Tính toán thiết kế 2 trục của HGT... PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐTRUYỀN1.1 Chọn động cơ điện.Gọi P : công suất trên trục máy công táct η : hiệu suất chung P : công suất làm vi
Trang 1TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT TP.HCM
KHOA CƠ KHÍ CHẾ TẠO MÁY
TIỂU LUẬN MÔN HỌC NGUYÊN
LÝ- CHI TIẾT MÁY
Trang 2ĐÁNH GIÁ VÀ NHẬN XÉT
………
………
………
………
………
………
………
………
………
………
………
………
………
………
………
………
………
………
………
………
………
………
………
………
………
………
………
………
………
………
Trang 3Trường ĐHSPKT TP HCM
Khoa Cơ khí Chế tạo máy
Bộ môn Thiết kế máy
TIỂU LUẬN MÔN HỌC NGUYÊN LÝ- CHI TIẾT MÁY TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
HK: II, Năm học: 2019-2020
Giảng viên môn học: PGS.TS Văn Hữu Thịnh
Sinh viên thực hiện: Huỳnh Quốc Đạt MSSV: 21144167
A- ĐẦU ĐỀ
1 Sơ đồ động:
2 Các số liệu ban đầu
1 Lực kéo trên xích tải F(N): 5500
2 Vận tốc vòng xích tải V(m/s): 1,15
4 Bước xích của xích tải p(mm): 100
6 Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài @(độ): 150
7 Số ca làm việc: 2 (ca), thời gian: 6h/ca, số ngày làm việc: 300 ngày/năm
Trang 4
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
Trang 5Mục lục
PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 1
1.1 Chọn động cơ điện 1
1.2 Phân phối tỉ số truyền 2
PHẦN 2 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYÊN NGOÀI CỦA HỘP GIẢM TỐC 4 2.1 Chọn xích con lăn 4
2.2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền 4
2.3 Khoảng cách trục 5
2.4 Kiểm nghiệm số lần va đập i của bản lề xích trong một giây 6
2.5 Tính toán kiểm nghiệm xích về độ bền 6
2.6 Các thông số của đĩa xích 7
2.7 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích 7
2.8 Xác định lực tác dụng lên trục: 8
2.9 Các thông số bộ truyền xích: 9
PHẦN 3 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CỦA HỘP GIẢM TỐC 10
3.1 Chọn vật liệu 2 cấp bánh răng 10
3.2 Xác định ứng suất cho phép 10
3.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục 13
3.4 Xác định thông số ăn khớp 13
3.5 Xác định thông số hình học của bộ truyền 14
3.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: 15
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
4.5 Tính toán về độ bền mỏi 28
4.6 Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh 30
TÀI LIỆU THAM KHẢO 31
Trang 7PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ
TRUYỀN
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
Ta có: Pct=Pt
η (kW)Trong đó : Pt=F×V
ηô=0,99 : hiệu suất của một cặp ổ lăn
ηnt=1 : hiệu suất của khớp nối
- Theo nguyên lý làm việc công suất động cơ phải lớn hơn công suất làm việc (ứng vớihiệu suất của động cơ) do đó ta phải chọn động cơ có công suất lớn hơn có công suất lớnhơn công suất làm việc
Xác định sơ bộ số vòng quay của động cơ
Tốc độ quay của trục công tác:
- Hệ truyền động cơ khí có hoặc bộ truyền xích và hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng trụrăng nghiêng, theo bảng 2.2 ta sơ bộ chọn u = u = 2 ; u = 5 Tỉ số truyền chung sơđ x h
bộ:
usb = uđ×uh = 5×2 =10
nsb = n×u = 70,91 10 =627,3 ~ 627 (vòng/phút)sb ×
1
Trang 8- Chọn động cơ điện phải thỏa mãn điều kiện (2.1) và (2.2):
Trong đó: u: tỉ số truyền chung
n : số vòng quay của động cơđc
n: số vòng quay của xích tải
- Kiểm tra sai số cho phép về tỉ số truyền :
Trang 9- Công suất trên trục I:
- Số vòng quay trên trục III: n3=n2
3
Trang 10- 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 =6,87 kW2
Số vòng quay: n = 220 v/ph2
Tỉ số truyền: u = 3,5x
Momen xoắn: T =2 298790,87 N.mm
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 xíchyêu 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 = u2 x×Z1= 3,5×25 = 87,5
Trang 20Do đó tỉ số truyền thực sẽ là:
um=15335=4,37Góc nghiêng là:
Trang 213.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
- Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc
các bánh răng ăn khớp theo bảng 6.5
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
αtw=αt=arctantan α
cos β
Trang 22đều tải trọng cho các đôi răng)
KHα = 1,16 Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
