Tiểu luận môn học nguyên lý – chi tiết máy đề 4 – phương án 8

Tổng kết các thông số trong bộ truyền xích .... Tổng kết các thông số trục ..... LỜI NÓI ĐẦU Ngành cơ khí là một ngành ra đời sớm so với các ngành khác, nó được xem là ông tổ của các ngà

KHOA CƠ KHÍ CHẾ TẠO MÁY BỘ MÔN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

MỤC LỤC

LỜI NÓI ĐẦU 3

GIỚI THIỆU ĐỀ BÀI 4

Phần 1: CH N Đ NG CƠ & PHÂN PH I T S TRUYỀN 5 Ọ Ộ Ố Ỉ Ố 1 Ch n đ ng cơ điọ ộ ện 5

2 Phân phối tỉ số truyền 6

3 Bảng thông số 7

Phần 02: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI H P GI M T C 8 Ộ Ả Ố 1 Thông số đầu vào 8

2 Trình t thự ực hiện 8

3 Tổng kết các thông số trong bộ truyền xích 11

Phần 03: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GI M T C 12 Ả Ố 1 Thông số đầu vào 12

e Kiểm nghi m bộ truyền bánh răng 15 ệ f Tổng k t các thông số của bộ truy n bánh răng 17 ế ề

4 Tính khoảng cách gối đỡ và đi m đ t lực 19 ể ặ 5 Xác định đường kính và chiều dài các đo n trục 20 ạ 6 Kiểm nghiệm trục về độ bền m i và đỏ ộ bền tĩnh 23

7 Tổng kết các thông số trục 23

DANH M C TÀI LIỤ ỆU THAM KHẢO 24

LỜI NÓI ĐẦU

Ngành cơ khí là một ngành ra đời sớm so với các ngành khác, nó được xem là ông tổ của các ngành công nghiệp Ngày nay cơ khí đóng vai trò thiết yếu trong công cu c công nghiộ ệp hóa – hiện đại hóa ở nước ta nói riêng và th giế ới nói chung.

Lần đầu tiên thiết kế các chi tiết cũng như lựa chọn các b ộ phận máy đối với người m i là m t ớ ộ công việc đáng tự hào cũng như đòi hỏ người thựi c hiện phải vận dụng được nh ng ki n thữ ế ức đã học vào thực tiễn Công việc này mang lại những giá trị bổ ích cho sinh viên, riêng em qua tiểu luận này đã rút ra được nhiều kinh nghiệm và bài học Em xin chân thành gửi lời cảm ơn đến giảng viên - TS Phan Công Bình cũng như trợ ảng Vũ Ngọc Thắng đã hướng dẫn em thực hiện - gi Ngoài ra em còn tham khảo thêm các sách về cơ khí của NXB Giáo dục cũng như nhiều tài liệu lưu hành nội bộ ủ c a trường Đại học Sư ph m Kạ ỹ thuật TP.HCM Cuối lời em rất mong nhận được ý ki n nhế ận xét của thầy để việc học tập cũng như việc làm tương lai của em ngày một tốt hơn.

GIỚI THIỆU Đ BÀI Ề Cho sơ đồ động như sau và các thông số:

• Điều kiện làm việc:

o Tải trọng không đổi, quay một chiều

o Thời gian làm việc 5 năm (một năm 300 ngày, mỗi ngày 2 ca và mỗi ca 6 giờ) • Số liệu cho trước:

o Mô men trục công tác: 630 Nm o Tốc độ ục công tác: 124 vòng/phút tr Yêu cầu:

1 Chọn động cơ và phân phối t s truyền ỷ ố

2 Tính toán các b truyền trong và ngoài hộp giảm t c ộ ố 3 Tính toán thiế ết k 2 tr c trong hụ ộp giảm tốc

Phần 1: CHỌN Đ NG CƠ Ộ& PHÂN PH I TỈ SỐ TRUY N ỐỀ • ηkn : hiệu suất truyền động c a khủ ớp nối, ηkn= 0.9

• ηbr :hiệu suất truyền động của bộ truyền bánh răng η, br= 0.96 • ηx : hiệu suất truyền động của bộ truyền xích, ηx= 0.92 (để ở) h • ηol: hiệu suất truyền động của ổ lăn, ηol= 0.99 (3 cặp) Vậy, η = 0.9×0.96×0.9 ×0.992 3 = 0 77

(Số liệu tham khả ừ bảng o t 2.3 trang 19 [1])

