102,67.1,8 = 184,81 (MPa) < [σ<small>F1</small>]<small>max</small>= 600 (MPa) σ<small>F2 max</small>= σ<small>F2</small>. = 97,26.1,8 = 175,07 (MPa) < [σ<small>F2</small>]<small>max</small>= 360 (MPa)

Bảng tóm tắt số liệu phần tính tốn thiết kế bộ truyền HGT

PHẦN IV : TÍNH TỐN THIẾT KẾ 2 TRỤC CỦA HỘP GIẢM TỐC 1. Chọn vật liệu chê tạo trục :

Ta dùng thép C45 có σ = 600 MPa, ứng suất xoắn cho phép <small>b</small>

[τ]= (12…..20) MPa

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

2. Xác định đường kính sơ bộ của trục :

Theo 10.9(1), đường kính trục k với k= 1…3; d = (mm)

3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt tải trọng : Từ đường kính các trục , tra bảng 10.2 (1) được các chiều rộng ổ lăn

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

5.Xác định đường kính của các tiết diện thành phần của trục - Tính tốn phản lực, mơ men uốn và đường kính trục tại các tiết diện trên trục I

Chọn hệ trục toạ độ như hình vẽ : Xét zOy:

M<small>x</small>=

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

Xét zOx :

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

Tính mơ men uốn tương đương : Theo 10.15 (1) ta có :

Đối với trục đặc, đường kính trục tại các tiết diện j được tính theo công thức : , đối với trục 1 theo bảng 10.5 (1)

d<small>1</small>^(A)= 0 mm d<small>1</small>^(B)= 29,54 mm d<small>1</small>^(C)= 25,24 mm d<small>1</small>^(D)= 22,03 mm

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

Tính mơ men uốn tương đương Theo 10.15 (1) ta có :

Đối với trục đặc, đường kính trục tại các tiết diện j được tính theo cơng thức : , đối với trục 2 theo bảng 10.5 (1)

d<small>2</small>^(A)= 36,19 mm d<small>2</small>^(B)= 47 mm d<small>2</small>^(C)= 41,60 mm d<small>2</small>^(D)= 0 mm

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

d<small>2</small> = 36 mm, d = d = 48 mm, d = 42 mm<small>222</small>

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 thoả mãn điều kiện sau :

[s] theo 10.19 (1) Trong đó [s] =(1,5÷2,5)

Vì trục quay làm việc 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:

Với thép C45 có :

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

Giới hạn mỏi uốn : σ = 0,436. σ =0,436.600=261,6 MPa<small>-1b</small>

Giới hạn mỏi xoắn: τ = 0,58. σ = 0,58.261,6= 151,72 MPa<small>-1-1</small>

Theo bảng 10.7(1), ta có ψ = 0,05; ψ = 0<small>στ</small>

Tại tiết diện (B) trên trục I ( tiết diện lắp bánh răng có đường kính d= 30mm)

Đối với trục tiết diện tròn : Ứng suất pháp và tiếp sinh ra :

Do đó tiết diện (B) trên trục I thoả điều kiện mỏi

Tương tự tại các tiết diện nguy hiểm ; (C) trên trục I và (B),

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

(C) trên trục II đều thoả điều kiện bền mỏi. 7. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh

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 : ≤

Tài liệu tham khảo

PGS.TS.Trịnh Chất – TS Lê Văn Uyển : Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập một. NXB Giáo dục Việt Nam (2010)

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

<small>2</small>

</div>