Bài tập lớn chi tiết máy Đề tài Đề số 1 thiết kế hệ thống dẫn Động xích tải

Tỉ số truyền của hệ thống u=u d.. *Moment xoắn trên các trục*Bảng thông số tính toán của hệ thống truyền động... Thông số bộ truyền đai thang CHƯƠNG 3 THIẾT KẾ CÁC BÁNH RĂNG TRONG HỘP GI

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA

ĐẠI HỌC QUỐC GIA TP HỒ CHÍ MINH

BỘ MÔN CHẾ TẠO MÁY

Giảng viên hướng dẫn: Trần Thiên Phúc

Sinh viên thực hiện: Nguyễn Hải Sơn

MSSV: 2110508

Thành phố Hồ Chí Minh – 2023

Thời gian phục vụ L, năm : 6

Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ (1 năm làm việc 300ngày,

1 ca làm việc 8 giờ)

Chế độ tải: T1 = T; t1= 32 giây; T2 = 0,85T; t2 = 46 giây

2

MỤC LỤC

SƠ ĐỒ 2

CHƯƠNG I 4

CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN BỐ TỈ SỐ TRUYỀN 4

1.1 Chọn động cơ 4

1.2 Phân bố tỉ số truyền 5

CHƯƠNG 2 6

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG 6

1.1 Thông số ban đầu 6

1.2 Tính toán và thiết kế 6

CHƯƠNG 3 11

THIẾT KẾ CÁC BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC 11

CHƯƠNG 4 16

THIẾT KẾ TRỤC 16

4.1 Trục I 16

4.2 Trục II 21

4.3 Kiểm nghiệm then 26

TRỤC I 26

TRỤC II 26

CHƯƠNG 5 28

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ Ổ LĂN 28

5.1 Chọn ổ lăn trục I 28

5.2 Chọn ổ lăn trục II 29

5.3 Kết luận 30

TÀI LIỆU THAM KHẢO 31

CHƯƠNG I CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN BỐ TỈ SỐ TRUYỀN

5 Số vòng quay trục bộ phận công tác

n lv=60000.v

z p =60000.2,69.110 =157,58 vg ph/

6 Tỉ số truyền của hệ thống

u=u d u br

Theo bảng 3.2 tài liệu [1], ta chọn:

u d=2 (tỉ số truyền bộ truyền đai)

u br=4 (tỉ số truyền bộ truyền bánh răng trụ thẳng một cấp) Suy ra, u=u d u br=2.4 8=

7 Số vòng quay sơ bộ của động cơ

4

P đc= P I

❑ ❑ol d

= 20,410,99.0,95=21,7 kW

CHƯƠNG 2 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG

1.1Thông số ban đầu

6

*Moment xoắn trên các trục

*Bảng thông số tính toán của hệ thống truyền động

* Hệ số xét đến sự ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng giữa các dây đai

C z=0,9

8

*Lực vòng trên mỗi dây đai

(Theo bảng 4.4 tài liệu [1] ta có e=25,5 và f =17)

*Đường kính ngoài bánh đai (h0=5,7 mm¿

Suy ra, f min =f '

sin(γ

2)=0,67 sin(38

2)=0,22 (giả sử góc biến dạng bánh đai γ=38 °)

*Ứng suất lớn nhất trong dây đai

( 95,83)

8

.1072.3600 7,7=5817,93 giờ

(Do đai thang nên σ r =9 ,m=8)

12 Thông số bộ truyền đai thang

CHƯƠNG 3 THIẾT KẾ CÁC BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM

Chọn thép 40Cr được tối cải thiện Theo bảng 6.13 tài liệu [1], đối với bánh dẫn ta chọn độ rắn trung bình HB1=260; đối với bánh bị dẫn, ta chọn độ rắn trung bình HB2=245.

