Bài tiểu luận môn nguyên lý chi tiết máy đầy đủ các phần, tính toán chi tiết, hình vẽ và bảng biểu đa dạng. Tiểu luận nguyên lý chi tiết máy hay còn gọi là thiết kế hệ thống truyền động trường đại học SPKT HCM.
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH KHOA ĐÀO TẠO CHẤT LƯỢNG CAO TIỂU LUẬN THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG GVHD: TS PHAN CÔNG BÌNH SVTH: NGUYỄN QUỐC TRƯỜNG - 19145330 MÃ LỚP HỌC: MMCD230323_21_1_14CLC LỚP: Thứ tiết 7-9 Tp Hồ Chí Minh, tháng 11 năm 2021 CỘNG HÒA XÃ HỘI CHỦ NGHĨA VIỆT NAM Độc lập – Tự – Hạnh phúc ******* PHIẾU NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN Họ tên sinh viên: Nguyễn Quốc Trường MSSV: 19145330 Tên tiểu luận: Thiết kế hệ thống truyền động Họ tên Giáo viên hướng dẫn: TS Phan Cơng Bình NHẬN XÉT Về nội dung đề tài & khối lượng thực hiện: Ưu điểm: Khuyết điểm: Đề nghị cho báo cáo hay không? Đánh giá phân loại: Điểm: (Bằng chữ: ) Tp Hồ Chí Minh, ngày 14 tháng 11 năm 2021 Giáo viên hướng dẫn (Ký & ghi rõ họ tên) CỘNG HÒA XÃ HỘI CHỦ NGHĨA VIỆT NAM Độc lập – Tự – Hạnh phúc ******* PHIẾU NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN PHẢN BIỆN Họ tên sinh viên: Nguyễn Quốc Trường MSSV: 19145330 Tên tiểu luận: Thiết kế hệ thống truyền động Họ tên Giáo viên phản biện: NHẬN XÉT Về nội dung đề tài & khối lượng thực hiện: Ưu điểm: Khuyết điểm: Đề nghị cho báo cáo hay không? Đánh giá phân loại: Điểm: (Bằng chữ: ) Tp Hồ Chí Minh, ngày 14 tháng 11 năm 2021 Giáo viên hướng dẫn (Ký & ghi rõ họ tên) LỜI CẢM ƠN Đầu tiên, em xin gửi lời cảm ơn chân thành đến Trường Đại học Sư phạm Kỹ thuật Tp.HCM đưa môn học Nguyên lý – Chi tiết máy vào chương trình giảng dạy Đặc biệt, em xin gửi lời cảm ơn sâu sắc đến giảng viên mơn – TS Phan Cơng Bình dạy dỗ, truyền đạt kiến thức quý báu cho em suốt thời gian học tập Trong thời gian tham gia lớp học Nguyên lý – Chi tiết máy thầy, em có thêm cho nhiều kiến thức bổ ích, tinh thần học tập hiệu quả, nghiêm túc Đây chắn kiến thức quý báu, hành trang để em vững bước sau Em xin chân thành cảm ơn hướng dẫn tận tình TS Phan Cơng Bình giúp em hoàn thành tiểu luận cách thuận lợi Thầy ln bên cạnh đóng góp sửa chữa thiếu sót, khuyết điểm em mắc phải đề hướng giải tốt Nguyên lý - Chi tiết máy môn học thú vị, vô bổ ích có tính thực tế cao Đảm bảo cung cấp đủ kiến thức, gắn liền với nhu cầu thực tiễn sinh viên Tuy nhiên, vốn kiến thức nhiều hạn chế khả tiếp thu thực tế nhiều bỡ ngỡ Mặc dù thân em cố gắng chắn báo cáo khó tránh khỏi thiếu sót nhiều chỗ cịn chưa xác, kính mong thầy xem xét góp ý để báo cáo em hồn thiện Xin kính chúc q thầy mạnh khoẻ, hạnh phúc thành công nghiệp trồng người vinh quang Em xin chân thành cảm ơn! TPHCM, ngày 14 tháng 11 năm 2021 Sinh viên thực MỤC LỤC PHẦN I CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN Chọn động điện 