Bài tập lớn chi tiết máy Đề số 3 – phương án 4 thiết kế hệ thống truyền Động xích tải

LOI CAM ON Kính gửi cô Lê Thúy Anh, Em xin gửi lời cảm ơn chân thành đến cô đã dành thời gian và tâm huyết để hướng dẫn em hoàn thành bài tập lớn môn học Chi tiết máy.. Trong quá trình l

DAI HOC QUOC GIA THANH PHO HO CHI MINH

TRUONG DAI HOC BACH KHOA

Thiết kế hệ thống truyền động xích tải

Giảng viên hướng dẫn: Th.S Lê Thúy Anh

Lớp: L04

Sinh viên thực hành: Huỳnh Nguyễn Phúc Duy

MSSV: 2113005

TP.HCM - 2024

LOI CAM ON Kính gửi cô Lê Thúy Anh,

Em xin gửi lời cảm ơn chân thành đến cô đã dành thời gian và tâm

huyết để hướng dẫn em hoàn thành bài tập lớn môn học Chi tiết máy

Nhờ sự chỉ dẫn của cô, em đã học được nhiều kiến thức mới và phát triển kỹ năng giải quyết vấn đề Trong quá trình làm bài tập, cô đã giúp

em hiểu rõ hơn về cách hoạt động của các bộ phận trong chỉ tiết máy

và cách tính toán, thiết kế chúng Cô đã luôn tận tình hướng dẫn em,

giải đáp mọi thắc mắc của em, giúp em tiến bộ hơn và hoàn thành bài tập lớn này một cách tốt nhất Em rất cảm kích và biết ơn sự hỗ trợ của

cô trong quá trình học tập vừa qua Những kiến thức và kỹ năng mà

thây đã truyền đạt cho em sẽ rất hữu ích cho công việc và cuộc sống

của em trong tương lai Một lần nữa, em xin gửi lời cảm ơn sâu sắc và

chúc sức khoẻ đến cô

Trân trọng,

Huỳnh Nguyễn Phúc Duy

ĐỀ SỐ 3 THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG XÍCH TẢI

> Số răng đĩa xích z : 8 răng

> Thời gian phục vụ L: 7 năm

> Đặc tính làm việc: Quay 1 chiều, làm việc 2 ca (1 năm làm việc

300 này, 1 ca làm việc 8 giờ)

4.1 Thiết KE true Lice cccccccccccceecccseescsecssssesssevssnsessevsessesenssnsssessessissesissnsessnsesersee 15 4.2 Thiết k6 true Wa cccccccccccccsessessesecsessecsessesevssvsessersessessesensesevevsesevevseseveseseee 19

0)0.,18.10060 0 NH Hí( (ớiÁ(ÁỶẢỶÝÝỶ 25

5.2 Trục đầu vào trục Ï 2s s22122122127121 22 1 1t 22 1e 27

IV ì8) 0ì 84 dddddd£ẢẢỒỒỤỠỤỲỢỠIẶ 29

Chương 1 Chọn động cơ và phõn phối tỉ số

truyền

1.1 Chọn động cơ

1.1.1 Cụng suất bộ phõn cụng tỏc

p.= ft _ 12300x 0,45 +” 1000 — 1000 = 5,535 kW

1.1.2 Hiệu suất chung của hệ thống

Trong đú, tra bảng 3.3:

* m= 0,95 - hiộu suất bộ truyền đai để hở

đ _n,„= 0,97 - hiệu suất hộp giảm tốc bỏnh

 n„— 0,99 - hiệu suất một cặp ổ lăn

* 1, = 0,98 - hiệu suất một cặp ổ trượt

*đ n„ = 0,98 - hiệu suất nối trục

â uạ=¿(2 : 5) - Tỉ số truyền đai thang

đô u„„=¿ (1,6 + 8) - Tỉ số truyền hộp giảm tốc 1 cấp

nạ„= n„ ,u„ = 37,5 (3,2 +40¿ = (75 + 1500) vũng/phỳt

Chọn động cơ: Công suất Pa = 7,5 kW với số vòng quay và phân bố tỷ

số truyền hệ thống truyền động ở bảng 1

e Truc |:

