Bài thiết kế hệ thống dẫn động xích tải
Bạn đang xem bản rút gọn của tài liệu. Xem và tải ngay bản đầy đủ của tài liệu tại đây (916.49 KB, 34 trang )
Trường ĐH Bách Khoa TP.HCM Bài tập lớn Chi tiết máy
GVHD: TS Bùi Trọng Hiếu – SVTH: Tống Công Danh – G1000403 Trang 1
TRƢỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP.HCM
KHOA CƠ KHÍ
BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY
BÀI TẬP LỚN
CHI TIẾT MÁY
Sinh viên thực hiện: TỐNG CÔNG DANH – MSSV: G1000403
ĐỀ TÀI
Đề số 1: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
Phương án số: 11
Hệ thống dẫn động xích tải gồm:
1 – Động cơ điện; 2 – Bộ truyền đai thang; 3 – Hộp giảm tốc bánh răng trụ;
4 – Nối trục đàn hồi; 5 – Bộ phận công tác – Xích tải.
Số liệu thiết kế:
Lực vòng trên xích tải, F (N): 7000
Vận tốc xích tải, v (m/s): 3,25
Số răng đĩa xích tải dẫn, Z (răng): 11
Bƣớc xích tải, p (mm): 110
Thời gian phục vụ, L (năm): 4
Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ.
(1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)
Chế độ tải: T
1
= T ; t
1
= 45s ; T
2
= 0,8T ; t
2
= 44s
Sai số vòng quay trục máy công tác so với yêu cầu
5%
Trường ĐH Bách Khoa TP.HCM Bài tập lớn Chi tiết máy
GVHD: TS Bùi Trọng Hiếu – SVTH: Tống Công Danh – G1000403 Trang 2
PHẦN 1: Chọn động cơ điện, phân phối tỉ số truyền
I. TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN.
1. Hiệu suất truyền động:
44
0,95 0,96 0,99 0,99 0,87
ñ br kn ol
Tra bảng 2.3 [1], ta chọn đƣợc các hiệu suất sau:
0,95
ñ
: Hiệu suất bộ truyền đai.
0,96
br
: Hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ.
0,99
kn
: Hiệu suất của khớp nối trục đàn hồi.
0,99
ol
: Hiệu suất của một cặp ổ lăn.
Vậy, hiệu suất truyền động là:
0,87
2. Công suất tính toán:
Trƣờng hợp tải trọng thay đổi thì: P
t
= P
tđ
(Công suất tƣơng đƣơng)
“Công suất tƣơng đƣơng” đƣợc xác định bởi công thức:
P
tđ
=
2 2 2 2
12
12
12
0,8
45 44
22,75 20,63
45 44
m
T T T T
tt
T T T T
P
tt
kW = P
t
Trong đó: T
m
= T
T
1
= T; T
2
= 0,8T; t
1
= 45s và t
2
= 44s
7000 3,25
22,75
1000 1000
t
m
Fv
P
(I.2.2)
Vậy, công suất tính toán là: P
t
= 20,63 kW
3. Công suất cần thiết trên trục động cơ:
Công suất cần thiết trên trục động cơ điện đƣợc xác định bởi:
20,63
23,71
0,87
t
ct
P
P
kW
Vậy, công suất cần thiết trên trục động cơ là: P
ct
= 23,71 kW
4. Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ:
Số vòng quay sơ bộ của động cơ đƣợc xác định bởi:
161,2 9 1450,8
sb lv t
n n u
vòng/phút
Trong đó:
Số vòng quay của trục đĩa xích tải:
60000 60000 3,25
161,2
11 110
lv
v
n
zp
vòng/phút
Tỉ số truyền toàn bộ của hệ thống dẫn động:
3 3 9
t ñ br
u u u
Trong đó tra bảng 2.4 [1], ta chọn:
u
đ
= 3 và u
br
= 3
Trường ĐH Bách Khoa TP.HCM Bài tập lớn Chi tiết máy
GVHD: TS Bùi Trọng Hiếu – SVTH: Tống Công Danh – G1000403 Trang 3
Vậy, số vòng quay sơ bộ của động cơ điện là: n
sb
= 1450,8 vòng/phút.
5. Chọn động cơ điện:
Ở đây, ta chọn động cơ thõa mãn điều kiện sau:
ñc ct
ñb sb
PP
nn
, tức là ta phải tìm động cơ thỏa mãn
23,71
1500 /
ñc
ñb
P kW
n vg ph
Tra bảng P1.3 [1], ta chọn đƣợc động cơ sau:
Kiểu động
cơ
Công suất
kW
Vận tốc
quay, vg/ph
cos
%
max
dn
T
T
K
dn
T
T
4A180M4Y3
30
1470
0,90
91
2,2
1,4
II. PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN.
1. Tỉ số truyền chung của hệ thống dẫn động:
1470
9,12
161,2
ñc
t
lv
n
u
n
Trong đó:
n
đc
= 1470 vòng/phút; n
lv
= 161,2 vòng/phút.
Chọn u
br
= 3,1.
Tỉ số truyền của bộ truyền đai thang:
9,12
2,94
3,1
t
ñ
br
u
u
u
Trong đó:
u
t
= 9,12; u
br
= 3,1.