1.1 Xác định công suất trục động điện 1.2 Xác định số vòng quay sơ động điện 2 Phân phối tỉ số truyền 2.1 Tỷ số truyền: 2.2 Phân phối tỉ số truyền hệ dẫn động: 2.3 Xác định công suất, moment xoắn số vòng quay trục: PHẦN II TÍNH TỐN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI VÀ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG Bộ truyền đai 1.1 Thông số đầu vào: 1.2 Chọn đường kính bánh đai: 1.3 Khoảng cách trục chiều dài đai: 1.4 Kiểm nghiệm đai tuổi thọ: số vòng chạy đai giây: 1.5 Tính chính xác khoảng cách trục a: 1.6 Tính góc ơm α1 bánh đai dẫn: 1.7 Xác định số đai z: 1.8 Lực căng ban đầu lực tác dụng lên trục: Bộ truyền bánh 2.1 Thông số đầu vào: 2.2 Chọn vật liệu cho bánh 2.3 Xác định ứng suất cho phép 2.4 Xác định sơ khoảng cách trục 2.5 Xác định thông số ăn khớp 2.5.1 Xác định modun m 2.5.2 Xác định số góc nghiên β 2.6 Kiểm nghiệm đô bền tiếp xúc 10 2.7 Kiểm nghiệm đô bền uốn 12 2.8 Kiểm nghiệm tải 15 2.9 Các thông số kích thước truyền 15 PHẦN III TÍNH TỐN THIẾT KẾ HAI TRỤC CỦA HỘP GIẢM TỐC Chọn vật liệu chế tạo trục 17 Tính thiết kế trục 17 2.1 Xác định tải trọng tác dụng lên trục 17 2.2 Tính sơ đường kính trục 17 2.3 Xác định khoảng cách gối đỡ điểm đặt lực 17 2.4 Xác định đường kính chiều dài đoạn trục 18 2.5 Tính toán độ bền mỏi 22 2.6 Kiểm nghiệm trục độ bền tĩnh 24 TIỂU LUẬN Trường ĐHSPKT TP HCM Khoa : Cơ khí Chế tạo máy Bộ môn : Cơ sở Thiết kế máy THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG Đề số : 06 Phương án: 03 I ĐỀ BÀI: Hình 1: Sơ đồ động Điều kiện làm việc: - Tải trọng không đổi, quay chiều - Thời gian làm việc năm (một năm 300 ngày, ngày ca ca giờ) Số liệu cho trước: STT Tên gọi Giá trị Momen trục công tác (Nm) 440 Tốc độ trục công tác (v/ph) 117 YÊU CẦU Nộp file mềm trang Dạy học số II NỘI DUNG THUYẾT MINH Chọn động phân phối tỉ số truyền Tính toán truyền: • Tính tốn truyền ngồi HGT • Tính toán truyền HGT Tính toán thiết kế trục HGT TIẾN ĐỘ THỰC HIỆN Tuần Nội dung thực - Nhận đề phương án Bài tập lớn - Phổ biến nội dung, yêu cầu 06 - Chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền - Tính toán thiết kế truyền HGT: 07-08 + Bộ truyền đai + Bộ truyền xích 09-10 - Tính tốn thiết kế truyền HGT 11 - Tính toán thiết kế trục HGT - Hoàn thiện thuyết minh Bài tập lớn 12 - Nộp file mềm lên trang Dạy học số 05 GVHD SVTH: Nguyễn Quốc Trường – 19145330 GVHD: TS Phan Cơng Bình PHẦN I CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN Chọn động điện 1.1 Xác định công suất trục động điện Công suất cần thiết trục động cơ: Pct = Pt ❖ Công suất truyền trục làm việc: Plv = Tlv nlv 9,55 x 106 = 440000 x 117 9,55 x 106 = 5,39 (kW) => Do tải trọng không đổi nên: Pt = Plv = 5,39 (kW) ❖ Hiệu suất truyền động: = d 3ol br nt Theo bảng 2.3, ta chọn: Hiệu suất truyền đai: d = 0,96 Hiệu suất ổ lăn: ol = 0,99 Hiệu