5,94 | T,= = 95850,“ " = 9550 187,66 = 302,29 Nm -L =

Momen xoắn T| 81,76 302,29 1450,44 1408.45 (Nm)

Chương 2 Tính toán bộ truyền đai thang

2.1 Thông số kỹ thuật

Các thông số kĩ thuật để tính toán thiết kế bộ truyền đai thang:

se Công suất bộ truyền: P,= P„= 6,25 kW

se Tỷ số truyền: u = ua = 3,89

se _ Số vòng quay trục dẫn: n¡ = nạ = 730 vòng/phút

2.2 Tính toán thiết kế bộ truyền đai thang

2.2.1 Chọn loại đai và tiết diện đai

Với công suất bộ truyền và số vòng quay ta chọn đai thang theo hình

Công sudt can truyén P, KW

Hinh 4.1 Chon loai tiét dién dai hinh thang '

Loại đai Ký Kích thước tiết diện Diện tích Đường kính|Chiều dài

hiệu (mm) tiết diện bánh đai (giéi han L

bp bo |h o |A(mm) nhỏ dị (mm)

(mm)

n.d,.n, _ 7.160.730

60000 = 60000 = 6,12 m/s

Vị =

vị < [v,] = 25 m/s, đối với đai thường

Đường kính bánh đai lớn được tính theo công thức:

Trị số a cần thỏa mãn điều kiện:

2(đ,+ d,¿>a > 0,55(đ,+ d,¿+h

© 2(160+630) >a > 0,55(160+630) + 10,5

@ 1580 2a = 445 2.2.5 Chiéu dai dai

2>a= kHik- 8Ä _ 1259,07+y 1259,0/—8.235 = 582,1 mm

2.2.6 Góc ôm đai bánh răng nhỏ g¡

Góc ôm đai ơi trên bánh đai nhỏ được xác định theo công thức, ta được:

= 180°—¿ Ì 012120°)

ơ¡= 180°-¿ (deh) 57° 630— 160).57 ° = 133,98° (Thỏa mãn

a

2.2.7 Xac dinh s6 day dai

Số dây đai được xác định bằng công thức:

se _ Với vận tốc đai vị = 6,37 m/s và đường kính bánh đai nhỏ dị =

160 mm, ta chọn công suất cho phép theo tiêu chuẩn đói với đai thang thường:

e Hés6 xét đến ảnh hưởng chiều dài đai:

C,= fe = | 2500 = 1,018 (L, chiéu dai dai lay lam thực nghiệm 2240

B=42;e= 19;ƒ=125

f> Bạ= (z-1)e + 2f = (3-1).19 + 2.12,5 = 63 mm

=> đ„, =d, + 2B = 160 + 2.4,2 = 168,4 mm

=> d,, =d, + 2B = 630 + 2.4,2 = 638,4 mm

2.2.8 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

Lực căng đai ban đầu:

Fạ= A [ø,]= z.A.[ø.]= 3.138.1,5=621N

Lực căng mỗi dây đai:

F, = 2Fsin(S1¡ = 2.207.sin(®®¿ = 762,12 N

Thông số Ký hiệu Độ lớn

Đường kính bánh dẫn di 160 mm

Đường kính bánh đai bị dẫn do 630 mm

IKhoang cach truc a 582,1 mm

Chiều dai dai L 2500 mm

Số đai z 3

Chiều rộng bánh đai dẫn Bạ 44 mm

Đường kính ngoài của bánh đai dẫn đại 168,4 mm

Đường kính ngoài của bánh đai bị dẫn dao 638,4 mm Lực căng ban đầu Fo 621N

Lực căng trên mỗi đai F 207N

Chương 3 Thiết kế bộ truyền trong hộp giảm

tốc 3.1 Chọn vật liệu bánh răng

Do không có yêu cầu đặc biệt về tải trọng của hệ thông, cộng với công suất hộp giảm tốc không cao nên ta sẽ chọn vật liệu cho bánh răng theo chế độ tải trọng trung bình