Công suất cần thiết trên trục động cơ: Với 끫룄끫뢶 là tỷ số truyền ngoài (끫룄끫룊) và 끫룄ℎlà tỷ số truyền trong hộp giảm tốc

Số vòng quay sơ bộ động cơ:

nsb= nlv × usb = 124×7.56 937 = (v/ph) Chọn tốc độ đồng bộ n 950 đb= v/ph

Từ công suất cần thiết là 10.606 kW và tốc độ đồng bộ là 950 v/ph, dựa vào bảng “Technical Data Table – 6P” Catalog motor ABB [3], ta chọn đượ– c động cơ 160L6A 163501-**A Thống kê việc chọn động cơ theo bảng sau:

Phần 02: TÍNH TOÁN B TRUY N NGOÀI H P GIẢỘỀỘM T CỐ

1 Thông số đầu vào

Công suất trên trục đĩa xích dẫ Pn: 1= Ptrục 2= 8.89kW Tốc độ quay trên trục đĩa xích dẫn: n 1= 277 v/ph Tỉ số truy n ề 끫 룄 = 끫룄끫룊= 2.5

Điều kiện làm việc:

• Tải trọng không đổi, quay một chiều

• Thời gian làm việc 5 năm (một năm 300 ngày, mỗi ngày 2 ca và mỗi ca 6 giờ) • Vị trí trục không điều chỉnh được

• Tải trọng tĩnh, làm việc êm • Môi trường làm việc không bụi • Bôi trơn đạt yêu cầu

• Từ giá trị [i] trong bảng 5.9 [1], ta nhận thấy số lần va đập xích của dãy xích được thi t ế kế không vượt quá số ần cho phép => thõa mản điề l u kiện

Kiểm nghiệm xích về độ bền theo công thức 5.15[1]:

• Fv = qv2 = q(60000끫뢺끫롼끫뢶)2 = 2.6(25.4× ×6000025 277)2 = 22 N – lực căng do lực li tâm, với q là khối lượng 1mét xích, tra bảng 5.2[1];

• Fo= 9.81kfqa = 9.81×4×2.6×1.436 = 146N – lực căng do nhánh xích bị động, với kf là hệ số độ võng, a là khoảng cách trục tính bằng mét;

• kđ = 1.2 – h sệ ố tải trọng động;

• [s] = 9.3 – hệ sốan toàn cho phép, giá trịđượ ấ ừc l y t bảng 5.10 [1] s = 56700/(1.2×3032 + 22 + 146) = 14.9 > [s] => thỏa mãn điều kiện; Xác định lực tác dụng lên trục theo công th c ứ 5.20:

Fr = kx tF= 1.25×3032 3790 N =

Trong đó kx là hệ số trọng lượng xích, do bộ truyền nghiêng 30 < 40 , ta l° ° ấy kx=1.25 Xác định đường kính vòng chia của đĩa xích:

3 Tổng k t các thông số trong bộ truyền xích ế

Phần 03: TÍNH TOÁN B TRUY N TRONG HỘP GIẢM TỐC ỘỀ

1 Thông số đầu vào

Công suất trên trục bánh răng dẫn P1= 9.26 kW Tốc độ quay trục bánh răng dẫn n 1= 873 v/ph Tỉ số truy n u = 3ể 15

Mô men xoắn trên trục bánh răng dẫn T 1= 101298 Nmm Thời gian làm việc Lh: 5 năm × 300 ngày × 2 ca × 6 h = 18000 h

2 Trình tự tính toán

a Chọn vật liệu bánh răng

Dựa vào yêu c u tầ ải trọng là trung bình và tham khảo mục 6.1, ta chọn vật liệu như bảng thống kê sau:

Bảng 3.1 Bảng thông s v t liệu bánh răng ố ậ

Vật liệu Nhiệt luyện Giới hạn bền σb Giới hạn ch y ả σch Độ ứ c ng HB BR dẫn Thép C45 Tôi cải thiện 850 MPa 580 MPa 245 BR bị d n ẫ Thép C45 Tôi cải thiện 750 MPa 450 MPa 230

σ0Flim = 1.8HB => σ0Flim1 = 441 (MPa) và σ0Flim2 = 414 (MPa);

o Dựa trên các thông số đã cho trong mục 6.2 [1] và yêu cầu làm việc của chi ti t, ế

Ứng suất cho phép khi quá tải:

• [σH]max= 2.8×max(σch1, σch2) = 2.8×580 = 1624 MPa;

• T1= 101298 (Nmm) mô-men xoắn trên trục chủ động; – • [σH] = 481.8 (MPa) ứng suất tiếp cho phép; – • u = 3.15 – t s truy n; ỷ ố ề

• ψba là hệ s chiều rộng vành răng, tra bảng 6.6 [1], xác định được ψố ba = 0.315 => ψbd = 0.5×ψba(u+1) = 0.5×0.315(3.15+1) = 0 ; 65

• KHβ là hệ s kố ể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về ứng suất tiếp xúc và uốn, tra bả 6.7 [1] với ψng bd = 0.65 và sơ đồ bố trí số 6 ta xác

Tra bảng 6.13 với bánh răng trụ thẳng và v = 3.3 m/s ta được cấp chính xác của b ộ truyền là 8

Tra phụ ục 2.3 trang 250 [1] vớ l i cấp chính xác 8, HB < 350, răng thẳng, v = 3.3 m/s và nội suy tuyến tính, ta được:

• KHv = 1.13; • KFv = 1.32;

e Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng

Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc σH theo công thức 6.33 [1]:

o T1= 101298 Nmm mô men xoắn trên trục chủ động; – o b = 47.25 mm – chiều rộng vành răng;

o dw1 72 = mm đường kính – vòng lăn ủa bánh chủ động; c o m = 2mm – mô-đun;

o Yβ – h sệ ố k ể đến độ nghiêng của răng, bánh răng thẳng Yβ = 1;

Kiểm nghiệm răng về quá tải:

• σHmax = σH�끫롼끫롼끫롼= 461.7×1 = 461.7 MPa < [σH]max=> thỏa mãn; • σF1max = σF1Kqt = 103×1 = 103 MPa < [σF]max => thỏa mãn;

• σF2max = σF2Kqt= 101×1 = 101 MPa < [σF2]max => thỏa mãn

f Tổng kết các thông s cố ủa bộ truyền bánh răng

Bảng 3.2 Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng

• Fxx= Fr(xích)×sin(góc nghiêng xích) = 3790×sin30 ° = 1895 N; • Fxy = Fr(xích)×cos(góc nghiêng xích) = 3790×cos30 ° = 3282 N;

• T – mô men xoắn trên trục – T = 10129I 8 Nmm;

• [τ] – ng suứ ất xoắn cho phép trên trục, với trục vào của hộp giảm tốc chọn [τ] • T – mô men xoắn trên trục – TII = 306496 Nmm;

• [τ] – ng suứ ất xoắn cho phép trên trục, với trục ra của hộp giảm tốc chọn [τ] = 25 (MPa);

dsbII = �3 3064960 2 ×25= 39.4 => chọn d sbII= 40mm

4 Tính khoảng cách gối đỡ và điểm đặt lực

Chiều dài may ơ của khớp nối:

• Khoảng cách từ mặt mút c a chi tiết quay đến thành trong của hộp, hoặc ủ khoảng cách giữa các chi tiết quay: k1 =10 mm;

• Khoảng cách từ mặt mút đến thành trong của hộp:kổ 2 =10 mm; • Khoảng cách từ mặt mút c a chi tiết quay đến nủ ắp ổ k3 =15mm; • Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn = 20mm;

5 Xác định đường kính và chi u dài các đoạn trục ề

Hình 4.2 Tính ph n lả ực và sơ đ mô men ồ

Mô-men tương đương:

Hình 4.3 Hình mô t ả kết cấu hai trục

6 Kiểm nghi m trục về độ bền m i và đệ ỏ ộ bền tĩnh

Để đề phòng khả năng bị ến dạng biến dạng d bi ẻo quá lớn hoặc phá hủy do quá tải (chẳng hạn khi mở máy), cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh:

Trục Vật liệu σb σch [τ] Tiết di n nguy hiểm ệ Đường kính ti t di n nguy hiế ệ ểm

DANH MỤC TÀI LIỆU THAM KHẢO

1 Trịnh Chất, Lê Văn Uyển, Tính toán thi t kế hệ dế ẫn động cơ khí ập 1, NXB Giáo dục – t

4 Nguyễn Tr ng Hiọ ệp, Chi tiết máy ập 1, NXB Giáo dụ– t c, 1969; 5 Nguyễn Tr ng Hiọ ệp, Chi tiết máy ập 2, NXB Giáo dụ– t c, 1969.

—————————————※—————————————