III. LẬP BẢNG ĐẶC TÍNH.
Trường ĐH Bách Khoa TP.HCM Bài tập lớn Chi tiết máy
GVHD: TS Bùi Trọng Hiếu – SVTH: Tống Công Danh – G1000403 Trang 4
1. Tính toán công suất trên các trục:
20,63
20,84
0,99
lv
II
kn
P
P
kW
20,84
21,93
0,96 0,99
II
I
br ol
P
P
kW
21,93
23,32
0,95 0,99
I
dc
d ol
P
P
kW
2. Tính toán số vòng quay các trục:
Số vòng quay của trục I đƣợc xác định bởi:
1470
500
2,94
ñc
I
ñ
n
n
u
vòng/phút
Số vòng quay của trục II đƣợc xác định bởi:
500
161,3
3,1
I
II
br
n
n
u
vòng/phút
Vậy:
- Số vòng quay trục I là: n
I
= 500 vòng/phút.
Trường ĐH Bách Khoa TP.HCM Bài tập lớn Chi tiết máy
GVHD: TS Bùi Trọng Hiếu – SVTH: Tống Công Danh – G1000403 Trang 5
- Số vòng quay trục II là: n
II
= 161,3 vòng/phút.
Sai số vòng quay của trục công tác so với yêu cầu là 0,062%
3. Tính toán moment xoắn trên các trục:
Moment xoắn trên trục động cơ:
66
9,55.10 9,55
23,32
.10 151500,7
1470
ñc
ñc
ñc
P
T
n
Nmm
Trong đó:
P
đc
= 23,32 kW; n
đc
= 1470 vòng/phút.
Moment xoắn trên trục I:
66
21,93
9,55.10 9,55.10 418863
500
I
I
I
P
T
n
Nmm
Trong đó:
P
I
= 21,93 kW; n
I
= 500 vòng/phút.
Moment xoắn trên trục II:
66
20,84
9,55.10 9,55.10 1233862,4
161,3
II
II
II
P
T
n
Nmm
Trong đó:
P
II
= 20,84 kW; n
II
= 161,3 vòng/phút.
4. Bảng đặc tính:
Thông số/Trục
Động cơ
Trục I
Trục II
Công suất (kW)
23,32
21,93
20,84
Tỉ số truyền
2,94
3,1
Moment xoắn (Nmm)
151500,7
418863
1233862,4
Số vòng quay (vòng/phút)
1470
500
161,3
Trường ĐH Bách Khoa TP.HCM Bài tập lớn Chi tiết máy
GVHD: TS Bùi Trọng Hiếu – SVTH: Tống Công Danh – G1000403 Trang 6
PHẦN 2: Thiết kế bộ truyền đai thang
I. THÔNG SỐ KĨ THUẬT THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG.
1. Công suất bộ truyền: P
1
= 23,32 kW.
2. Số vòng quay bánh dẫn: n
1
= n
đc
= 1470 vòng/phút.
3. Tỉ số truyền: u
đ
= 2,94.
4. Moment xoắn: T
1
= 151500,7 Nmm.
II. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG.
1. Chọn dạng đai:
Theo hình 4.22 [2], dựa vào công suất 23,32 kW và số vòng quay n
1
=
1470 vòng/phút. Ta chọn đƣợc loại đai là: C
Dựa vào bảng 4.3 [2], ta có bảng sau:
Dạng
đai
Ký
hiệu
b
p
,
mm
b
o
,
mm
h,
mm
y
o
,
mm
A,
mm
2
Chiều dài
đai,
(mm)
T
1
, Nm
d
1
, mm
Đai
thang
C
19
22
13,5
4,8
230
1800 10600
110 550
250 400
2. Tính đƣờng kính bánh đai nhỏ d
1
Theo tiêu chuẩn, ta chọn d
1
= 250 mm.
3. Vận tốc đai:
11
1
250 1470
19,24
60000 60000
dn
v
m/s
4. Giả sử ta chọn hệ số trƣợt tƣơng đối
0,02
. Đƣờng kính bánh đai lớn:
21
1 2,94 250 1 0,02 720,3d ud
mm
Theo tiêu chuẩn ta chọn d
2
= 710mm.
Tỷ số truyền thực tế:
2
1
710
2,9
1 250 1 0,02
d
u
d
Sai lệch so với giá trị chọn trƣớc 1,36% < 4%
5. Khoảng cách trục nhỏ nhất xác định theo công thức:
1 2 1 2
2 0,55d d a d d h
2 250 710 0,55 250 710 13,5a
1920 541,5a
mm
Ta có thể chọn sơ bộ a = d
2
= 710mm.
6. Chiều dài tính toán của đai:
2
2 1 2 1
2
24
d d d d
La
a
2
710 250 710 250
2 710 3002,5
2 4 710
mm
Chọn theo tiêu chuẩn L = 3150 mm = 3,15m.
Trường ĐH Bách Khoa TP.HCM Bài tập lớn Chi tiết máy
GVHD: TS Bùi Trọng Hiếu – SVTH: Tống Công Danh – G1000403 Trang 7
7. Số vòng chạy của đai trong một giây:
19,24
6,108
3,15
v
i
L
s
-1
; vì [i] = 10s
-1
, do đó điều kiện đƣợc thỏa.
8. Tính toán lại khoảng cách trục a:
22
8
4
kk
a
, trong đó:
12
250 710
3150 1642,04
22
dd
kL
mm
21
710 250
230
22
dd
mm
22
1642,04 1642,04 8 230
787,4
4
a
mm
Giá trị a vẫn thỏa trong khoảng cho phép.