Trang 23KH = KHβ×K ×KHv Hα = 1,05×1,034×1,16 = 1,26
⇾Thay các giá trị vừa tìm được vào σ ta được:H
⇒ σH=ZM×ZH×Z ×ε √2 T1×KH×(u +1)
bw×u×dw 1 2
σH=274 ×1,7 ×0,87 ×√2 ×70431× 1,26 ×(4,37+1)
0,3 × 147× 4,37 ×54,752 =518,46 (MPa)>[σH]=513,64(MPa)
Do σ > [σ ] nên ta cần tăng thêm khoảng cách trục a và tiến hành kiểm nghiệm lại taH H w
được kết quả: a = 170 mm w ⇒ σH=498,63 (MPa) < [σH]=513,64(MPa)
3.7 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Theo công thức 6.43:
chiều rông vành răng
- Do đó hệ số tải trọng khi tính về uốn là
KF= KFβ×K ×KFv Fα= 1,39×1,056×1,37 = 2,01Với εα= 1,73, ta có:
σF 1= 2 T1 KF γε γE 1
bw dw 1.mn
VF=δF g vo √ aw
um
Trang 24Số răng tương đương:
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:
σH 1max=σH.√kqt=498,63 √1=498,63<[σH]max=1624 MPa
- Ứng suất uốn cực đại:
σF 1 max=σF 1.kqt=40,27 1=40,27<[σF 1]max=464 MPa
σF 2 max=σF 2.kqt=41,09 1=42,<[σF 2]max=360 MPaCác thông số đều thỏa mãn
Trang 25Đường kính vòng đỉnh răng da1 = 57,75 mm ; da2 =243,33 mm
PHẦN 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ 2 TRỤC CỦA HGT
4.1 Chọn vật liệu
Chọn vật liệu chế tạo 2 trục là thép 45 thường hoá:
Giới hạn bền là: σb=600 MPa
Giới hạn chảy là: σch=¿340 MPa
Ứng suất xoắn cho phép: [τ]=12 ÷ 30 MPa
chọn ⇒ [τ]=21
Xác định sơ bộ đường kính trục, đường kính trục thứ k ứng với k =1,2
19
Trang 26Đường kính các trục được xác định theo công thức 10.9
d1≥3
√ T1
0,2×[τ] = 3
√704310,2 21× = 25,6(mm)Chọn d = 26 mm1
d2≥3
√ T2
0,2×[τ] = 3
√2987900,2 21× = 41,44 (mm)Chọn d = 41 mm2
Fa1= F = a2 Ft 1× tan β= 2572,82 × tan #(16,48 °) = 761,13 (N)Lực tác dụng từ bộ truyền xích
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 b01=17 mm và b02=23 mmChiều dài mayo bánh trụ răng nghiêng thứ nhất trên trục I:
Trang 274.4 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
Trang 28⇒ YC=760,6(N )
Xét zOx:
∑MC=0 ⇒−Fk×68,5+ XA×83−Ft 1× 41,5= 0
⇒−1422,8 ×68,5+ XA×83−2572,82 41,5× = 0 ⇒ XA=2460,6 (N
∑Fx=0 ⇒ −XA+ XC−Fk+Ft 1=0
⇒−2460,6+ XC−1422,8+2572,82 = 0 ⇒ XC=1310,6(N )
T1 = Ft1×dw 1
2 = 2572,82×54,75
2 = 70430 (Nmm)
22
Trang 291422,81310,6
70952,5583233,645
70430
Fk
My(Nmm)
T1(Nmm)
Trang 30- Tính Momen uốn tương đương:
Mtđ=√Mu+0,75 T2Nmm
Với: M = u √Mx+My
T: Momen xoắn trên trục
- Từ công thức và biểu đồ momen ta tính được:
Trang 314.2 Tính toán phản lực, momen uốn và đường kính trục tại các tiết diện trên trục II
Trang 32Qy(N )
658,63
13057,86526174,72
53507,865
1929
604,57749,36
70425,93545336,28
Trang 33- Tính Momen uốn tương đương:
Mtđ=√Mu+0,75 T2NmmVới: M = u √Mx+My
T: Momen xoắn trên trục
Từ công thức và biểu đồ momen ta tính được:
Trang 34Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diệnnguy 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 toàn chỉ xét riêngτj
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 đốixứng:
Do đó:
Vì trục quay làm việc theo 1 chiều nên ứng suất tiếp (xoắn) biến đổi theo chu kì mạchđộng:
Trong đó : σ , τ , σ là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và tiếpaj aj mj
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
Trang 35Giới hạn bền kéo : σ = 600MPab
Tra bảng 10.7 trang 197 Ta được các hệ số ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình
Theo công thức :
Trong đó :
- K – hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt phụ thuộc vào phương pháp giax
công và độ nhẵn bề mặt cho trong bảng 10.8 trang 197, các chi tiết gia công trên máytiện, yêu cầu đạt R = 2,5 ÷ 0, 63 μm do đó: K = 1,06 a x
- Dùng dao phay ngón đối với trục có rảnh then, theo bảng 10.12 trang 199
Ta được K = 1,76,K = 1,54σ τ
- Trị số của hệ số kích thước ε ,ε theo bảng 10.10 trang 198σ τ
Tiết diện lắp bánh răng có đường kính d = 24 mm
Trang 36⇒ sC=sσC.sτC
√sσj 2
+sτj2
= 2,43.7,26
√2,43 7,262
+ 2=2,3 ≥[s]=(1,5 ÷ 2,5)
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 thỏađiều kiện bền mỏi
Trang 37TÀI LIỆU THAM KHẢO
1 PGS TS Trịnh Chất – TS Lê Văn Uyển (1999), Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, Nxb Giáo dục Việt Nam, Tp Hồ Chí Minh
31