Tiểu luận môn học nguyên lýchi tiết máy

1.2 Phân phối tỉ số truyền Trong đó: u: tỉ số truyền chung n : số vòng quay của động cơđc n: số vòng quay của xích tải Chọn trước ux =3.5- Tỉ số truyền bộ truyền bánh trụ răng nghiêng củ

TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT TP.HCMKHOA ĐÀO TẠO CHẤT LƯỢNG CAO

TIỂU LUẬN MÔN HỌC NGUYÊN LÝ-CHI TIẾT MÁY

Trường ĐH- SPKT ĐẦU ĐỀ TIỂU LUẬN MÔN HỌC NGUYÊN LÝ – CHI TIẾT MÁY

Bộ môn NL- CTM TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI

A- ĐẦU ĐỀ 1 Sơ đồ động:

2 Các số liệu ban đầu

a Lực kéo trên xích tải F(N): 4000 b Vận tốc vòng xích tải V(m/s): 1,3

c Số răng của xích tải Z( răng): 11

f Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài @(độ): 150 g Số ca làm việc: 2 (ca), thời gian: 6h/ca, số ngày làm việc: 300 ngày/năm 3 Sơ đồ tải trọng:

Khối lượng sinh viên thực hiện: 01 bản thuyết minh tính toán gồm:

1 Chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền 2 Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài của HGT 3 Tính toán thiết kế bộ truyển của HGT 4 Tính toán thiết kế 2 trục của HGT

Mục lục

PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 1

1.1Chọn động cơ điện 1

1.2Phân phối tỉ số truyền 2

PHẦN 2 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYÊN NGOÀI CỦA HỘP GIẢM TỐC.32.1Chọn xích con lăn 4

2.2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền 4

2.3Khoảng cách trục 5

2.4Kiểm nghiệm số lần va đập i của bản lề xích trong một giây 6

2.5Tính toán kiểm nghiệm xích về độ bền 6

2.6Các thông số của đĩa xích 7

2.7 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích 7

3.5Xác định thông số hình học của bộ truyền 14

3.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: 14

3.7 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 17

PHẦN 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ 2 TRỤC CỦA HGT 19

4.1 Chọn vật liệu 19

4.2 Xác định tải trọng tác dụng lên trục 20

4.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 20

4.4 Xác định đường kính của các tiết diện thành phần của trục 21

4.5Tính toán về độ bền mỏi 27

4.6Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh 29

PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐTRUYỀN

1.1 Chọn động cơ điện.

Gọi P : công suất trên trục máy công táct

η : hiệu suất chung

P : công suất làm việc ( công suất cần thiết trên trục động cơ)ct =0,99 : hiệu suất của một cặp ổ lăn =1 : hiệu suất của khớp nối = 0,93 : bộ truyền xích 1.0,98.0,93.0.99 = 0,88433

(kW)

- 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 công suất lớn hơn có công suất lớn hơn công suất làm việc.

Xác định sơ bộ số vòng quay của động cơ

Tốc độ quay của trục công tác: (vòng/phút)

- 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 đx h

1.2 Phân phối tỉ số truyền

Trong đó: u: tỉ số truyền chung

n : số vòng quay của động cơđc

n: số vòng quay của xích tải Chọn trước ux =3.5

- Tỉ số truyền bộ truyền bánh trụ răng nghiêng của hộp giảm tốc:

- Kiểm tra sai số cho phép về tỉ số truyền :

- Công suất trên trục I:

- Số vòng quay trên trục II:

- Số vòng quay trên trục III:

- Moment xoắn trên trục động cơ:

- Moment xoắn trục I: )

- Moment xoắn trục II:

- Moment xoắn trục công tác:

PHẦN 2 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYÊN NGOÀI CỦA HỘP GIẢM TỐC

Các thông số đầu vào Công suất: P =5,65 kW2

Số vòng quay: n = 248 v/ph2

Tỉ số truyền: u = 3,5x

Momen xoắn: T = 217517,94 N.mm2

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

2.1 Chọn xích con lăn

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

2.2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền

Theo bảng 5.4 chọn số răng đĩa nhỏ (đĩa dẫn) là Z = 25 (răng)1 Số răng đĩa lớn (đĩa bị dẫn) Z = u2x×Z1= 3,5×25 = 87,5

 kđc= 1 (Vị trí trục được điều chỉnh bằng 1 trong các đĩa xích)

 kc = 1,25 (Bộ truyền làm việc 2 ca)

Chọn [P] =19kW

- Bước xích p =25,4 mm < pmax (tra bảng 5.8) Với p = 25,4 mm đường kính đĩa xích bị dẫn lớn

2.4Kiểm nghiệm số lần va đập i của bản lề xích trong một giây

- Lực căng do lực ly tâm sinh ra:

- Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị dẫn, lực căng ban đầu: Vậy S > [s] bộ truyền xích đảm bảo độ bền.

2.6Các thông số của đĩa xích

 Đường kính vòng chia đĩa xích tính theo công thức 5.17 d

Với: [σ ] = 500 (MPa) ứng suất tiếp xúc cho phép, tra bảng 5.11H

F lực va đập trên 4 dãy xích (m=4: Số dãy xích)vđ:

E = 2,1.10 (MPa): Mođun đàn hồi5

Kr= 0,42: Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích (z1=25) A= 318 (mm ): Diện tích chiếu mặt tựa bản lề A (4 dãy xích), tra bảng 5.122

 Như vậy, dùng thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB170 sẽ đạt ứng suất tiếp xúc cho phép [σ ] = 500 MPa đảm bảo được độ H

bền tiếp xúc cho răng đĩa 1.

Tương tự với [σ ] < [σ ] với cùng vật liệu và nhiệt luyện.H2H

Đường kính vòng chân răng đĩa xích dẫn df1 139,93 mm Đường kính vòng chân răng đĩa xích dẫn df2 521,67 mm

- KFC = 1 - Bộ truyền quay một chiều

- SH , S Hệ số an toàn khi tính toán về ứng suất tiếp xúc và ứng F suất uốn Tra bảng 6.2 với

• Bánh răng chủ động S = 1,1 ; S = 1,75 H1F1

• Bánh răng bị động S = 1,1 ; S = 1,75 H2F1 - σºHlim, σºFlim ~ Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng

với hệ số an toàn cơ sở.

- NHO, N số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử vềFO ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn

- NHE, N – số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương FE

Do bộ truyền chịu tải trọng tĩnh:

NHE = N =60FE×c n× ×tΣ

với c, n, tΣ lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trong một phút và tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét

Với tΣ=6×2×300×7= 25200 (giờ)

Vì : N > NHE1HO1 → Lấy NHE1 =N →K = 1HO1HL1 NHE2 > NHO2 → Lấy N HE2 = NHO2 → KHL2 = 1 N > NFE1FO1 → Lấy NFE1 = NFO1 → KFL1 = 1 N > NFE2FO2 → Lấy NFE2 = NFO2 → KFL2 = 1

- Ka ~ hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng của cặp bánh răng.

Tra bảng 6.5 chọn: K = 43(Mpa )a 1/3

- T1 = (N.mm) : mômen xoắn trên trục bánh răng dẫn - [σH] = 513,64 (MPa): ứng suất tiếp xúc cho phép

- KHβ= 1,05: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng (tra bảng 6.7).

3.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

- Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc

 Trong đó :

o ZM= 274 MPa : hệ số ảnh hưởng đến tính vật liệu của 1/3 các bánh răng ăn khớp theo bảng 6.5

o ZH: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

o β : góc nghiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sởb o tan β = cos tan b αt β

o Với αtαtw tính theo công thức ở bảng 6.11.

- Đối với răng nghiêng không dịch chỉnh

Với v=2,53 (m/s) theo bảng 6.13 dùng cấp chính xác 9 Theo

KHβ = 1,05 hệ số kể đến phân bố không điều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc

Do σ > [σ ] nên ta cần tăng thêm khoảng cách trục a và tiến hành H Hw kiểm nghiệm lại ta được kết quả: a = 170 mm w⇒ σH=498,63 (MPa) < [σ ]=513,64(MPa)H

3.7 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Theo công thức 6.43:

Theo bảng 6.7 : chọn K = 1,39: Hệ số phân bố không điều Fβ tải trọng trên chiều rông vành răng

Theo bảng 6.18 ta được trị số của hệ số dạng răng γF1= 3,4 ; γ = F2 3,47

Suy ra:

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: - Ứng suất uốn cực đại:

PHẦN 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ 2 TRỤC CỦA HGT

Các thông số đều thỏa mãn

4.1 Chọn vật liệu

Chọn vật liệu chế tạo 2 trục là thép 45 thường hoá: Giới hạn bền là:

Giới hạn chảy là: 340 MPa Ứng suất xoắn cho phép: chọn ⇒

Xác định sơ bộ đường kính trục, đường kính trục thứ k ứng với Đường kính các trục được xác định theo công thức 10.9

Lực tác dụng từ bộ truyền xích Fx = F = 865,29 (N)r Lực tác dụng từ nối trục đàn hồi

4.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

- Dựa theo Bảng 10.2 chiều rộng các ổ lăn là và

Chiều dài mayo bánh trụ răng nghiêng thứ nhất trên trục I:

Các kích thước liên quan đến chiều dài trục chọn theo Bảng 10.3

- Kết quả tính được khoảng cách trên trục thứ k từ gối đỡ 0 đến chi tiết quay thứ nhất như sau:

4.4 Xác định đường kính của các tiết diện thành phần của trục

4.1 Tính toán phản lực, momen uốn và đường kính trục tại các tiết diện trên trục I

O

- Tính Momen uốn tương đương: Với: M = u

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:

= = 24 mm = mm = 20 mm

4.2 Tính toán phản lực, momen uốn và đường kính trục tại các tiết diện trên trục II

Ta có:

- Tính Momen uốn tương đương: Với: M = u

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:

= = 34 mm = 34 mm = 35 mm

4.5 Tính toán 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 thỏa mãn điều kiện:

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

sσj, s : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an τj toàn chỉ xét riêng 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:

tại mặt cắt tiết diện j

Mj : Mômen tổng tại tiết diện j.

Wj , W – mô men cản uốn và mô men xoắn tại tiết diện j.0j Với thép C45 có :

Giới hạn bền kéo : σ = 600MPab

Giới hạn mỏi uốn : σ−1 = 0,436.σ = 261,6 (MPa)b

Giới hạn mỏi xoắn : τ−1 = 0,58.σ−1 = 0,58.261,6 = 151,72 (MPa) Tra bảng 10.7 trang 197 Ta được các hệ số ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi ψ = 0,05 ; σ ψ = 0τ

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

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

Xác định các hệ số K và σdj K đối với tiết diện nguy τdj

hiểm (C) Theo công thức : Trong đó :

- K – hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt phụ thuộc x

vào phương pháp gia 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 a

÷ 0, 63 μm do đó: K = 1,06 x

- K – hệ số tăng bền bề mặt trục cho trong bảng 10.9 trang 197 y

phụ thuộc vào phương pháp tăng bề mặt, không dùng phương pháp gia tăng độ bền bề mặt K =1y

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

- Trị số của hệ số kích thước ε ,ε theo bảng 10.10 trang 198στ

Tiết diện lắp bánh răng có đường kính d = 24 mm εσ = 0,88, ε = 0,81τ

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.

4.6 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