H,=H; +(10 + 15)HB

Nhóm vật liệu của hai bánh răng:

« Bánh dẫn (Bánh răng nhỏ): Thép C45 Tôi cải thiện, độ rắn 250HB

se Giới hạn bền ø, = 850 MPa; Giới hạn chảy ơ„ = 580 MPa

« Bánh bị dẫn (bánh răng lớn): Thép C45 Tôi cải thiện, độ rắn

235HB

¢ Gidi han bén o, = 750 MPa; Giới hạn chảy ơ„ = 450 MPa

Hệ số an toàn tương ứng:

3.2 Tính ứng suất cho phép

3.2.1 Số chu kì làm việc cơ sở

Số chu kì làm việc cơ sở được tính theo công thức:

N yo1=30 * HB; “= 30% 250°"=1,7 x 10’ chu kì Ngo¿=30 x HB3“=30 235°"=1,47 x 107 chu kì

NgoiC Ngọa—=4*X 10°

3.2.2 Số chu kì làm việc tương đương

e Số lần ăn khớp bánh răng trong 1 vòng quay c =1

Số giờ làm việc tương đương:

e«_ Thời gian phục vụ L: 7 năm

° - Số ngày làm/ năm K„= 300 ngày

se _ Số ca làm việc trong ngày 2 ca, 1 ca làm việc 8 giờ

Tải trọng phân bố đều

f> Lạ= 8.2.300.7 = 33600 giờ

Số chu kì làm việc tương đương:

Nựy„,=N„„, =60.c L„.n = 60.1 33600 187,66 = 3,78 x10” chu kì

—N Nae _ 3,/78x 10Ẻ HE2— tÝ FE2

5

N = 7,56 x10’ chu ki

3.2.3 Hệ số tuổi thọ

Do NHE1 > NHO1, NHE2 > NHO2, NFE1 > NFo1, NFE2 > NFo2

cho nên theo [1] ta có: KHL1 = KHL2 = KFL1 = KFL2 = 1

3.3.4 Xác định ứng suất cho ứng suất tiếp xúc cho phép [ø„] và ứng suất uốn cho phép [ø,]

Các ứng suất cho phép được tính theo công thức:

Ooiimy = 2HB,+70=2.250+70 = 570 MPa

Øgg„; = 2HB,+70=2.235+70 = 540 MPa Oorim: = 1,8HB,=é1,8 250 = 450 MPa

3.2.5 Ứng suất tiếp xúc và ứng suất cho phép:

Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ:

Khi tôi cải thiện S„=¿ 1,1, do đó:

0,9 XØgm„¡K HL1 _ 09x570x1

|Øuyé= Sự 11 — 166,4 MPa 0,9 XØam„„xK HL2

[ơ„s¿= 01ilim2 _ 0,9%*540*1 _ garg MPa

Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán:

[Øu¿ = [Øu;ẻ = 441,8 MPa Ứng suất uốn cho phép, chọn $,=¢ 1,55, ta có:

._ ØgpymiX HL1 _ 450x1 _

|frie=— 16c = 158 Ð 290,32 MPa

Dorms * KHL2 423x1

|đuy¿c= "¬ Sự = 1,55 = = 272.9 MPa

« T,= 302,29 Nm - Momen xoắn trên bánh chủ động

e [oiiH]é = 441,8 MPa - Ứng suất tiếp xúc cho phép

Đường kính vòng chia:

M2, _; 9.18

a= cosB ` cos15,36° = 93,33 mm _™M.Z, 0,00

d,, = d,-2,5m= 93,33 -2,5.5= 80,83 mm

d,, = d,-2,5m= 466,67 —-2,5.5 = 454,17 mm Chiều rộng vành răng:

b, = D„¿U,„ g, = 0,4 280 = 112 mm b,=¿ b,+5 = 112 + 5 = 117 mm Vận tốc vòng:

93/33 112.5 ‘

ơ„ =432,11 MPa < [ơ„¿= 441,8 MPa - Thỏa

3.3.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Hệ số dạng răng:

Đối với bánh dẫn :

