Bài tập lớn nguyên lí – chi tiết máy tính toán hệ dẫn động xích tải đề 01 – phương án 8

HCM TIỂU LUẬN MÔN HỌC NGUYÊN LÍ-CHI TIẾT MÁYKhoa Cơ khí Chế tạo máy TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢIBộ môn Thiết kế máy HK: II, Năm học 2022 – 2023Đề 01 Phương án 8Giảng viên môn học : PGS

KHOA CƠ KHÍ CHẾ TẠO MÁY

Hình 2: S đồồ t i ơ ả

tr ng ọ

Đồng c đi n ơ ệ Nồối tr c đàn hồồi ụ

H p gi m tồốc 1 cấốp bánh răng tr ộ ả ụ răng nghiêng

B truyêồn xích ộ Xích t i ả

Giảng viên môn học : PGS.TS Văn Hữu Thịnh

Sinh viên thực hiện : Nguyễn Nhật Duy Anh

SỐ LIỆU CHO TRước:

1 Lực kéo trên xích tải F (N): 4500

2 Vận tốc vòng của xích tải V(m/s): 1,15

3 Số răng của xích tải Z (răng): 9

4 Bước xích của xích tải p (mm): 110

5 Số năm làm việc a(năm): 6

6 Số ca làm việc: (ca), thời gian: h/ca, số ngày làm việc: 2 6 300 ngày/năm

7 Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài : @ 145 (độ)

8 Sơ đồ tải trọng như Hình 2

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 truyền của HGT

4 Tính toán thiết kế 2 trục của HGT

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

1.Chọn động cơ:

Công suất trên trục công tác

Pct : công suất cần thiết trên trục động

cơ P : công suất trên trục công tác.t

br: hiệu suất một cặp bánh răng (h br = 0,97 )

h o l: hiệu suất một cặp ổ lăn (h ol = 0,99 )

h nt: hiệu suất nối trục đàn hồi (h nt = 1)

h x : hiệu suất xích tải (h x = 0.93)

Chọn động cơ thỏa các điều kiện sau:

Chọn trước tỉ số truyền ux của bộ truyền xích:ux = 3

Tính tỉ số truyền bộ truyền bánh trụ răng nghiêng của hộp giảm tốc

→ Thoả điều kiện cho phép về sai số tỷ truyền

Công suất trên các trục

Trục thông số Độn

g cơ

PHẦN II : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI HỘP GIẢM TỐC

Số liệu đầu vào:

+ Công suất của đĩa xích dẫn : P = P (II) = 5,99 (kW)1

+ Tốc độ quay của đĩa xích dẫn : n =n (II) = 209,17 (vg/ph)1

+ Tỉ số truyền : u = 3

1.Chọn loại xích

Bởi vì là dó có vận tốc thấp, không yêu cầu làm việc êm nên chọn xích con lăn.2.Chọn số răng đĩa xích

Theo bảng 5.4 (1) với u = 3, chọn số răng đĩa xích dẫn z =251

Số răng của đĩa xích bị dẫn z = u2 x.z1= 3.25=75

Chọn z = 75 < z =120 ( z =120 do sử dụng xích con lăn)2 max max

Kiểm tra sai số bộ truyền xích

3.Xác định bước xích p:

Công suất tính toán : Pt=P.k.k kz n

Theo bảng 5.6(1) , tra được :

-k0=1 ( đường nối hai tâm đĩa xích so với phương nằm ngang ≤ 60 )o

-k=1: chọn a = (30…50)p

Điều kiện chọn [P], với n =200 vg/ph và [P]>9,22 kW Tra bảng 5.5(1)01

[P]=11>9,22 với bước xích p=25,4<p =50,8 ( tra bảng 5.8(1))max

Tuy nhiên với p=25,4 mm đường kính xích bị dẫn lớn (d==509,57 mm),trongđiều kiện này ta nên chọn p có trị số nhỏ hơn và tăng số đĩa xích bằng cách ápdụng công thức 5.5(1)

Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13(1)

Để xích không chịu một lực căng quá lơn, giảm a một lượng bằng:

Đường kính vòng chia đĩa xích tính theo công thức 5.17(1)

Số dãy xích 3PHẦN III: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CỦA HỘP GIẢM TỐC

Số liệu đầu vào

Công suất trên trục bánh răng dẫn : P1=P1=6,17 (k)

Tốc độ quay trục bánh răng dẫn : n1=n1=730 (vg/ph)

Tỉ số truyền : uh=u =3,49br

Mô men xoắn trên trục bánh răng dẫn : T1=T1=80717,12 (N.mm)Thời gian làm việc : L = 21000 (h)h

1.Chọn vật liệu hai bánh răng :