suất cặp bánh răng: br = 0,97 Hiệu suất nối trục đàn hồi: nt = 0,9 SVTH: Nguyễn Quốc Trường – 19145330 GVHD: TS Phan Cơng Bình => = 0,96 x 0,993 x 0,97 x 0,9 = 0,81 Vậy công suất cần thiết trục động là: Pct = Pt = 5,39 0,81 = 6,65 (kW) 1.2 Xác định số vòng quay sơ động điện ❖ Tỉ số truyền chung sơ bộ: usb = uh uđ Theo bảng 3.2, ta chọn: uh = 1,6 uđ = => usb = uđ uh = 1,6 = 3,2 ❖ Số vòng quay sơ bộ: nsb = nlv usb = 117 3,2 = 374,4 (vòng/phút) ❖ Theo điều kiện: Pđc ≥ Pct = 6,65 (kW) nđc ≥ nsb => Từ tài liệu Catalog motor ABB bảng 2P trang 13 ta chọn động điện: Loại động M2QA160L8A Công suất (kW) 7,5 Số vòng quay (vòng/phút) 720 Ts / T n 2,1 SVTH: Nguyễn Quốc Trường – 19145330 GVHD: TS Phan Công Bình Phân phối tỉ số truyền 2.1 Tỷ số truyền: u = ubr uđ = nđc n = 720 117 = 6,15 2.2 Phân phối tỉ số truyền hệ dẫn động: Chọn ubr = 2,5 utt Tỉ số truyền truyền đai: uđ = = ubr 6,15 = 2,46 2,5 2.3 Xác định công suất, moment xoắn số vòng quay trục: ❖ Số vòng quay n (vòng/phút): nđc = 720 (vòng/phút) Số vòng quay trục I: n1 = nđc uđ Số vòng quay trục II: n2 = 720 = n1 2,46 292,68 = ubr = 292,68 (vòng/phút) 2,5 = 117 (vòng/phút) Số vòng quay trục III: nlv = n2 = 117 (vịng/phút) ❖ Cơng suất: Plv = 5,39 (kW) Cơng suất trục II: P2 = Công suất trục I: P1 = Plv nt ol P2 br ol Công suất trục động cơ: Pdc = = 5,39 = 6,05 (kW) 0,9 x 0,99 6,05 = 0,97 x 0,99 P1 d ol = = 6,3 (kW) 6,3 0,96 x 0,99 = 6,63 (kW) ❖ Moment xoắn (Nmm) Momen trục động cơ: Tdc = Momen trục I: T1 = 9,55.106 Pdc nđc 9,55.106 P1 Momen trục II: T2 = n1 9,55.106 P2 n2 Momen trục làm việc: Tlv = = = = 9,55.106 6,63 720 9,55.106 6,3 292,68 = 205566 (N.mm) 9,55.106 6,05 117 9,55.106 Plv nlv = = 87940 (N.mm) = 493825 (N.mm) 9,55.106 5,39 117 = 439953 SVTH: Nguyễn Quốc Trường – 19145330 GVHD: TS Phan Cơng Bình δH = 0,002 : Hằng số kể đến ảnh hưởng sai số ăn khớp tra bảng 6.15 trang 107 [1] - g = 73 : Hằng số kể đến ảnh hưởng sai lệch bước bánh tra bảng 6.16 trang 107 [1] VH = 0,002.73.1,41 √ K Hv = + 160 2,457 1,66.48.92,57 2.205566.1,02.1,13 m = 1,66 ( s ) = 1,016 K H = K Hβ K Hα K Hv =1,02.1,13.1,016 = 1,17 Vậy với: • ZM = 274; ZH =1,692; Zε = 0,775; • KH = 1,17; T1 = 205566 (N.mm); um = 2,457; • dw1 = 92,57 mm; bw = 48 mm; σ H = ZM ZH Zε √ 2.T1 KH (um +1) bw um d2w1 = 274.1,692.0,775.√ 2.205566.1,17.(2,457+1) 48.2,457.92,572 =460,88 Mpa ❖ Xác định ứng suất cho phép : ⇒ [σH ]cx = [σH ] ZR ZV K KH Với [σH ] = [σH ]2 = 490,9(Mpa) ❖ ZV : hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc vòng Với v = 1,41 ( m/s ) HB ≤ 350 => ZV = ❖ ZR : Hệ số xét đến độ nhám mặt làm việc Cấp chính xác động học chọn cấp chính xác mức tiếp xúc 8, gia công cần đạt độ nhám R a = 1,25 … 0,63 μm ⇒ ZR = ❖ KxH – hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước bánh rang Khi đường kính vòng đỉnh bánh da ≤ 700mm ⇒ K xH = [σH ]cx = 490,9.1.1.1 = 490,9(Mpa) Vậy ta có σH = 460,88 Mpa < [σH ] = 490,9 (Mpa) Thoả điều kiện ứng suất 2.7 Kiểm nghiệm đô bền uốn Để đảm bảo độ bền uốn cho , ứng suất uốn sinh chân không để vượt 12 SVTH: Nguyễn Quốc Trường – 19145330 GVHD: TS Phan Cơng Bình q giá trị cho phép Theo cơng thức (5.38) (5.39): ΣF1 = ΣF2 = 2T1 KF Yε Yβ YF1 bw dw1 m σF1 YF2 YF1 ≤ [σF1 ] ≤ [σF2 ] Trong đó: ❖ T1 – mômen xoắn bánh chủ động: T1 = 205566 (N.mm) ❖ m – mô đun pháp m = 2,5 ❖ bw -Chiều rộng vành bW = ψba awt = 0,3.160 = 48 mm ❖ dw – đường kính vòng lăn bánh chủ động: dw1 = 92,57 mm ❖ Yε = 1/εα: Hệ số kể đến trùng khớp Với εα hệ số trùng khớp ngang tính theo công thức: εα = [ 1,88 − 3,2 ( 1 1 + )] cosβ = [1,88 − 3,2 ( + )] 0,95 = 1,664 Z1 Z2 35 86 Yε = 1 = = 0,6 εα 1,664 ❖ Yβ hệ số kể đến độ nghiêng của với thẳng Yβ = ❖ YF1 ;YF2 : Hệ số dạng bánh vào số tương đương hệ số dich chỉnh Với Zv1 = Zv2 = Z1 cos3 β Z2 cos3 β Dựa vào bảng 5.14 { = (cos = (cos 35 (18,19))3 86 (18,19))3 = 41 = 100 YF1 = 3,7 } YF2 = 3,6 ❖ KF-hệ số tải trọng tính uốn: Công thức 6.45: K F = K Fβ K Fα K FV Trong đó: • K Fβ Hệ số kể đến phân bố không chiều rộng vành tính uốn tra bảng 6.7 trang 98 [1] ⇒ K Fβ = 1,02 13 SVTH: Nguyễn Quốc Trường – 19145330 • GVHD: TS Phan Cơng Bình K Hα Hệ số kể đến phân bố không tải trọng cho đôi dồng thời ăn khớp tính uốn tra bảng 6.14 : K Fα = 1,13 • K Fv hệ số kể đến tải trọng động xuất vùng ăn khớp Công thức 6.46 trang 109 [1]: K Fv = + VF = δF g o v√ vF bw dw1 2T1 KFβ KFα aw u δ = 0,006 tra bảng 6.15 6.16 : { F g o = 73 Trong đó: VF = δF g o v √ aw um = 0,006.73.1,41 √ 160 m = 4,98 ( ) 2,457 s Vậy K Fv = + vF bw1 dw1 = 1+ 2.T1 KFβ KFα 4,98.48.92,57 2.205566.1,02.1,13 = 1,05 K F = K Fβ K Fα K Fv = 1,02.1,13.1,05 = 1,21 • ΣF1 = • ΣF2 = 2.T1 KF Yε Yβ YF1 dw1 bw.m σF1 YF2 YF1 = = 2.205566.1,21.0,6.1.3,7 99,42.3,6 3,7 92,57.48.2,5 = 99,42 (Mpa) = 96,73(Mpa) Theo công thức 6.2 6.2a trang 91,92 [1] σFlim [σF ] = ( ()R S ) αF FC FL SF [σF ] = σFCFL Flim SF [σF ][σF ]R S XF Với: ❖ YR = 1: Hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám bề mặt lưới chân ❖ YS = 1,08 – 0,0695ln(m) = 1,08 – 0,0695ln(2,5) = 1,0163: Hệ số xét đến độ nhạy vật liệu đư ợc tâp trung ứng suất, mơ đun tính mm ❖ KxF = 1: Hệ số xét đến kích thước bánh ảnh hưởng đến độ bền uốn với da ≤400(mm) • [σF1 ] = 282,86(Mpa), [σF2 ] = 265.89(Mpa), 14 SVTH: Nguyễn Quốc Trường – 19145330 GVHD: TS Phan Cơng Bình • [δF1 ] = 282,86.1.1,016.1 = 287,39(Mpa), • [δF2 ] = 265,89.1.1,016.1 = 270,14(Mpa), • Ta có : σ = 99,42 Mpa < [σF1 ] = 287,39 Mpa { F1 } σF2 = 96,73 Mpa < [σF1 ] = 270,14 Mpa Thoả điều kiện độ bền uốn 2.8 Kiểm nghiệm tải Hệ số tải : Kqt = Tmax T = ( Do tải trọng tĩnh) Để tránh biến dạng dư hoặc gãy giòn bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại phải thỏa điều kiện (5.42) : σHmax = σH √K qt ≤ [σHmax ] = 504,5√1 = 504,50 (Mpa) ≤ [σHmax ] = 1260 (Mpa) Kiểm nghiệm tải độ bền uốn theo công thức (5.43) : σF1max = σF1 √K qt = 99,42√1 = 99,42 (Mpa) < [σF1max ] = 464 (Mpa) σF2max = σF2 √K qt = 96,73√1 = 96,73 (Mpa) < [σF2max ] = 360 (Mpa) 2.9 Các thơng số kích thước truyền Bảng thông số truyền bánh trụ Thông số Khoảng cách trục Mô đun Ký hiệu 𝑎𝑤 𝑚𝑛 hoặc 𝑚 Giá trị Đơn vị 160 (𝑚𝑚) 2,5 (𝑚𝑚) Tỉ số truyền 𝑢𝑡 2,457 Chiều rộng vành 𝑏 48 (𝑚𝑚) Góc nghiêng 𝛽 18,19 (độ) Góc ăn khớp 𝛼𝑡𝑤 20,96 (độ) Số bánh nhỏ 𝑍1 35 (răng) Số bánh lớn 𝑍2 86 (răng) Đường kính vòng chia bánh nhỏ 𝑑1 92,11 (𝑚𝑚) Đường kính vòng chia bánh lớn 𝑑2 226,32 (𝑚𝑚) Ứng suất tiếp xúc mặt 𝜎𝐻 460,88 (𝑀𝑃𝑎) 15 SVTH: Nguyễn Quốc Trường – 19145330 GVHD: TS Phan Cơng Bình Bảng kết tính tốn thiết kế truyền bánh trụ nghiêng Thông số Ký hiệu Giá trị Đơn vị Công suất trục bánh dẫn 𝑃1 6,3 Tốc độ quay trục dẫn 𝑛1 292,68 (vịng/phút) Mơ men xoắn trục dẫn 𝑇1 205566 (𝑁𝑚𝑚) Tỉ số truyền 𝑢 2,5 Thời gian làm việc 𝐿ℎ 18000 (giờ) Khoảng cách trục 𝑎𝑤 160 (𝑚𝑚) 2,5 (𝑚𝑚) Mô đun pháp/ mô đun 𝑚𝑛 𝑚 (kW) Tỉ số truyền 𝑢𝑡 2,457 Chiều rộng vành 𝑏 48 Góc nghiêng 𝛽 18,19 (độ) Góc ăn khớp 𝛼𝑡𝑤 20,96 (độ) Số bánh nhỏ 𝑍1 35 (𝑟ă𝑛𝑔) Số bánh lớn 𝑍2 86 (𝑟ă𝑛𝑔) Đường kính vòng lăn bánh nhỏ 𝑑𝑤1 92,57 (𝑚𝑚) Đường kính vòng lăn bánh lớn 𝑑𝑤2 227,44 (𝑚𝑚) Đường kính vòng đỉnh bánh nhỏ 𝑑𝑎1 97,11 (𝑚𝑚) Đường kính vòng đỉnh bánh lớn 𝑑𝑎2 231,32 (𝑚𝑚) Đường kính vòng đáy nhỏ 𝑑𝑓1 85,86 (𝑚𝑚) Đường kính vòng đáy lớn 𝑑𝑓2 220,07 (𝑚𝑚) Ứng suất tiếp xúc mặt 𝜎𝐻 460,88 (𝑀𝑃𝑎) Lực vòng 𝐹𝑡 4441,31 (𝑁) Lực hướng tâm 𝐹𝑟 1790,79 (𝑁) Lực dọc trục 𝐹𝑎 1459,37 (𝑁) (𝑚𝑚) Lực tác dụng 16 SVTH: Nguyễn Quốc Trường – 19145330 GVHD: TS Phan Cơng Bình PHẦN III TÍNH TỐN THIẾT KẾ HAI TRỤC CỦA HỘP GIẢM TỐC Chọn vật liệu chế tạo trục Thép 45 có b = 600 MPa, ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 ÷ 30 MPa Tính thiết kế trục 2.1 Xác định tải trọng tác dụng lên trục a Lực tác dụng từ truyền bánh trụ nghiêng Lực vòng: Ft1 = Ft2 = 2.T1 dw1 = 2.205566 Lực hướng tâm: Fr1 = Fr2 = Ft1 92,57 tan αtw cos β = 4441,31 N = 4441,31 tan 20,960 cos 18,190 = 1790,79 (N) Lực dọc trục: Fa1 = Fa2 = Ft1 tan β = 4441,31.tan 18,190 = 1459,37 (N) Moment uốn ⃗⃗⃗⃗⃗⃗ Fa1 gây trục I: dw1 Ma1 = Fa1 92,57 =1459,37 = 67546,94 N.mm Trong đó: dw1 : đường kính vịng chia bánh (mm) αtw : góc ăn khớp, αtw = 20,960 β: góc nghiêng b Lực tác dụng từ truyền đai nối trục Fr = 1325,69 N => Frx = Fr.cos30 = 1148,08 N; Fry = Fr.sin30 = 662,85 N 2T 205566 Fk = 0,2 = 0,2 = 632,51 N Dt 130 2.2 Tính sơ đường kính trục: Chọn [τ] = 20 MPa d1 = √ d2 = √ T1 0,2[τ] T2 0,2[τ] 205566 = √ 0,2 20 493825 = √ 0,2 20 = 37 mm => b0 = 21 mm (theo bảng 10.2) = 50 mm => b0 = 27 mm (theo bảng 10.2) 2.3 Xác định khoảng cách giữa gối đỡ điểm đặt lực Tra bảng 10.3 chọn k1 = 10mm; k2 = 8mm; k3 = 15mm; hn = 17mm • Khoảng cách gối đỡ a Tính cho trục I: Theo bảng 10.2 chiều rộng ổ lăn bo= 21mm Chiều dài mayơ bánh đai bánh răng: lm = (1,2 1,5)d1 = (1,2 1,5).21 = 25,2 31,5 mm Chọn lm = 27 mm = lm13 = lm12 Ta có khoảng cách: l12 = -[0,5.