132 13,2

TH dan = 347 + Gg 4.2 Đối với bánh bị dẫn:

e Banh rang 1 dugc chon dé kiém nghiệm độ bền uốn

Ứng suất uốn được tính theo công thức:

2.7) 10° Yr Kpy Keg _ 2,302,29.10° 4,2 1,3.1,1

oO

"¬ b,.d,.m 112.93,33.5 = 69,48 MPa ri= 69,48 MPa <|6p,|=290,32 MPa ¬ Thỏa

Đường kính vòng chân đ; đ;; = 80,83 mm d;;ạ = 454,17

4.1.1 Thông số ban đầu

Mô men xoắn T¡ = 302,29 N

Số vòng quay n¡ = 187,66 vòng/phút

4.1.2 Chọn vật liệu

Chọn vật liệu trong bảng 10.1 [1] là thép C35 Các thông số:

¢ Gidi han bén:% = 510 MPa

¢ Gidi han chay: oc = 304 MPa

e Ung suat xoắn cho phép: [r] = 20 + 25 MPa chon so bé [t,] = 20

MPa

Mỹg,=¿ \M?„+M?,„=v91,46°+0ˆ=91,46 Nm Mp;=¿ Ý M?>+ M)„= Ý110°+302,84°=322,2 Nm Mômen tương đương tại các tiết diện

MPa

maa an?

! 10,1.[ø] 0,1.58

Biểu đồ mô men và kết cấu sơ bộ trục l

4.2 Thiết kế trục II

4.2.1 Thông số ban đầu

M6 men xoan T2= 1450,44 N

S6 vong quay n2 = 37,53 vong/phut

4.2.2 Chon vat liéu

Chọn vật liệu trong bảng 10.1 [1] là thép C35 Các thông số:

¢ Gidi han bén:a = 510 MPa

e¢ Gidi han chay: on = 304 MPa

e Ung suat xoan cho phép: [tr] = 20 + 25 MPa chon so bé [1,] = 20 MPa

Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng bị dẫn

F„=F,„ = 6477,87N F„=F,=¿2445,1N

M„z=¿ F„ 100 = 2762,74 100 10”=¿276,27 Nm

Mômen uốn tổng tại các tiết diện

My =6 \M?,+M?,=V276,27'+0°=276,27 Nm

Mp,=¿ + M)„+ M2, = 96,36" 432,88°= 443,48 Nm Mômen tương đương tại các tiết diện

Mạ,=v M?„+0,75.T?=¿ Ý0+0,75 1450,44—=¿ 1256,12 Nm

M,,,=\ M),,+0,75.T?=¿ ¥276,27°+0,75 1450,44= 1286,14 Nm M„;= + M},+0,75.T?=¿ ¥0+0,75 1450,44’=2 1256,12 Nm

Mp = M3,,+0,75.T2 =< 1Ý 443,482+0,75 1450,442=¿ 1332,1 Nm Với thép C35 và ơ>500 MPa ta được trị số ứng suất cho phép [øơ] = 58

MPa

= [2258.12.10 12.10" — 69,05 mm Chon da=e 65 mm

= 2814.10 0,1.58 14.10" — 69,53 mm -: Chọn đ„;=¿ 65 mm

= (28812 0 - = 60,05 mm - Chọn đ.;=¿ 60 mm 0,1.58

=0 1.10 ~ 61,24 mm ¬ Chọn đ,;=¿ 70 mm

Biểu đồ momen và kết cấu sơ bộ trục 2

o,=0,- Mout? ¿3222-10 — 44 MPa; 0,=0 MPa

W 7325,87 Ứng suất xoắn:

T,.10° _ 302,29.10”

= = #221 ~ 20,54 MPa

TW 15689 Trong đó:

_1.d_b.f.[d—LẺ ,.44`_12.5.(44—5] — 156gg mmê Wuo=~Te 2d 16 2.44

Khi ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động:

sẽ Tà 127,5 Keto, ep đĩa = 15.1027 078.1 | 9 9175.10.27 = 6,4

= 20 mm, h = 12 mm, t = 7,5mm, ti = 4,9 mm, khi do: _—7r.d° b.t[d-t)} _ 2.70" _ 20.7,5.(70—7,5)°

e Tiét diện tại D có sự tập trung ứng suất la ranh then Theo bang

10.9 [1] ta chọn K„=1,75; K,=1,5, với ø,=510 MPa<600 MPa

¢ Theo bang 10.4 [1] ta chon «, = 0,78; ¢, = 0,74

r,=0,25.øơ,=¿ 0,25 510=¿ 127,5

“K0, cp veo = 1,75.15,04 ato 59" +0,025.0 — 078.1 = 7,56 , _ Tự 127,5

F„=vR1.+R},= Ý3238,93'+1177,54 = 3446,34N Lực hướng tâm tác dụng lên ổ lăn tại B

F p= Rat Ry, = ¥3238,94'+2410,76 = 4037,6 N

Vì F„ > F,„unên ta tính toán để chọn ổ tại gối B

Chọn sơ bộ ổ lăn theo bảng phụ lục 9.4 [2]:

D Fas =Spt Fo, 6938,3441779,44=6 2717,78 N Tổng lực dọc trục tại B:

se K,=1 —¿ Hệ số ảnh hưởng nhiệt độ

se K =1 _¿ Hệ số ảnh hưởng đặc tính tải trọng ( va đập nhẹ, quả tải

ngắn hạn)

Do Q; > Q,nên ta tính toán ổ theo thông số tại B

Thời gian làm việc được tính bằng triệu vòng:

Le 60.n.L, 60.187,66.33600

~ 10° — 10° = 378,32 triệu vòng Khả năng tải động:

Cạ=Q;.ÑL = 3446,34.'"1378,32 = 20451,1NÑN <C = 66000 Trong đó m = x do sử dụng ổ đĩa

> Ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động

5.1.4 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh

Đối với ổ đũa côn, tra bảng 11.6 [1], ta có:

Fj=V Ro, +R, = ¥1041,8°+3504? = 3655,6 N

Vì F„ > F„nên ta tính toán để chọn ổ tại gối B

Chọn sơ bộ ổ lăn theo bảng phụ lục 9.4 [2]:

Tổng lực dọc trục tại A:

3 F„=S,=1213,48N

Tổng lực dọc trục tại B:

3;F„=S, +F„=¿ 1213,48 +1779,44=2 2001,92 N Tra bảng 11.3 [1], ta có: X = 1; Y= 0

Tải trọng quy ước trên ổ:

Q,=(XVF„+Y F„).K,.K„ = (1.1.4873,44+0.1213,48).1.1 = 4873,4 N Q;=(XV F,„„+Y F„;).K,.K„ = (1.1.3655,6+0.2001,92).1.1 = 3655,6 N Với:

se K,=1 —¿ Hệ số ảnh hưởng nhiệt độ

se K =1 -¿ Hệ số ảnh hưởng đặc tính tải trọng ( va đập nhẹ, quả tải

ngắn hạn)

Do Q¿ > Q;nên ta tính toán ổ theo thông số tại A

Thời gian làm việc được tính bằng triệu vòng:

L=——* = §0.37,93.33600 93 33600 = 75,66 triệu vòng

10 10 Khả năng tải động:

Cạ=Q,.ÄŸL = 4873,4.'75,66 = 17844N < C = 128000

Trong đó m = 2 do sử dụng ổ đĩa

-> Ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động

5.2.4 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh

Đối với ổ đũa côn, tra bảng 11.6 [1], ta có:

X,=0,5;Y,=¿ 0,22 cotz = 0,95

Qo= (Xo Fiat Yo Fas) ¿(0,5.4873,4+0,95.1213,48) = 3589,5N

Q)< Co = 96500 N -> Ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải tĩnh

Tài liệu tham khảo

[1] TS Nguyễn Hữu Lộc “Cơ sở thiết kế máy”, Nhà xuất bản Đại học

Quốc gia Thành phố Hồ Chí Minh

[2] TS Nguyễn Hữu Lộc “Bài tập chi tiết máy”, Nhà xuất bản Đại học Quốc gia Thành phố Hồ Chí Minh