9. Góc ôm bánh đai nhỏ:
21
1
710 250
180 57 180 57 146,7 2,56
787,4
o o o
dd
a
rad.
10. Các hệ số sử dụng:
- Hệ số xét đến ảnh hƣởng góc ôm đai:
1
/110
146,7/110
1,24 1 1,24 1 0,91C e e
- Hệ số xét đến ảnh hƣởng vận tốc:
22
1 0,05 0,01 1 1 0,05 0,01 19,24 1 0,86
v
Cv
- Hệ số xét đến ảnh hƣởng tỉ số truyền u:
1,14
u
C
vì u = 2,94 > 2,5
- Hệ số xét đến ảnh hƣởng số dây đai C
z
, ta chọn sơ bộ bằng 1.
- Hệ số xét đến ảnh hƣởng chế độ tải trọng (làm việc hai ca) : C
r
= 0,8
- Hệ số xét đến ảnh hƣởng chiều dài đai:
6
6
3150
1,1
2240
L
o
L
C
L
11. Theo đồ thị hình 4.21b [2], ta chọn [P
o
] = 9 kW khi d = 250mm, v = 19,24
m/s và đai loại C.
12. Số dây đai đƣợc xác định theo công thức:
1
23,32
3,3
[ ] 9 0,91 1,14 1,1 1 0,8 0,86
o u L z r v
P
z
P C C C C C C
Ta chọn z = 4 đai (thỏa điều kiện
6z
).
13. Lực căng đai ban đầu:
1
4 230 1,5 1380
o o o
F A zA
N
Lực căng mỗi dây đai:
Trường ĐH Bách Khoa TP.HCM Bài tập lớn Chi tiết máy
GVHD: TS Bùi Trọng Hiếu – SVTH: Tống Công Danh – G1000403 Trang 8
690
2
o
F
N
Lực vòng có ích:
1
1
1000
1000 23,32
1212,1
19,24
t
P
F
v
N
Lực vòng trên mỗi dây đai 606,05 N.
14. Từ công thức:
1
2
1
f
t
o
f
F
e
F
e
suy ra:
2
ff
o t t
F e Fe F
;
22
f
o t o t
e F F F F
;
2
2
f
ot
ot
FF
e
FF
từ đây suy ra:
2
1 1 2 1380 1212,1
' ln ln 0,37
2 2,56 2 1380 1212,1
ot
ot
FF
f
FF
Hệ số ma sát nhỏ nhất để bộ truyền không bị trƣợt trơn (giả sử góc biên dạng
bánh đai
38
o
):
min
'sin 0,37 sin19 0,12
2
o
ff
15. Lực tác dụng lên trục:
1
146,7
2 sin 2 1380 sin 2644,28
22
ro
FF
N
16. Ứng suất lớn nhất trong dây đai:
max 1 1 1
0,5
v u o t v u
26
0
max
1
2
.10
2
ot
F F y
vE
A A d
26
690 2 4,8
1200 19,24 .10
6
100 8
06,05
,6
230 2 230 250
MPa
17. Tuổi thọ đai xác định theo công thức (4.37) [2]
8
7
7
max
9
10
10
8,6
327,13
2 3600 2 3600 6,108
m
r
h
L
i
giờ
Trường ĐH Bách Khoa TP.HCM Bài tập lớn Chi tiết máy
GVHD: TS Bùi Trọng Hiếu – SVTH: Tống Công Danh – G1000403 Trang 9
PHẦN 3: Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ
1. Thời gian làm việc tính theo giờ:
16 300
24 365 24 365 4 19200
24 365
h ng n
L K K L
h
2. Chọn vật liệu cho hai bánh nhỏ và bánh lớn (theo bảng 6.1 [1])
a. Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241…285 có
1
850
b
MPa,
1
580
ch
MPa;
b. Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192…240 có
2
750
b
MPa,
2
450
ch
MPa;
3. Xác định ứng suất cho phép:
Theo bảng 6.2 [1] với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180…350,
lim
2 70
o
H
HB
; S
H
= 1,1;
lim
1,8
o
F
HB
; S
F
= 1,75.
Chọn độ rắn bánh nhỏ HB
1
= 245; độ rắn bánh lớn HB
2
= 230, khi đó
lim1 1
2 70 2 245 70 560
o
H
HB
MPa
lim1 1
1,8 1,8 245 441
o
F
HB
MPa
lim2 2
2 70 2 230 70 530
o
H
HB
MPa
lim2 2
1,8 1,8 230 414
o
F
HB
MPa
Theo (6.5) [1]
2,4
30
Ho HB
NH
, do đó:
2,4 7
1
30 245 1,6.10
Ho
N
2,4 7
2
30 230 1,4.10
Ho
N
Theo (6.7) [1]:
3
max
60
i
HE i i
T
N c n t
T
3
2
max
60
ii
HE n i
i
Tt
cn
N L t
u T t
3 3 8
60 1 500 45 44
19200 1 0,8 1,41.10
3,1 89 89
> N
Ho2
do đó K
HL2
= 1
Suy ra N
HE1
> N
Ho1
do đó K
HL1
= 1.
Nhƣ vậy theo (6.1a) [1], sơ bộ xác định đƣợc:
lim
o
H HL
H
H
K
S
1
560 1
509,1
1,1
H
MPa
Trường ĐH Bách Khoa TP.HCM Bài tập lớn Chi tiết máy
GVHD: TS Bùi Trọng Hiếu – SVTH: Tống Công Danh – G1000403 Trang 10
2
530 1
481,8
1,1
H
MPa
Theo (6.12) [1], ta có:
12
2
509,1 481,8
495,45 1,25
22
HH
HH
MPa
Theo (6.7) [1]:
6
max
60
i
FE i i
T
N c n t
T
6 6 8
2
60 1 500 45 44
19200 1 0,8 1,18.10
3,1 89 89
FE
N
Vì N
FE2
= 1,18.10
8
> N
FO
= 4.10
6
do đó K
FL2
= 1, tƣơng tự K
FL1
= 1.
Do đó theo (6.2a) [1] với bộ truyền quay 1 chiều K
FC
= 1, ta đƣợc:
1
441 1 1
252
1,75
F
MPa
2
414 1 1
236,6
1,75
F
MPa
Ứng suất quá tải cho phép: Theo (6.10) và (6.11):
2
max
2,8 2,8 450 1260
H ch
MPa
11
max
0,8 0,8 580 464
F ch
MPa
22
max
0,8 0,8 450 360
F ch
MPa
4. Xác định sơ bộ khoảng cách trục: Theo (6.15a) [1]:
1
3
3
22
418863
1 43 3,1 1 217,26
495,45 3,1 0
1,02
,3
H
wa
H ba
TK
a K u
u
mm
trong đó theo bảng 6.6 [1], chọn
0,3
ba
; với răng nghiêng K
a
= 43
(bảng 6.5 [1]); theo (6.16) [1]:
0,5 1 0,5 0,3 3,1 1 0,615
bd ba
u
, do đó theo bảng 6.7 [1],
1,02
H
K
(sơ đồ 6);
Lấy a
w
= 250mm theo tiêu chuẩn
5. Xác định thông số ăn khớp
Theo (6.17) [1]:
0,01 0,02 0,01 0,02 250 2,5 5
w
ma
mm
Theo bảng 6.8 [1], chọn môđun pháp m
n
= 4 mm.
Chọn sơ bộ
10
o
, do đó
cos 0,9848
, theo (6.31) [1] số răng bánh
nhỏ:
Trường ĐH Bách Khoa TP.HCM Bài tập lớn Chi tiết máy
GVHD: TS Bùi Trọng Hiếu – SVTH: Tống Công Danh – G1000403 Trang 11
1
2 cos
2 250 0,9848
30,02
1 4 3,1 1
w
n
a
z
mu
Lấy z
1
= 30 răng.
Số răng bánh lớn:
21
3,1 30 93z uz
. Lấy z
2
= 93 răng.
Do đó tỉ số truyền thực sẽ là
93
3,1
30
m
u
12
4 30 93
cos 0,984
2 2 250
n
w
m z z
a
suy ra:
10,263 10 15'47''
oo
6. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Theo (6.33) [1], ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:
1
2
21
H
H M H
ww
T K u
Z Z Z
b ud
- Theo bảng 6.5 [1], Z
M
= 274MPa
1/3
;
- Theo (6.35) [1]:
tan cos tan cos 20,299 tan 10,263
arctan cos 20,299 tan 10,263 9,638
bt
o
b
với
tan tan20
arctan arctan 20,299
cos 0,984
t tw
Do đó theo (6.34) [1]:
2cos 9,638
2cos
1,741
sin2
sin 2 20,299
b
H
tw
Z
- Theo (6.37) [1]:
0,3 250 sin 10,263
sin
1,063
4
w
n
b
m
do đó theo (6.38) [1],
1/ 1/1,711 0,764Z
trong đó theo (6.38b) [1]:
12
1 1 1 1
1,88 3,2 cos 1,88 3,2 0,984 1,711
30 93zz
- Đƣờng kính vòng lăn bánh nhỏ:
1
2
2 250
121,95
1 3,1 1
w
w
m
a
d
u
mm
- Theo (6.40) [1]:
Trường ĐH Bách Khoa TP.HCM Bài tập lớn Chi tiết máy
GVHD: TS Bùi Trọng Hiếu – SVTH: Tống Công Danh – G1000403 Trang 12
11
121,95 500
3,19
60000 60000
w
dn
v
m/s
Với v = 3,19 m/s theo bảng 6.13 [1] dùng cấp chính xác 9. Theo bảng 6.14
[1] với cấp chính xác 9 và v = 3,19 m/s,
1,14
H
K
Theo (6.42) [1],
/ 0,002 82 3,18 250 / 3,1 4,698
H H o w
g v a u
trong đó theo bảng 6.15 [1],
0,002
H
, theo bảng 6.16 [1], g
o
= 82. Do
đó, theo (6.41) [1]:
1
1
4,698 75 121,95
1 1 1,04
2 2 418863 1,02 1,14
H w w
Hv
HH
bd
K
T K K
Theo (6.39) [1]:
1,02 1,14 1,04 1,2
H H H Hv
K K K K
Thay các giá trị vừa tính đƣợc vào (6.33) [1], ta đƣợc:
1
2
21
H
H M H
ww
T K u
Z Z Z
b ud
2
2 418863 1,2 3,1 1
274 1,741 0,764 397,9
75 3,1 121,95
H
MPa
- Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:
Theo (6.1) [1] với v = 3,19 m/s < 5 m/s, Z
v
= 1; với cấp chính xác động
học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt
độ nhám
2,5 1,25
a
Rm
, do đó Z
R
= 0,95; với d
a
< 700mm, K
xH
= 1; do
đó theo (6,1) và (6.1a) [1]:
495,45 1 0,95 1 470,68
H H v R xH
Z Z K
MPa
Nhƣ vậy:
HH
, do đó khoảng cách trục a
w
= 250mm thỏa.
7. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. Theo (6.43) [1]:
11
1
1
2
FF
F
ww
T K Y Y Y
b d m
Theo bảng 6.7 [1],
1,05
F
K
; theo bảng 6.14 [1] với v < 2,5 m/s và cấp
chính xác 9,
1,38
F
K
; theo (6.47) [1]:
/ 0,006 82 3,19 250/ 3,1 14,09
F F o w
g v a u
trong đó theo bảng 6.15 [1];
0,006
F
, theo bảng 6.16 [1], g
o
= 82. Do
đó theo (6.46) [1]:
1
1
14,09 75 121,95
1 1 1,1
2 2 418863 1,05 1,38
F w w
Fv
FF
bd
K
T K K
Trường ĐH Bách Khoa TP.HCM Bài tập lớn Chi tiết máy
GVHD: TS Bùi Trọng Hiếu – SVTH: Tống Công Danh – G1000403 Trang 13
Do đó
1,05 1,38 1,1 1,59
F F F Fv
K K K K
- Với
1,711
,
1/ 1/ 1,711 0,584Y
- Với
10,263
o
,
10,263
1 0,927
140
Y
- Số răng tƣơng đƣơng:
1
1
33
30
31
cos 0,984
v
z
z
2
2
33
93
98
cos 0,984
v
z
z
Theo bảng 6.18 [1], ta đƣợc Y
F1
= 3,79; Y
F2
= 3,60
Với m
n
= 4mm, Y
S
= 1,08 – 0,0695ln(4) = 0,984; Y
R
= 1 (bánh răng phay);
K
xF
= 1 (d
a
< 400mm), do đó theo (6.2) và (6.2a) [1]:
11
252 1 0,984 1 247,97
F F R S xF
Y Y K
MPa
Tƣơng tự tính đƣợc
2
232,81
F
MPa
Thay các giá trị vừa tính đƣợc vào công thức trên:
1
2 418863 1,59 0,584 0,927 3,79
74,7
75 121,95 4
F
MPa
11
74,7 247,97
FF
MPa MPa
12
2
1
74,7 3,6
70,96
3,79
FF
F
F
Y
Y
MPa <
2F
= 232,81 MPa
8. Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Theo (6.48) [1] với K
qt
= T
max
/T = 1
1max
397,9 1 397,9
H H qt
K
MPa <
max
1260
H
MPa;
Theo (6.49) [1]:
1max 1
74,7 1 74,7
F F qt
K
MPa <
1
max
464
F
MPa
2max 2
70,96 1 70,96
F F qt
K
MPa <
2
max
360
F
MPa
9. Theo các công thức trong bảng 6.11 [1], tính đƣợc:
- Đƣờng kính vòng chia: d
1
= 121,95mm ; d
2
= 378,05mm
- Đƣờng kính đỉnh răng: d
a1
= 129,95mm ; d
a2
= 386,05mm
- Đƣờng kính đáy răng: d
f1
= 111,95mm; d
f2
= 368,05mm
10. Bảng thông số và kích thƣớc bộ truyền:
Trường ĐH Bách Khoa TP.HCM Bài tập lớn Chi tiết máy
GVHD: TS Bùi Trọng Hiếu – SVTH: Tống Công Danh – G1000403 Trang 14
Thông số
Kí hiệu và giá trị
Khoảng cách trục
a
w
= 250mm
Môđun pháp
m = 4mm
Chiều rộng vành răng
b
w
= 75mm
Tỉ số truyền
u
m
= 3,1
Góc nghiêng của răng
10 15'47''
o
Số răng bánh răng
z
1
= 30; z
2
= 93
Hệ số dịch chỉnh
x
1
= 0; x
2
= 0
Đƣờng kính vòng chia
d
1
= 121,95mm;
d
2
= 378,05mm
Đƣờng kính đỉnh răng
d
a1
= 129,95mm;
d
a2
= 386,05mm
Đƣờng kính đáy răng
d
f1
= 111,95mm;
d
f2
= 368,05mm
PHẦN 4: Thiết kế 2 trục trong hộp giảm tốc
Thông số tính toán, lấy ở phần I:
Thông số/Trục
Động cơ
Trục I
Trục II
Công suất (kW)
23,32
21,93
20,84
Tỉ số truyền
2,94
3,1
Moment xoắn (Nmm)
151500,7
418863
1233862,4
Số vòng quay (vòng/phút)
1470
500
161,3
1. Thông số ban đầu:
a. Trục I:
i. Momen xoắn: T
1
= 418863 Nmm
ii. Đƣờng kính vòng chia: d
1
=121,95 mm
Trường ĐH Bách Khoa TP.HCM Bài tập lớn Chi tiết máy
GVHD: TS Bùi Trọng Hiếu – SVTH: Tống Công Danh – G1000403 Trang 15
b. Trục II:
i. Momen xoắn: T
2
= 1233862,4 Nmm
ii. Đƣờng kính vòng chia: d
2
= 378,05 mm
2. Các lực tác dụng lên trục:
Các lực tác dụng lên các trục nhƣ hình:
1212,1
t
F
N
1
12
1
2
2 418863
6869,4
121,95
tt
T
FF
d
N
1 2 1
tan tan20
6869,4 2540,9
cos 0,984
o
r r t
F F F
N
1 2 1
tan 6869,4 tan 10,263 1243,8
a a t
F F F
N
Lực tác dụng lên khớp nối đàn hồi. Chọn nối trục đàn hồi. Bộ phận công
tác là xích tải nên chọn k = 1,5 (bảng 16-1 [3])
Momen xoắn tính
2
1233862,4 1,5 1850793,6
t
T T k
Nmm
Ta dùng nối trục bằng vòng đàn hồi vì thế dựa vào bảng 16-10a (trang 68
tài liệu [3]) chọn [T] = 2000 Nm, ta tra đƣợc D
0
= 200 mm.
Lực vòng tác dụng lên vòng trục đàn hồi:
Trường ĐH Bách Khoa TP.HCM Bài tập lớn Chi tiết máy
GVHD: TS Bùi Trọng Hiếu – SVTH: Tống Công Danh – G1000403 Trang 16
2
0
2
2 1233862,4
12338,6
200
tk
T
F
D
N
Lực hƣớng tâm do nối trục vòng đàn hồi tác dụng lên trục:
0,2 0,3 0,25 12338,6 3084,7
r tk
FF
N
F
r
ngƣợc chiều với lực vòng F
t
trên bánh răng
3. Chọn vật liệu chế tạo là thép C45 thƣờng hóa hoặc tôi cải thiện. Các thông số:
Giới hạn bền:
700
b
MPa
65
F
MPa
Ứng suất xoắn cho phép:
15 30
MPa (nên lấy trị số nhỏ đối với trục
vào của hộp giảm tốc, trị số lớn – trục ra)
Chọn sơ bộ ứng suất xoắn cho phép:
15
MPa
TRỤC I
4. Chọn sơ bộ đƣờng kính trục:
1
3
3
1
418863
51,88
0,2 15
0,2
T
d
mm
Chọn d
1
= 55mm theo tiêu chuẩn
5. Chọn kích thƣớc dọc trục (công thức 10.5 [2]):
1
2l l x w
Trong đó l
1
= b
1
= 75mm (kết quả tính bộ truyền bánh răng)
x = 10 – khe hở giữa bánh răng và thành trong hộp giảm tốc
Với T
1
= 418863 Nmm, tra bảng 10.2 [2] với
45 85w
mm khi
33
400.10 600.10T
Nmm. Chọn w = 50mm.
Suy ra: l = 75 + 2.10 + 50 = 145mm
Khoảng cách f chọn trong bảng 10.2 [2], f không nhỏ hơn
80 115
mm, ta
chọn f = 115mm
6. Quy các lực về dầm sức bền:
Trường ĐH Bách Khoa TP.HCM Bài tập lớn Chi tiết máy
GVHD: TS Bùi Trọng Hiếu – SVTH: Tống Công Danh – G1000403 Trang 17
7. Các lực và momen tác dụng lên trục I:
F
t1
= 6869,4 N
F
r1
= 2540,9 N
F
a1
= 1243,8 N
F
t
= 1212,1 N
T
1
= 418863 Nmm
M
1
=
1
1
121
1243,8 75840,
2
,95
7
2
a
d
F
Nmm
8. Tìm các phản lực liên kết R
Ay
, R
Ax
, R
Cy
và R
Cx
Xét trong mặt phẳng yOz:
- Tổng momen tại A theo phƣơng x bằng 0
11
72,5 145 0
A
x r Cy
M M F R
11
72,5
75840,7 2540,9 72,5
1793,5
145 145
r
Cy
MF
R
N
- Tổng lực theo phƣơng y bằng 0:
1
0
y Ay r Cy
F R F R
1
2540,9 1793,5 747,4
Ay r Cy
R F R
N
Xét trong mặt phẳng xOz:
- Tổng momen tại A theo phƣơng y bằng 0:
1
72,5 145 260 0
A
y t Cx t
M F R F
1
72,5 260
6869,4 72,5 1212,1 260
1261,3
145 145
tt
Cx
FF
R
N
- Tổng lực theo phƣơng x bằng 0:
1
0
x Ax t Cx t
F R F R F
1
6869,4 1261,3 1212,1 4396
Ax t Cx t
R F R F
N
Vậy:
R
Ay
= 747,4N; R
Ax
= 4396N; R
Cy
= 1793,5N; R
Cx
= 1261,3N
Trường ĐH Bách Khoa TP.HCM Bài tập lớn Chi tiết máy
GVHD: TS Bùi Trọng Hiếu – SVTH: Tống Công Danh – G1000403 Trang 18
9. Biểu đồ momen uốn, xoắn
Biểu đồ momen uốn M
x
:
Biểu đồ momen uốn M
y
:
Biểu đồ momen xoắn:
Trường ĐH Bách Khoa TP.HCM Bài tập lớn Chi tiết máy
GVHD: TS Bùi Trọng Hiếu – SVTH: Tống Công Danh – G1000403 Trang 19
10. Tính các momen tƣơng đƣơng tại các tiết diện A, B, C và D
Tại A:
2 2 2
0,75 0
A A A A
td x y
M M M T
Tại B:
2 2 2
0,75
B B B B
td x y
M M M T
2
22
130027,2 318710 0,75 418863 500067, 8
Nmm
Tại C:
2 2 2
0,75
C C C C
td x y
M M M T
2
2
0 139391,5 0,75 418863 388606,03
Nmm
Tại D:
2 2 2
0,75
D D D D
td x y
M M M T
2
0 0 0,75 418863 362746
Nmm
Suy ra, tiết diện nguy hiểm là tại B.