(lm12 + bo) + k3 + hn] = -[0,5.(27 + 21) +15 + 17] = -56 (mm) 17 SVTH: Nguyễn Quốc Trường – 19145330 GVHD: TS Phan Cơng Bình l13 = 0,5.(lm13 + bo) + k1 + k2 = 0,5.(27 + 27) +10 + = 45 (mm) l11 = 2.l13 = 2.45 = 90 (mm) b Tính cho trục II: Theo bảng 10.2, chiều rộng ổ lăn bo = 27 (mm) Chiều dài mayơ bánh đai bánh răng: lm = (1,2 ÷ 1,5)d2 = (1,2 ÷ 1,5).27 = 32,4 ÷ 40,5 (mm) Chọn lm = 35 mm = lm23 Chiều dài mayơ nửa khớp nối (đối với nối trục đàn hồi): lm = (1,4 ÷ 2,5)d2 = (1,4 ÷ 2,5).27 = 37,8 ÷ 67,5 (mm) Chọn lm = 59 mm = lm22 Ta có khoảng cách: l22 = -[0,5.(lm22 + bo) + k3 + hn]= -[0,5.(59 + 27) +15 + 17] = -75 (mm) l21 = l11 = 90 (mm) l23 = 0,5.l21 = 45 (mm) 2.4 Xác định đường kính chiều dài đoạn trục • Tính tốn phản lực, momen uốn đường kính trục tiết diện trục I Chọn hệ trục tọa độ hình vẽ: 18 SVTH: Nguyễn Quốc Trường – 19145330 GVHD: TS Phan Công Bình Xét mặt phẳng zOy: Mx = Fa1∙ dw1 = 1459,37∙ 92,57 = 67546,94 N ∑M𝐵 = ⇒ Fr1 45 − YD 90 + Mx + Fry.56 = ⇒ 1790,79.45 – YD.90 + 67546,94 + 662,85.56 = ⇒ YD = 2058,36 N ∑Fy = ⇒ − Fry + YB –YD + Fr1 = ⇒ − 662,85 + YB – 2054,36 + 1790,79 = ⇒ YB = 930,42 N Xét mặt phẳng zOx: ∑M𝐵 = ⇒ Frx 56 + X D 90 − Ft1 45 = ⇒ 1148,08.56 - 4441,31.45 + XD.90 = ⇒ XD = 1506,29 N ∑Fy = ⇒ Frx − XB − XD + Ft1 = ⇒ − XB + 1148,08 – 1506,29 + 4441,31 = ⇒ XB = 4083,1 N Tính Momen uốn tương đương Mtđ = √Mu2 + 0,75T Nmm Với: Mu = √Mx2 + My2 T: Momen xoắn trục Từ công thức biểu đồ momen ta tính được: (A) Mtđ = 178025,38 Nmm (B) Mtđ = 192884,48 Nmm (C) Mtđ = 211818,75 Nmm (D) Mtđ = Nmm Đối với trục đặc, đường kính trục tiết diện j tính theo cơng thức: (j) M dj = √ tđ 0,1[б] Trong [б] ứng suất cho phép thép chế tạo trục, theo bảng 10.5 trang 195 Đối với trục ta được: [б] = 63 MPa3 Ta tính đường kính trục tiết diện sau: 19 SVTH: Nguyễn Quốc Trường – 19145330 GVHD: TS Phan Cơng Bình (A) d1 = 30,5 mm (B) d1 = 31,3 mm (C) d1 = 32,3 mm (D) d1 = mm Xuất phát từ yêu cầu độ bền, lắp ghép công nghệ ta chọn đường kính đoạn trục sau: (A) d1 = 32 mm (B) (D) d1 = d1 = 34 mm (C) d1 = 36 mm • Tính tốn phản lực, momen uốn đường kính trục tiết diện trục II Cho hệ trục tọa độ hình vẽ: 20 SVTH: Nguyễn Quốc Trường – 19145330 GVHD: TS Phan Cơng Bình Xét mặt phẳng zOy: Mx = Fa2∙ dw2 = 1459,37∙ 227,44 = 165959,56 N ∑M𝐶 = ⇒ Fr2 45 − YA 90 + Mx = ⇒ 1790,79.45 + 165959,56 − YA.90 = ⇒ YA = 2739,39 N ∑Fy = ⇒ YA − YC − Fr2 = ⇒ 2739,39 – 1790,79 – YC = ⇒ YC = 948,6 N Xét mặt phẳng zOx: ∑M𝐴 = ⇒ Ft2 45 − X C 90 − Fk 165= ⇒ 4441,31.45 − XC.90 − 632,51.165= ⇒ XC = 1061,05 N ∑Fy = ⇒ XA + XC - Ft2 + Fk = ⇒ XA + 1061,05 − 4441,31 + 632,51 = ⇒ XA = 2747,75 N Tính