3 Số chu kỳ làm việc cơ sở:

[σ¿¿F2]=σ OF lim 2

s F K FL=4411,75.1=252 MPa¿

8 Theo bảng 6.15 tài liệu [1] do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên

ψ ba =0,3 ÷ 0,5 , chọn ψ ba =0,4 theo tiêu chuẩn , do đó

ψ bd=ψ ba (u+1)

2 =0,4 3,15( +1)

Theo bảng 6.4 tài liệu [1], ta chọn K Hβ =1,03 ; K Hβ=1,06

9 Khoảng cách trục của bộ truyền bánh răng

Theo tiêu chuẩn, ta chọn a w =160 mm

10 Modun răng m n=(0,01÷ 0,02) a w =1,6 ÷ 3,2 mm

Theo tiêu chuẩn, ta chọn m n =2,5 mm

11 Từ điều kiện 20° ≥ β ≥ 8 ° suy ra :

2aw cos 8°

m n (u ±1) ≥ z1≥2a w cos 20°

m n (u ±1)

2.160 cos 8 °2,5(3,15 ±1)≥ z1≥2 160 cos 20°

16 Hệ số tải trọng động theo bảng 6.5 tài liệu [1], ta chọn

Bánh bị dẫn: [σ Y¿¿2]

F2

=2523,61=69,8¿

Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh dẫn có độ bền thấp hơn

19.Ứng suất uốn tính toán

σ F1=2Y F1.T1 K Fβ K FV

d w1 b w m =2.3,91 97650 1,06.1,09

243,2.70 2,5 cos(12,43°)=21,2 MPa

σ F1=21,2 MPa<[ σ¿¿F1]=267,4 MPa¿

Do đó độ bền tiếp xúc được thỏa.

20 Thông số bộ truyền bánh răng

trụ răng Đường kính vòng đỉnh Bánh dẫn d a1(mm) 81,8

14

nghiên Bánh bị dẫn d a2(mm) 248,2 Chiều rộng vòng răng

Bánh dẫn b1(mm)

Bánh bị dẫn b2(mm)

70 65

Đường kính vòng đáy Bánh dẫn d f1(mm)

Bánh bị dẫn d f2(mm)

70,6 237

Số răng

Bánh dẫn z1

Bánh bị dẫn z2

30 95

Tính toán kiểm nghiệm

phép

Gía trị tính toán

Nhận xét

kiện tiếp xúc Ứng suất

4.1 Trục I

P1=5,47 kW ,T1=97650 Nmm , số vòng quay n=535vg

ph

Vật liệu trục thép C35

(σ ch =304 MPa ;σ−1=255 MPa ;σ b =510 MPa ; τ−1=128 MPa¿

1 Phân tích lực tác dụng lên trục từ các chi tiết quay của hệ thống truyền độn

Lực tác dụng lên bộ truyền đai

1 Chọn vật liệu trục

là thép C35, chọn sơ bộ ứng suất xoắn cho phép [τ]=20 MPa

2 Xác định đường kính sơ bộ trục theo công thức

Theo tiêu chuẩn ta chọn d=30 mm tại vị trí thân trục lắp bánh đai

3 Chọn kích thước dọc trục l=l1+2 x+w

Trong đó l1=b1=70 mm

x=10 mm (khe hở giữa bánh răng và thành trong hộp giảm tốc)

w=40 mm (theo bảng 10.2 tài liệu [1] ta chọn w=30 ÷ 60 khi

Trong mặt phẳng thẳng đứng yz, phương trình cân bằng momen tại điểm

Hình 4.4 Biểu đồ momen trên trục I

5 Theo biểu đồ tiết diện nguy hiểm nhất tại D

Momen uốn tại D:

Trục có 1 then với đường kính d=40 mm, tra bảng phụ lục 13.1 tài liệu [2], ta chọn then có chiều rộng b=12 mm; chiều cao h=8 mm, chiều sâu rãnh then trên trục t=5,0 mm; chiều sâu rãnh then trên mayo t1=3,3 mm Khi đó

Khi ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động

Theo bảng 10.3 tài liệu [1], ta chọn ε σ =0,84 và ε τ=0,78

Theo hình 2.9 tài liệu [1], ta có hệ sốψ σ =0,025 vàψ τ=0,0175

6 Xác định hệ số an toàn C theo công thức

=15,7

Hệ số an toàn

20

σ ch =304 MPa ;σ−1=255 MPa ;σ b=510MPa ; τ−1=128MPa ¿

1 Phân tích lực tác dụng lên trục từ các chi tiết quay của hệ thống truyền động

Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng

F t1=F t2=2543 N

F a1=F a2=560,5 N

F r1=F r2=947,8N

2 Chọn vật liệu

trục là thép C35, chọn sơ bộ ứng suất xoắn cho phép [τ]=20 MPa

3 Xác định đường kính sơ bộ trục theo công thức

d ≥√3 T1

0,2[τ]=

3

√2924310,2.20=41,8 mm

Theo tiêu chuẩn ta chọn d=45 mm tại vị trí thân trục lắp bánh đai

4 Chọn kích thước dọc trục l l=2+2 x+ w

Trong đó l1=b1=65 mm

x=10 mm (khe hở giữa bánh răng và thành trong hộp giảm tốc)

w=50 mm (theo bảng 10.2 tài liệu [1] ta chọn w=40÷ 80 khi

T=200000 ÷ 400000 Nmm¿

Do đó l=65+2.10+50 135 mm=

Các khoảng cách còn lại đo như hình vẽ

5 Vẽ biểu đồ momen uốn và xoắn

Trong mặt phẳng thẳng đứng yz, phương trình cân bằng momen tại điểm

Hình 4.7 Biểu đồ momen trên trục II

6 Theo biểu đồ tiết diện nguy hiểm nhất tại D

Momen uốn tại D:

rãnh then trên trục t=5,5 mm; chiều sâu rãnh then trên mayo t1=3,8 mm Khi đó

Ứng suất xoắn τ=T

W0

W0=π d3

Khi ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động

Theo bảng 10.3 tài liệu [1], ta chọn ε σ =0,84 và ε τ=0,78

Theo hình 2.9 tài liệu [1], ta có hệ sốψ σ =0,025 và ψ τ=0,0175

7 Xác định hệ số an toàn C theo công thức

4.3 Kiểm nghiệm then

TRỤC I

1 Trục có 1 then với đường kính d=40 mm, tra bảng phụ lục 13.1 tài liệu [2], ta chọn then có chiều rộng b=12 mm; chiều cao h=8 mm, chiều sâu rãnh then trên trục t=5,0 mm; chiều sâu rãnh then trên mayo t1=3,3 mm; Chiều dài mayo ta chọn là 85mm Chọn vật liệu cho then là C35

2 Chiều dài l của then: l=85−15 70 mm=

3 Kiểm tra độ bền dập theo công thức

(l l = −b= l 70−12 58 ;h= =8 mm ; t2=0,4 h=3,2 mm¿

σ d=2T

t2d l l=2.976503,2.40 58=26,31 MPa≤[σ d]=150 MPa

Kiểm tra then theo độ bền cắt

2 Chiều dài l của then: l=70−14 56 mm=

3 Kiểm tra độ bền dập theo công thức

(l l =l−b= −56 14=42;h=9 mm ;t2=0,4 h=3,6 mm¿

σ d=2T

t2d l l=2 2924313,6.50 42=85 ， 96 MPa≤[σ d]=150 MPa

Kiểm tra then theo độ bền cắt

τ c=F

bl=2T

bd l l=2 29243114.45 42=22,10≤[τ c]=80 MPa

Do đó, then này đạt độ bền theo tính toán

Bảng 4.1 Kiểm nghiệm then trục I và II

Trục II 45 14x9 5,5 56 292431 85,96 22,10

Bảng 4.2 Momen xoắn trục I và trục II

Đường kính (mm)

Momen chống uốn W

Momen chống xoắn W0

F rB

=560,51996,5=0,28

Ta chọn ổ theo ổ bên trái A vì chịu tải trọng lực lớn hơn

5 Tải trọng động quy ước Q

L

60n =10

6.80460.535=25046,7 giờ =10,44 năm

5.2 Chọn ổ lăn trục II

1 Tính toán

28

Lực hướng tâm tác dụng tại ổ A

F rB

=560,51604,8=0,35

Ta chọn ổ theo ổ bên trái A vì chịu tải trọng lực lớn hơn

5 Tải trọng động quy ước Q

L=(C Q)=(25700

3036,4)=383,8triệu vòng

L h=106 L60n =106.383,860.170 =37627,45 giờ =15,68 năm

5.3 Kết luận

Hình 5.1 Bảng tính toán của ổ lăn

động quy ước (N)

Khả năng tải tính toán (N)

Tuổi thọ (triệu vòng)

Tuổi thọ (năm)

TÀI LIỆU THAM KHẢO

[1] Nguyễn Hữu Lộc, cơ sở thiết kế máy, NXB Đại học Quốc gia TP.HCM, 2013.

[2] Trịnh Chất – Lê Văn Uyển, Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí, NXB Giáo Dục

30