11. Xác định đƣờng kính trục tại tiết diện nguy hiểm:
3
3
500067,8
42,53
0,1 65
0,1
B
td
B
M
d
mm
Vì tại B có lắp bánh răng nên d
B
tăng thêm 5%, vậy ta chọn đƣờng kính trục
sao cho
44,66
B
d
mm.
Theo tiêu chuẩn ta chọn d
B
= 50mm
12. Phác thảo sơ đồ trục I:
13. Kiểm tra tại tiết diện lắp ổ lăn:
Momen tƣơng đƣơng tại tiết diện lắp ổ lăn:
Trường ĐH Bách Khoa TP.HCM Bài tập lớn Chi tiết máy
GVHD: TS Bùi Trọng Hiếu – SVTH: Tống Công Danh – G1000403 Trang 20
388606,03
C
td
M
Nmm
3
3
388606,03
39,10
0,1 65
0,1
C
td
C
M
d
mm
Đƣờng kính trục lắp ổ lăn tại A chọn giống nhƣ tại tiết diện tại C.
Nhƣ vậy, đƣờng kính trục ta vừa chọn để lắp ổ lăn đã thỏa điều kiện.
14. Kiểm tra tại tiết diện lắp bánh đai:
362746
D
td
M
Nmm
3
3
362746
38,21
0,1 65
0,1
D
td
D
M
d
mm
Nhƣ vậy, đƣờng kính trục ta vừa chọn để lắp bánh đai đã thỏa điều kiện.
15. Thiết kế then lắp trên trục:
Khi thiết kế thƣờng dựa vào đƣờng kính trục để chọn kích thƣớc và tiết diện
then:
Dựa vào đƣờng kính trục ta chọn then bằng tại vị trí lắp bánh răng (dựa vào
bảng 9.1a [1])
Đƣờng kính trục: d = 50mm
Kích thƣớc tiết diện then: b = 14mm; h = 9mm
Chiều sâu rãnh then: trên trục t
1
= 5,5mm; trên lỗ t
2
= 3,8mm
Bán kính góc lƣợn rãnh then r: nhỏ nhất 0,25mm; lớn nhất 0,4mm
Dựa vào đƣờng kính trục ta chọn then bằng tại vị trí lắp bánh đai (dựa vào
bảng 9.1a [1])
Đƣờng kính trục: d = 40mm
Kích thƣớc tiết diện then: b = 12mm; h = 8mm
Chiều sâu rãnh then: trên trục t
1
= 5mm; trên lỗ t
2
= 3,3mm
Bán kính góc lƣợn rãnh then r: nhỏ nhất 0,25mm; lớn nhất 0,4mm.
TRỤC II
16. Chọn vật liệu chế tạo trục là thép C45 thƣờng hóa có
800
b
MPa,
75
F
MPa. Chọn sơ bộ ứng suất xoắn cho phép
30
MPa.
17. Xác định đƣờng kính sơ bộ trục:
Theo công thức:
2
3
3
2
1233862,4
59,03
0,2 30
0,2
T
d
mm
Chọn theo tiêu chuẩn: d
2
= 60mm
18. Khoảng cách giữa các ổ trên bánh răng:
2
2l l x w
Trong đó l
2
= b
w
= 75mm (kết quả tính bộ truyền bánh răng)
x = 10 – khe hở giữa bánh răng và thành trong hộp giảm tốc
Trường ĐH Bách Khoa TP.HCM Bài tập lớn Chi tiết máy
GVHD: TS Bùi Trọng Hiếu – SVTH: Tống Công Danh – G1000403 Trang 21
w: tra bảng 10.2 [2] với T
2
= 1233862,4 Nmm = 1233,8624 Nm. Chọn w =
105mm
Suy ra: l = 75 + 20 + 105 = 200mm
Khoảng cách từ khớp nối đến ổ lăn gần nhất:
f = 140mm (tra bảng 10.2 [2])
19. Chiều dài dọc trục và các lực tác dụng lên trục II đƣợc phát thảo nhƣ hình bên
dƣới:
20. Dời các lực về dầm sức bền, ta đƣợc nhƣ hình bên dƣới:
21. Giá trị các lực tác dụng lên trục II:
F
r2
= 2540,9 N
F
a2
= 1243,8 N
F
t2
= 6869,4 N
F
r3
= 3084,7 N
Trường ĐH Bách Khoa TP.HCM Bài tập lớn Chi tiết máy
GVHD: TS Bùi Trọng Hiếu – SVTH: Tống Công Danh – G1000403 Trang 22
T
2
= 1233862,4 Nmm
2
22
378,05
1243,8 235
2
109,3
2
a
d
MF
Nmm
22. Tính các phản lực R
By
, R
Bx
, R
Dy
và R
Dx
Xét trong mặt phẳng yOz, ta có:
- Tổng momen tại B đối với trục x bằng 0:
22
100 200 0
B
x r Dy
M F M R
22
2540,9 100
100
94,9
200 200
235109,3
r
Dy
FM
R
N
- Tổng lực theo phƣơng y bằng 0:
2
0
y By r Dy
F R F R
2
2540,9 94,9 2446
By r Dy
R F R
N
Xét trong mặt phẳng xOz, ta có:
- Tổng momen tại B đối với trục y bằng 0:
32
140 100 200 0
B
y r t Dx
M F F R
32
140 100
3084,7 140 6869,4 100
5594
200 200
rt
Dx
FF
R
N
- Tổng lực theo phƣơng x bằng 0:
32
0
x r Bx t Dx
F F R F R
32
3084,7 6869,4 5594 1809,3
Bx r t Dx
R F F R
N
Vậy: R
By
= 2446N; R
Bx
= 1809,3N; R
Dy
= 94,9N; R
Dx
= 5594N
23. Biểu đồ momen uốn, xoắn:
Biểu đồ momen M
x
:
Trường ĐH Bách Khoa TP.HCM Bài tập lớn Chi tiết máy
GVHD: TS Bùi Trọng Hiếu – SVTH: Tống Công Danh – G1000403 Trang 23
24. Biểu đồ momen M
y
:
Trường ĐH Bách Khoa TP.HCM Bài tập lớn Chi tiết máy
GVHD: TS Bùi Trọng Hiếu – SVTH: Tống Công Danh – G1000403 Trang 24
25. Biểu đồ momen xoắn T:
26. Tính các momen tƣơng đƣơng tại các tiết diện A, B, C và D
Tại tiết diện A:
2 2 2
0,75
A A A A
td x y
M M M T
2
0 0 0,75 1233862,4 1068556,2
Nmm
Tại tiết diện B:
2 2 2
0,75
B B B B
td x y
M M M T
22
0 431858 0,75 1233862,4 1152524,9
Nmm
Tại tiết diện C:
2 2 2
0,75
C C C C
td x y
M M M T
2 2 2
244600 559400 0,75 1233862,4 1230678,6
Nmm
Tại tiết diện D:
2 2 2
0,75
D D D D
td x y
M M M T
0 0 0 0
27. Xác định đƣờng kính trục tại tiết diện nguy hiểm (tại C):
3
3
1230678,6
54,75
0,1 75
0,1
C
td
C
M
d
mm
Vì tại C có lắp bánh răng nên d
C
tăng thêm 5%, vậy ta chọn đƣờng kính trục
sao cho
57,49
C
d
mm.
Theo tiêu chuẩn ta nên chọn d
C
= 65mm
28. Phác thảo sơ đồ trục II:
Trường ĐH Bách Khoa TP.HCM Bài tập lớn Chi tiết máy
GVHD: TS Bùi Trọng Hiếu – SVTH: Tống Công Danh – G1000403 Trang 25
29. Kiểm tra tại tiết diện lắp ổ lăn:
Momen tƣơng đƣơng tại tiết diện lắp ổ lăn:
1152524,9
B
td
M
Nmm
3
3
1152524,9
53,56
0,1 75
0,1
B
td
B
M
d
mm
Đƣờng kính trục lắp ổ lăn tại D chọn giống tiết diện tại B.
Nhƣ vậy, đƣờng kính trục ta vừa chọn để lắp ổ lăn đã thỏa điều kiện.
30. Kiểm tra tại tiết diện lắp khớp nối đàn hồi:
Momen tƣơng đƣơng tại tiết diện lắp khớp nối:
1068556,2
A
td
M
Nmm
3
3
1068556,2
52,23
0,1 75
0,1
A
td
A
M
d
mm
Nhƣ vậy, đƣờng kính trục ta vừa chọn để lắp khớp nối đã thỏa điều kiện.
31. Thiết kế then lắp trên trục:
Khi thiết kế thƣờng dựa vào đƣờng kính trục để chọn kích thƣớc và tiết diện
then:
Dựa vào đƣờng kính trục ta chọn then bằng tại vị trí lắp bánh răng (dựa vào
bảng 9.1a [1])
Đƣờng kính trục: d = 65mm
Kích thƣớc tiết diện then: b = 18mm; h = 11mm
Chiều sâu rãnh then: trên trục t
1
= 7mm; trên lỗ t
2
= 4,4mm
Bán kính góc lƣợn rãnh then r: nhỏ nhất 0,25mm; lớn nhất 0,4mm
Dựa vào đƣờng kính trục ta chọn then bằng tại vị trí lắp khớp nối (dựa vào
bảng 9.1a [1])
Đƣờng kính trục: d = 55mm
Kích thƣớc tiết diện then: b = 16mm; h = 10mm
Chiều sâu rãnh then: trên trục t
1
= 6mm; trên lỗ t
2
= 4,3mm
Bán kính góc lƣợn rãnh then r: nhỏ nhất 0,25mm; lớn nhất 0,4mm
TÍNH KIỂM NGHIỆM TRỤC VỀ ĐỘ BỀN MỎI
Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo đƣợc độ bền mỏi, nếu hệ số an toàn tại các
tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau:
22
.
jj
j
jj
ss
ss
ss
(1)