Momen uốn tương đương Mtđ = √Mu2 + 0,75T Nmm Với: Mu = √Mx2 + My2 T: Momen xoắn trục Từ công thức biểu đồ momen ta tính được: (A) Mtđ = Nmm (B) Mtđ = 220916,8 Nmm (C) Mtđ = 184237,49 Nmm (D) Mtđ = 178025,38 Nmm Đối với trục đặc, đường kính trục tiết diện j tính theo cơng thức: (j) M dj = √ tđ 0,1[б] Trong [б] ứng suất cho phép thép chế tạo trục, theo bảng 10.5 trang 195 Đối với trục ta được: [б] = 50 MPa 21 SVTH: Nguyễn Quốc Trường – 19145330 GVHD: TS Phan Cơng Bình Ta tính đường kính trục tiết diện sau: (A) d2 = mm (B) d2 = 35,4 mm (C) d2 = 33,3 mm (D) d2 = 32,9 mm Xuất phát từ yêu cầu độ bền, lắp ghép công nghệ ta chọn đường kính đoạn trục sau: (A) (C) d2 = d2 = 34 mm (B) d2 = 38 mm (D) d2 = 33 mm 2.5 Tính tốn độ bền mỏi Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo độ bền mỏi hệ số an toàn tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện: sj = sσj sτj √s2σj +s2τj ≥ [s] Trong : - [s]: hệ số an toàn cho phép , [s] = (1,5÷2,5) sσj , sτj : hệ số an toàn xét riêng ứng suất pháp hệ số an toàn xét riêng ứng xuất tiếp mặt cắt j sσj = sτj = σ−1 Kσdj σaj +ψσ σmj τ−1 Kτdj τaj +ψτ τmj Vì trục quay làm việc theo chiều nên ứng suất pháp (uốn) biến đổi theo chu kì đối xứng: Do : σmj = , σaj = σmaxj = Mj Wj ⇒ sσj = σ−1 Kσdj σaj +ψσ σmj = σ−1 Kσdj σaj Vì trục quay làm việc theo chiều nên ứng suất tiếp (xoắn) biến đổi theo chu kì mạch động: τmj = τaj = sτj = τmaxj = Tj 2w0j τ−1 K τdj τaj + ψτ τmj 22 SVTH: Nguyễn Quốc Trường – 19145330 GVHD: TS Phan Cơng Bình Trong : σaj , τaj , σmj biên độ trị số trung bình ứng suất pháp tiếp mặt cắt tiết diện j Mj : Mômen tổng tiết diện j Wj , W0j – mô men cản uốn mô men xoắn tiết diện j Với thép C45 có : Giới hạn bền kéo : σb = 600MPa Giới hạn mỏi uốn : σ−1 = 0,436 σb = 261,6 MPa Giới hạn mỏi xoắn : τ−1 = 0,58 σ−1 = 0,58.261,6 = 151,72 MPa Tra bảng 10.7 trang197 Ta hệ số ảnh hưởng trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi ψσ = 0,05 ; ψτ = Tại tiết diện (C) trục I (tiết diện lắp bánh có đường kính d = 36 mm) Đối với trục tiết diện tròn : WC = W0C πd3 32 = π.363 32 = 4580,44 (Nmm) πd3 π 363 = = = 9160,88 (Nmm) 16 16 Ứng suất pháp tiếp sinh : σaC = MC 211818,75 = = 52,44 (MPa) WC 4580,44 τaC = TC 205566 = = 11,22 (MPa) 2w0C 2.9160,88 Xác định hệ số K σdj K τdj tiết diện nguy hiểm (C) Theo công thức : K σdj = Kσ +Kx −1 εσ Ky , K τdj = Kτ +Kx −1 ετ Ky Trong : K x – hệ số tập trung ứng suất trạng thái bề mặt phụ thuộc vào phương pháp gia công độ nhẵn bề mặt cho bảng 10.8 trang 197, chi tiết gia công máy tiện, yêu cầu đạt R a = 2,5 ÷ 0, 63 μm đó: K x = 1,06 K y – hệ số tăng bền bề mặt trục cho bảng 10.9 trang 197 phụ thuộc vào phương pháp tăng bề mặt, không dùng phương pháp gia tăng độ bền bề mặt K y = Dùng dao phay ngón trục có rảnh then, theo bảng 10.12 trang 199 Ta K σ = 1,76 , K τ = 1,54 Trị số hệ số