Bánh nhỏ : Chọn thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 ÷ 285

Vì NFE1>NFO và NFE2>NFO nên KFL1=KFL2=1

Theo 6.2(a)(1) vì bộ truyền quay 1 chiều nên KFC=1

FLim1.K K /SFC FL1 F

FLim2.K K /SFC FL2 F

Ứng suất quá tải cho phép được tính theo công thức 6.13(1) và 6.14(1)

5.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Theo công thức 6.33(1) ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc :Theo bảng 6.5(1)

Theo 6.37(1) hệ số trùng khớp dọc được tính bằng công thức :

Trong đó theo bảng 6.15(1) ; theo bảng 6.16(1) g = 730

Do đó theo 6.41(1), hệ số kể đến tải động xuất hiện trong vùng ăn khớp được tính bằng công thức :

Như vậy σ = 439,37 > [σ ] = 445,08 không thoả điều kiện < [σ ] cần H H H

thay đổi khoảng cách trục a và tiến hành kiểm nghiệm lại Giảm khoảngw

cách trục a = 139,31mm xuống còn a =135mm và kiểm nghiệm lại.w w

Như vậy, sau khi giảm khoảng cách trục a xuống còn 135 mm thì σ = w H

473,36 MPa > [σ ] = 445,08 MPa và trong trường hợp này lượng chênh lệch H

với ứng suất cho phép <4% thoả điều kiện về độ bền tiếp xúc

6.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng đươc xác định theo công thức 6.43(1) và 6.44(1) :

zv2= z2/cosβ= 100/ cos (18˚31)= 117

Theo bảng 6.18(1) Y = 3,8 ; Y = 3,6F1 F2

Với mô đun pháp m = 2 mm,Y = 1,8-0,0695.ln(2)= 1,03s

YR= 1, vì d < 400 mm nên K = 1 thay các giá trị vừa tính vào a xF

Thoả điều kiện độ bền uốn

7.Kiểm nghiệm răng về quá tải

Hệ số quá tải :

Ứng suất tiếp xúc cực đại phải thoả điều kiện 6.48(1), để tránh biến dạng dư hoặc gãy giòn lớp bề mặt

Ứng suất uốn cực đại theo 6.49 (1) :

σF1 max= σF1 = 102,67.1,8 = 184,81 (MPa) < [σF1]max= 600 (MPa)

σF2 max= σF2 = 97,26.1,8 = 175,07 (MPa) < [σF2]max= 360 (MPa)

Bảng tóm tắt số liệu phần tính toán thiết kế bộ truyền HGT

mmĐường kính vòng đáy răng d = 54,05 mm; d = 209,95 f1 f2

mm

PHẦN IV : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ 2 TRỤC CỦA HỘP GIẢM TỐC

1 Chọn vật liệu chê tạo trục :

Ta dùng thép C45 có σ = 600 MPa, ứng suất xoắn cho phép b

[τ]= (12… 20) MPa

2 Xác định đường kính sơ bộ của trục :

Theo 10.9(1), đường kính trục k với k= 1…3; d = (mm)

3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt tải trọng :

Từ đường kính các trục , tra bảng 10.2 (1) được các chiều rộng ổ lăn

5.Xác định đường kính của các tiết diện thành phần của trục

- Tính toán phản lực, mô men uốn và đường kính trục tại các tiết diện trên trục I

Chọn hệ trục toạ độ như hình vẽ :

Xét zOy:

Mx=

Xét zOx :

Tính mô men uốn tương đương :

Tính mô men uốn tương đương

d2 = 36 mm, d = d = 48 mm, d = 42 mm2 2 2

6.Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàntại các tiết diện nguy hiểm thoả mãn điều kiện sau :

Giới hạn bền kéo : σ =600 MPab

Giới hạn mỏi uốn : σ = 0,436 σ =0,436.600=261,6 MPa-1 b

Giới hạn mỏi xoắn: τ = 0,58 σ = 0,58.261,6= 151,72 MPa-1 -1

Theo bảng 10.7(1), ta có ψ = 0,05; ψ = 0σ τ

Tại tiết diện (B) trên trục I ( tiết diện lắp bánh răng có đường

kính d= 30mm)

Đối với trục tiết diện tròn :

Ứng suất pháp và tiếp sinh ra :

Do đó tiết diện (B) trên trục I thoả điều kiện mỏi

Tương tự tại các tiết diện nguy hiểm ; (C) trên trục I và (B),

(C) trên trục II đều thoả điều kiện bền mỏi.

7 Tính 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 tiếnhành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh theo công thức : ≤ [σ]

Tài liệu tham khảo

PGS.TS.Trịnh Chất – TS Lê Văn Uyển : Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập một NXB Giáo dục Việt Nam (2010)

2