kích thước εσ , ετ theo bảng 10.10 trang 198 23 SVTH: Nguyễn Quốc Trường – 19145330 GVHD: TS Phan Cơng Bình Tiết diện lắp bánh có đường kính d = 36 mm Εσ = 0,88, ετ = 0,81 K σ𝑑(𝐶) Kσ 1,76 + Kx − + 1,06 − εσ 0,88 = = = 2,06 Ky K τ𝑑(𝐶) Kτ 1,54 + Kx − + 1,06 − ετ 0,81 = = = 1,96 Ky 1 Vậy: sσC = σ−1 261,6 = = 2,42 K σd(C) σaC 2,06 52,44 sτC = τ−1 151,72 = = 6,9 K τd(C) τaC + ψτ τmC 1,96 11,22 + sC = sσC sτC √s2σj +s2τj = 2,42 6,9 √2,422 +6,92 = 2,28 ≥ [s] = (1,5 ÷ 2,5) Do tiết diện (C) trục I thỏa điều kiện bền mỏi Tương tự, tiết diện nguy hiểm: (B) trục I (B), (C) trục II thỏa điều kiện bền mỏi 2.6 Kiểm nghiệm trục độ bền tĩnh Để đề phòng khả bị biến dạng dẻo lớn hoặc phá hỏng tải đột ngột (chẳng hạn mở máy) cần tiến hành kiểm nghiệm trục độ bền tĩnh theo công thức : σtd = √σ2 + τ2 ≤ [σ] Trong đó: σ= Mmax τ= Tmax 0,1d3 0,2d3 [σ] = 0,8σch = 0,8.340 = 272 MPa Trục I : σ= Mmax (C) = 0,1d1 τ= Tmax (C) 0,2d1 = 240176,6 0,1.363 205566 0,2.363 = 51,48 = 22,03 24 SVTH: Nguyễn Quốc Trường – 19145330 GVHD: TS Phan Cơng Bình Suy : σtd = √51,482 + 22,032 = 64,08 ≤ [σ] = 272 MPa Vậy, trục I đảm bảo độ bền tĩnh Trục II : σ= Mmax (C) = 0,1d2 τ= Tmax (C) 0,2d2 = 249151,99 0,1.34 493825 0,2.34 = 63,39 = 62,82 Suy : σtd = √63,392 + 62,822 = 125,93 ≤ [σ] = 272 MPa Vậy, trục II đảm bảo độ bền tĩnh 25 Tài liệu tham khảo [1] Trịnh Chất, Lê Văn Uyển, Tính tốn thiết kế hệ dẫn động khí – tập 1, 2, NXB Giáo dục, 2006 [2] Nguyễn Hồng Ngân, Nguyễn Danh Sơn, Kỹ thuật nâng chuyển – Tập 2: Máy vận chuyển liên tục, NXB ĐHQG Tp.HCM, 2004 [3] Hồ Lê Viên, Các máy gia công vật liệu rắn & dẻo – Tập 1, NXB KHKT, 2003 [4] Vũ Bá Minh, Hồng Minh Nam, Q trình thiết bị cơng nghệ hóa học & thực phẩm – Tập 2: Cơ học vật liệu rời, NXB ĐHQG Tp.HCM, 2017 [5] Nguyễn Hồng Ngân, Bài tập máy nâng chuyển, NXB ĐHQG Tp.HCM, 2012 [6] Trần Hữu Quế, Vẽ kỹ thuật khí tập 1, 2, NXB Giáo dục, 2005 [7] Cataloge motor ABB [8] Trần Thiên Phúc (2011), Thiết kế chi tiết máy công dụng chung, Nhà xuất ĐHQG [9] Nguyễn Hữu Lộc (2020), Thiết kế máy chi tiết máy, Nhà xuất ĐHQG [10] Nguyễn Hữu Lộc - Cơ sở thiết kế máy 2004 [11] Nguyễn Hữu Lộc – Bài tập chi tiết máy 2008 ... Độc lập – Tự – Hạnh phúc ******* PHIẾU NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN Họ tên sinh viên: Nguyễn Quốc Trường MSSV: 19145330 Tên tiểu luận: Thiết kế hệ thống truyền động Họ tên Giáo viên hướng dẫn:... Độc lập – Tự – Hạnh phúc ******* PHIẾU NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN PHẢN BIỆN Họ tên sinh viên: Nguyễn Quốc Trường MSSV: 19145330 Tên tiểu luận: Thiết kế hệ thống truyền động Họ tên Giáo viên phản biện:... - Hồn thiện thuyết minh Bài tập lớn 12 - Nộp file mềm lên trang Dạy học số 05 GVHD SVTH: Nguyễn Quốc Trường – 19145330 GVHD: TS Phan Cơng Bình PHẦN I CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN