Tài liệu Thiết kế hệ thống dẫn động xích tải

Trường ĐH Bách Khoa TP.HCM Bài tập lớn Chi tiết máy TRƢỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP.HCM KHOA CƠ KHÍ BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY Sinh viên thực hiện: TỐNG CÔNG DANH – MSSV: G1000403 ĐỀ TÀI Đề số 1: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI Phương án số: 11 Hệ thống dẫn động xích tải gồm: 1 – Động cơ điện; 2 – Bộ truyền đai thang; 3 – Hộp giảm tốc bánh răng trụ; 4 – Nối trục đàn hồi; 5 – Bộ phận công tác – Xích tải. Số liệu thiết kế: Lực vòng trên xích tải, F (N): 7000 Vận tốc xích tải, v (m/s): 3,25 Số răng đĩa xích tải dẫn, Z (răng): 11 Bƣớc xích tải, p (mm): 110 Thời gian phục vụ, L (năm): 4 Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ. (1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ) Chế độ tải: T1 = T ; t1 = 45s ; T2 = 0,8T ; t2 = 44s Sai số vòng quay trục máy công tác so với yêu cầu  5% GVHD: TS Bùi Trọng Hiếu – SVTH: Tống Công Danh – G1000403 Trang 1 Trường ĐH Bách Khoa TP.HCM Bài tập lớn Chi tiết máy PHẦN 1: Chọn động cơ điện, phân phối tỉ số truyền I. TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN. 1. Hiệu suất truyền động:   ñbrknol4  0,95  0,96  0,99  0,994  0,87 Tra bảng 2.3 [1], ta chọn đƣợc các hiệu suất sau: ñ  0,95 : Hiệu suất bộ truyền đai. br  0,96 : Hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ. kn  0,99 : Hiệu suất của khớp nối trục đàn hồi. ol  0,99 : Hiệu suất của một cặp ổ lăn.  Vậy, hiệu suất truyền động là:   0,87 2. Công suất tính toán:  Trƣờng hợp tải trọng thay đổi thì: Pt = Ptđ (Công suất tƣơng đƣơng)  “Công suất tƣơng đƣơng” đƣợc xác định bởi công thức: 2 2 2 2  T1   T2  T   0,8T    t1    t2   45    44 T T T T       22,75  20,63 kW = Pt Ptđ = Pm t1  t2 45  44 Trong đó: Tm = T T1 = T; T2 = 0,8T; t1 = 45s và t2 = 44s F v 7000  3,25 Pm  t   22,75 (I.2.2) 1000 1000  Vậy, công suất tính toán là: Pt = 20,63 kW 3. Công suất cần thiết trên trục động cơ:  Công suất cần thiết trên trục động cơ điện đƣợc xác định bởi: P 20,63 Pct  t   23,71 kW  0,87  Vậy, công suất cần thiết trên trục động cơ là: Pct = 23,71 kW 4. Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ:  Số vòng quay sơ bộ của động cơ đƣợc xác định bởi: nsb  nlvut  161,2  9  1450,8 vòng/phút Trong đó: 60000v 60000  3,25 Số vòng quay của trục đĩa xích tải: nlv    161,2 vòng/phút zp 11 110 Tỉ số truyền toàn bộ của hệ thống dẫn động: ut  uñ ubr  3  3  9 Trong đó tra bảng 2.4 [1], ta chọn: uđ = 3 và ubr = 3 GVHD: TS Bùi Trọng Hiếu – SVTH: Tống Công Danh – G1000403 Trang 2 Trường ĐH Bách Khoa TP.HCM Bài tập lớn Chi tiết máy  Vậy, số vòng quay sơ bộ của động cơ điện là: nsb = 1450,8 vòng/phút. 5. Chọn động cơ điện: Ở đây, ta chọn động cơ thõa mãn điều kiện sau:  Pñc  Pct  Pñc  23,71 kW , tức là ta phải tìm động cơ thỏa mãn   nñb  1500 vg / ph nñb  nsb Tra bảng P1.3 [1], ta chọn đƣợc động cơ sau: Tmax Kiểu động Công suất Vận tốc cos % cơ kW quay, vg/ph Tdn 4A180M4Y3 30 1470 0,90 91 2,2 TK Tdn 1,4 II. PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN. 1. Tỉ số truyền chung của hệ thống dẫn động: n 1470 ut  ñc   9,12 nlv 161,2 Trong đó: nđc = 1470 vòng/phút; nlv = 161,2 vòng/phút. Chọn ubr = 3,1.  Tỉ số truyền của bộ truyền đai thang: u 9,12 uñ  t   2,94 ubr 3,1 Trong đó: ut = 9,12; ubr = 3,1. III. LẬP BẢNG ĐẶC TÍNH. GVHD: TS Bùi Trọng Hiếu – SVTH: Tống Công Danh – G1000403 Trang 3 Trường ĐH Bách Khoa TP.HCM Bài tập lớn Chi tiết máy 1. Tính toán công suất trên các trục: P 20,63 PII  lv   20,84 kW kn 0,99 PI  PII  20,84  21,93 kW 0,96  0,99 PI  21,93  23,32 kW 0,95  0,99 brol Pdc  dol 2. Tính toán số vòng quay các trục:  Số vòng quay của trục I đƣợc xác định bởi: n 1470 nI  ñc   500 vòng/phút uñ 2,94  Số vòng quay của trục II đƣợc xác định bởi: n 500 nII  I   161,3 vòng/phút ubr 3,1  Vậy: - Số vòng quay trục I là: nI = 500 vòng/phút. GVHD: TS Bùi Trọng Hiếu – SVTH: Tống Công Danh – G1000403 Trang 4 Trường ĐH Bách Khoa TP.HCM Bài tập lớn Chi tiết máy - Số vòng quay trục II là: nII = 161,3 vòng/phút. Sai số vòng quay của trục công tác so với yêu cầu là 0,062% 3. Tính toán moment xoắn trên các trục:  Moment xoắn trên trục động cơ: P 23,32 Tñc  9,55.106 ñc  9,55.106  151500,7 Nmm nñc 1470 Trong đó: Pđc = 23,32 kW; nđc = 1470 vòng/phút.  Moment xoắn trên trục I: P 21,93 TI  9,55.106 I  9,55.106  418863 Nmm nI 500 Trong đó: PI = 21,93 kW; nI = 500 vòng/phút.  Moment xoắn trên trục II: P 20,84 TII  9,55.106 II  9,55.106  1233862,4 Nmm nII 161,3 Trong đó: PII = 20,84 kW; nII = 161,3 vòng/phút. 4. Bảng đặc tính: Thông số/Trục Động cơ Trục I Trục II Công suất (kW) 23,32 21,93 20,84 Tỉ số truyền 2,94 3,1 Moment xoắn (Nmm) 151500,7 418863 1233862,4 Số vòng quay (vòng/phút) 1470 500 161,3 GVHD: TS Bùi Trọng Hiếu – SVTH: Tống Công Danh – G1000403 Trang 5 Trường ĐH Bách Khoa TP.HCM Bài tập lớn Chi tiết máy PHẦN 2: Thiết kế bộ truyền đai thang I. 1. 2. 3. 4. II. 1. THÔNG SỐ KĨ THUẬT THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG. Công suất bộ truyền: P1 = 23,32 kW. Số vòng quay bánh dẫn: n1 = nđc = 1470 vòng/phút. Tỉ số truyền: uđ = 2,94. Moment xoắn: T1 = 151500,7 Nmm. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG. Chọn dạng đai:  Theo hình 4.22 [2], dựa vào công suất 23,32 kW và số vòng quay n1 = 1470 vòng/phút. Ta chọn đƣợc loại đai là: C  Dựa vào bảng 4.3 [2], ta có bảng sau: Dạng đai Ký hiệu bp, mm bo, mm h, mm yo, mm A, mm2 Chiều dài đai, (mm) T1, Nm d1, mm Đai thang C 19 22 13,5 4,8 230 1800  10600 110  550 250  400 2. Tính đƣờng kính bánh đai nhỏ d1 Theo tiêu chuẩn, ta chọn d1 = 250 mm. 3. Vận tốc đai:  d1n1   250  1470 v1    19,24 m/s 60000 60000 4. Giả sử ta chọn hệ số trƣợt tƣơng đối   0,02 . Đƣờng kính bánh đai lớn: d2  ud1 1     2,94  250  1  0,02   720,3 mm Theo tiêu chuẩn ta chọn d2 = 710mm. d2 710 Tỷ số truyền thực tế: u    2,9 d1 1    250  1  0,02  Sai lệch so với giá trị chọn trƣớc 1,36% < 4% 5. Khoảng cách trục nhỏ nhất xác định theo công thức: 2  d1  d2   a  0,55 d1  d2   h 2  250  710   a  0,55 250  710   13,5 1920  a  541,5 mm Ta có thể chọn sơ bộ a = d2 = 710mm. 6. Chiều dài tính toán của đai: L  2a    d2  d1   2  710  2 d   d1  2   710  250  2 4a  710  250   2  3002,5 mm 2 4  710 Chọn theo tiêu chuẩn L = 3150 mm = 3,15m. GVHD: TS Bùi Trọng Hiếu – SVTH: Tống Công Danh – G1000403 Trang 6 Trường ĐH Bách Khoa TP.HCM Bài tập lớn Chi tiết máy 7. Số vòng chạy của đai trong một giây: v 19,24 i   6,108 s-1 ; vì [i] = 10s-1, do đó điều kiện đƣợc thỏa. L 3,15 8. Tính toán lại khoảng cách trục a: k  k 2  8 2 , trong đó: a 4 d  d2 250  710 k  L  1  3150    1642,04 mm 2 2 d  d 710  250  2 1   230 mm 2 2 1642,04  1642,042  8  2302 a  787,4 mm 4 Giá trị a vẫn thỏa trong khoảng cho phép. 9. Góc ôm bánh đai nhỏ: d2  d1 710  250  180o  57  146,7o  2,56 rad. a 787,4 10. Các hệ số sử dụng: - Hệ số xét đến ảnh hƣởng góc ôm đai: C  1,24 1  e1 /110  1,24 1  e146,7/110  0,91 1  180o  57     - Hệ số xét đến ảnh hƣởng vận tốc: Cv  1  0,05 0,01v2  1  1  0,05 0,01 19,242  1  0,86     - Hệ số xét đến ảnh hƣởng tỉ số truyền u: Cu  1,14 vì u = 2,94 > 2,5 - Hệ số xét đến ảnh hƣởng số dây đai Cz, ta chọn sơ bộ bằng 1. - Hệ số xét đến ảnh hƣởng chế độ tải trọng (làm việc hai ca) : Cr = 0,8 - Hệ số xét đến ảnh hƣởng chiều dài đai: L 6 3150   1,1 Lo 2240 11. Theo đồ thị hình 4.21b [2], ta chọn [Po] = 9 kW khi d = 250mm, v = 19,24 m/s và đai loại C. 12. Số dây đai đƣợc xác định theo công thức: P1 23,32 z   3,3 [Po ]C CuCLCzCrCv 9  0,91  1,14  1,1  1  0,8  0,86 Ta chọn z = 4 đai (thỏa điều kiện z  6 ). 13. Lực căng đai ban đầu: Fo  A o  zA1 o  4  230  1,5  1380 N Lực căng mỗi dây đai: CL  6 GVHD: TS Bùi Trọng Hiếu – SVTH: Tống Công Danh – G1000403 Trang 7 Trường ĐH Bách Khoa TP.HCM Bài tập lớn Chi tiết máy Fo  690 N 2 Lực vòng có ích: 1000P1 1000  23,32 Ft    1212,1 N v1 19,24 Lực vòng trên mỗi dây đai 606,05 N. 14. Từ công thức: Ft e f   1 Fo  2 e f  1 f suy ra: 2Foe f   Fe  Ft ; t e f   2Fo  Ft   2Fo  Ft ; e f   2 Fo  Ft 2 Fo  Ft từ đây suy ra: 1 2F  Ft 1 2  1380  1212,1 f '  ln o  ln  0,37  2Fo  Ft 2,56 2  1380  1212,1 Hệ số ma sát nhỏ nhất để bộ truyền không bị trƣợt trơn (giả sử góc biên dạng bánh đai   38o ): fmin  f 'sin   0,37  sin19o  0,12 2 15. Lực tác dụng lên trục:  146,7 Fr  2Fo sin 1  2  1380  sin  2644,28 N 2 2 16. Ứng suất lớn nhất trong dây đai:  max   1   v   u1   o  0,5 t   v   u1 F F 2y  max  o  t   v2 .106  0 E A 2A d1 690 606,05 2  4,8   1200  19,242.106  100  8,6 MPa 230 2  230 250 17. Tuổi thọ đai xác định theo công thức (4.37) [2]  m 8  r   9  7 7   10  8,6  10  max     Lh    327,13 giờ 2  3600i 2  3600  6,108 GVHD: TS Bùi Trọng Hiếu – SVTH: Tống Công Danh – G1000403 Trang 8 Trường ĐH Bách Khoa TP.HCM Bài tập lớn Chi tiết máy PHẦN 3: Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ 1. Thời gian làm việc tính theo giờ: 16 300 Lh  Kng  24  Kn  365  L   24   365  4  19200 h 24 365 2. Chọn vật liệu cho hai bánh nhỏ và bánh lớn (theo bảng 6.1 [1]) a. Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241…285 có  b1  850 MPa,  ch1  580 MPa; b. Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192…240 có  b 2  750 MPa,  ch 2  450 MPa; 3. Xác định ứng suất cho phép: Theo bảng 6.2 [1] với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180…350,  Ho lim  2HB  70 ; SH = 1,1;  Fo lim  1,8HB ; SF = 1,75. Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 245; độ rắn bánh lớn HB2 = 230, khi đó  Ho lim1  2HB1  70  2  245  70  560 MPa  Fo lim1  1,8HB1  1,8  245  441 MPa  Ho lim 2  2HB2  70  2  230  70  530 MPa  Fo lim 2  1,8HB2  1,8  230  414 MPa 2,4 Theo (6.5) [1] N Ho  30H HB , do đó: N Ho1  30  2452,4  1,6.107 N Ho2  30  2302,4  1,4.107 Theo (6.7) [1]: 3 N HE  T   60c  i  niti  Tmax  N HE 2  T  60cn  Ln  ti   i  u  Tmax  3 ti t i  60  1  500 45 44  19200  13   0,83    1,41.108 > NHo2 do đó KHL2 = 1 3,1 89 89   Suy ra NHE1 > NHo1 do đó KHL1 = 1. Nhƣ vậy theo (6.1a) [1], sơ bộ xác định đƣợc:  Ho lim  K HL  H   SH   H 1   560  1  509,1 MPa 1,1 GVHD: TS Bùi Trọng Hiếu – SVTH: Tống Công Danh – G1000403 Trang 9 Trường ĐH Bách Khoa TP.HCM Bài tập lớn Chi tiết máy 530  1  481,8 MPa 1,1 Theo (6.12) [1], ta có:      509,1  481,8  H    H 1   H 2    495,45MPa  1,25  H 2  2 2 Theo (6.7) [1]:  H 2   6  T  N FE  60c  i  niti  Tmax   60  1  500 45 44  N FE 2  19200  16   0,86    1,18.108 3,1 89 89   8 6 Vì NFE2 = 1,18.10 > NFO = 4.10 do đó KFL2 = 1, tƣơng tự KFL1 = 1. Do đó theo (6.2a) [1] với bộ truyền quay 1 chiều KFC = 1, ta đƣợc: 441  1  1  F1    252 MPa 1,75 414  1  1  F 2    236,6 MPa 1,75 Ứng suất quá tải cho phép: Theo (6.10) và (6.11):  H   2,8 ch 2  2,8  450  1260 MPa max  F1   0,8 ch1  0,8  580  464 MPa max  F 2   0,8 ch 2  0,8  450  360 MPa max 4. Xác định sơ bộ khoảng cách trục: Theo (6.15a) [1]: aw  Ka  u  1 3 T1K H  2  H  u ba  43  3,1  1 3 418863  1,02  217,26 495,452  3,1  0,3 mm trong đó theo bảng 6.6 [1], chọn  ba  0,3 ; với răng nghiêng Ka = 43 (bảng 6.5 [1]); theo (6.16) [1]:  bd  0,5 ba  u  1  0,5  0,3   3,1  1  0,615 , do đó theo bảng 6.7 [1], KH   1,02 (sơ đồ 6); Lấy aw = 250mm theo tiêu chuẩn 5. Xác định thông số ăn khớp Theo (6.17) [1]: m   0,01  0,02  aw   0,01  0,02   250  2,5  5 mm Theo bảng 6.8 [1], chọn môđun pháp mn = 4 mm. Chọn sơ bộ   10o , do đó cos   0,9848 , theo (6.31) [1] số răng bánh nhỏ: GVHD: TS Bùi Trọng Hiếu – SVTH: Tống Công Danh – G1000403 Trang 10 Trường ĐH Bách Khoa TP.HCM z1  2aw cos  mn  u  1  Bài tập lớn Chi tiết máy 2  250  0,9848  30,02 4  3,1  1 Lấy z1 = 30 răng. Số răng bánh lớn: z2  uz1  3,1 30  93 . Lấy z2 = 93 răng. Do đó tỉ số truyền thực sẽ là um  cos   mn  z1  z2  2aw  93  3,1 30 4   30  93 2  250  0,984 suy ra:   10,263o  10o15'47'' 6. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: Theo (6.33) [1], ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:  H  Z M Z H Z 2T1K H  u  1 bwudw2 - Theo bảng 6.5 [1], ZM = 274MPa1/3; - Theo (6.35) [1]: tan  b  cos t tan   cos  20,299  tan 10,263   b  arctan  cos  20,299  tan 10,263   9,638o  tan với  t   tw  arctan   cos  Do đó theo (6.34) [1]: ZH    tan20    arctan    20,299 0,984    2cos  9,638 2cos  b   1,741 sin2 tw sin  2  20,299  - Theo (6.37) [1]: b sin  0,3  250  sin 10,263   w   1,063  mn 4 do đó theo (6.38) [1], Z  1/   1/ 1,711  0,764 trong đó theo (6.38b) [1]:   1 1    1 1    1,88  3,2     cos   1,88  3,2      0,984  1,711  30 93      z1 z2   - Đƣờng kính vòng lăn bánh nhỏ: 2aw 2  250 dw1    121,95 mm um  1 3,1  1 - Theo (6.40) [1]: GVHD: TS Bùi Trọng Hiếu – SVTH: Tống Công Danh – G1000403 Trang 11 Trường ĐH Bách Khoa TP.HCM  dw1n1 Bài tập lớn Chi tiết máy   121,95  500  3,19 m/s 60000 60000 Với v = 3,19 m/s theo bảng 6.13 [1] dùng cấp chính xác 9. Theo bảng 6.14 [1] với cấp chính xác 9 và v = 3,19 m/s, KH  1,14 v  Theo (6.42) [1],  H   H go v aw / u  0,002  82  3,18 250 / 3,1  4,698 trong đó theo bảng 6.15 [1],  H  0,002 , theo bảng 6.16 [1], go = 82. Do đó, theo (6.41) [1]:  bd 4,698  75  121,95 KHv  1  H w w1  1   1,04 2T1KH  K H 2  418863  1,02  1,14 Theo (6.39) [1]: KH  KH  KH KHv  1,02  1,14  1,04  1,2 Thay các giá trị vừa tính đƣợc vào (6.33) [1], ta đƣợc:  H  Z M Z H Z 2T1K H  u  1 bwudw2  H  274  1,741  0,764 2  418863  1,2   3,1  1  397,9 MPa 75  3,1  121,952 - Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép: Theo (6.1) [1] với v = 3,19 m/s < 5 m/s, Zv = 1; với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra  2,5...1,25 m , do đó ZR = 0,95; với da < 700mm, KxH = 1; do đó theo (6,1) và (6.1a) [1]:  H    H  Zv Z R K xH  495,45  1 0,95  1  470,68 MPa Nhƣ vậy:  H   H  , do đó khoảng cách trục aw = 250mm thỏa. 7. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. Theo (6.43) [1]: 2T K Y Y Y  F1  1 F   F1 bw dw1m Theo bảng 6.7 [1], KF  1,05 ; theo bảng 6.14 [1] với v < 2,5 m/s và cấp chính xác 9, KF  1,38 ; theo (6.47) [1]:  F   F go v aw / u  0,006  82  3,19 250 / 3,1  14,09 trong đó theo bảng 6.15 [1];  F  0,006 , theo bảng 6.16 [1], go = 82. Do đó theo (6.46) [1]:  bd 14,09  75  121,95 KFv  1  F w w1  1   1,1 2T1KF K F 2  418863  1,05  1,38 GVHD: TS Bùi Trọng Hiếu – SVTH: Tống Công Danh – G1000403 Trang 12 Trường ĐH Bách Khoa TP.HCM Bài tập lớn Chi tiết máy Do đó KF  KF KF KFv  1,05  1,38  1,1  1,59 - Với   1,711 , Y  1/   1/ 1,711  0,584 - Với   10,263o , Y  1  10,263  0,927 140 - Số răng tƣơng đƣơng: z1 30 zv1    31 3 cos  0,9843 z2 93 zv 2    98 3 cos  0,9843 Theo bảng 6.18 [1], ta đƣợc YF1 = 3,79; YF2 = 3,60 Với mn = 4mm, YS = 1,08 – 0,0695ln(4) = 0,984; YR = 1 (bánh răng phay); KxF = 1 (da < 400mm), do đó theo (6.2) và (6.2a) [1]:  F1    F1  YRYS K xF  252  1 0,984  1  247,97 MPa Tƣơng tự tính đƣợc  F 2   232,81MPa Thay các giá trị vừa tính đƣợc vào công thức trên: 2  418863  1,59  0,584  0,927  3,79  F1   74,7 MPa 75  121,95  4  F1  74,7MPa   F1   247,97MPa  F1YF 2 74,7  3,6  70,96 MPa <  F 2  = 232,81 MPa YF1 3,79 8. Kiểm nghiệm răng về quá tải: Theo (6.48) [1] với Kqt = Tmax/T = 1  F2    H 1max   H Kqt  397,9 1  397,9 MPa <  H  max  1260 MPa; Theo (6.49) [1]:  F1max   F1Kqt  74,7  1  74,7 MPa <  F1  max  464 MPa  F 2 max   F 2 Kqt  70,96  1  70,96 MPa <  F 2  max  360 MPa 9. Theo các công thức trong bảng 6.11 [1], tính đƣợc: - Đƣờng kính vòng chia: d1 = 121,95mm ; d2 = 378,05mm - Đƣờng kính đỉnh răng: da1 = 129,95mm ; da2 = 386,05mm - Đƣờng kính đáy răng: df1 = 111,95mm; df2 = 368,05mm 10. Bảng thông số và kích thƣớc bộ truyền: GVHD: TS Bùi Trọng Hiếu – SVTH: Tống Công Danh – G1000403 Trang 13 Trường ĐH Bách Khoa TP.HCM Bài tập lớn Chi tiết máy Thông số Khoảng cách trục Môđun pháp Chiều rộng vành răng Tỉ số truyền Kí hiệu và giá trị aw = 250mm m = 4mm bw = 75mm um = 3,1 Góc nghiêng của răng Số răng bánh răng Hệ số dịch chỉnh   10o15'47'' Đƣờng kính vòng chia Đƣờng kính đỉnh răng Đƣờng kính đáy răng z1 = 30; z2 = 93 x1 = 0; x2 = 0 d1 = 121,95mm; d2 = 378,05mm da1 = 129,95mm; da2 = 386,05mm df1 = 111,95mm; df2 = 368,05mm PHẦN 4: Thiết kế 2 trục trong hộp giảm tốc  Thông số tính toán, lấy ở phần I: Thông số/Trục Động cơ Công suất (kW) 23,32 Tỉ số truyền 2,94 Moment xoắn (Nmm) 151500,7 Số vòng quay (vòng/phút) 1470 Trục I 21,93 418863 500 Trục II 20,84 3,1 1233862,4 161,3 1. Thông số ban đầu: a. Trục I: i. Momen xoắn: T1 = 418863 Nmm ii. Đƣờng kính vòng chia: d1 =121,95 mm GVHD: TS Bùi Trọng Hiếu – SVTH: Tống Công Danh – G1000403 Trang 14 Trường ĐH Bách Khoa TP.HCM Bài tập lớn Chi tiết máy b. Trục II: i. Momen xoắn: T2 = 1233862,4 Nmm ii. Đƣờng kính vòng chia: d2 = 378,05 mm 2. Các lực tác dụng lên trục:  Các lực tác dụng lên các trục nhƣ hình: Ft  1212,1 N Ft1  Ft 2  2T1 2  418863   6869,4 N d1 121,95 tan  tan20o Fr1  Fr 2  Ft1  6869,4   2540,9 N cos  0,984 Fa1  Fa 2  Ft1 tan   6869,4  tan 10,263  1243,8 N Lực tác dụng lên khớp nối đàn hồi. Chọn nối trục đàn hồi. Bộ phận công tác là xích tải nên chọn k = 1,5 (bảng 16-1 [3]) Momen xoắn tính Tt  T2k  1233862,4  1,5  1850793,6 Nmm Ta dùng nối trục bằng vòng đàn hồi vì thế dựa vào bảng 16-10a (trang 68 tài liệu [3]) chọn [T] = 2000 Nm, ta tra đƣợc D0 = 200 mm. Lực vòng tác dụng lên vòng trục đàn hồi: GVHD: TS Bùi Trọng Hiếu – SVTH: Tống Công Danh – G1000403 Trang 15 Trường ĐH Bách Khoa TP.HCM Bài tập lớn Chi tiết máy 2T2 2  1233862,4   12338,6 N D0 200 Lực hƣớng tâm do nối trục vòng đàn hồi tác dụng lên trục: Fr   0,2...0,3 Ftk  0,25  12338,6  3084,7 N Ftk  Fr ngƣợc chiều với lực vòng Ft trên bánh răng 3. Chọn vật liệu chế tạo là thép C45 thƣờng hóa hoặc tôi cải thiện. Các thông số: Giới hạn bền:  b  700 MPa  F   65 MPa Ứng suất xoắn cho phép:    15  30 MPa (nên lấy trị số nhỏ đối với trục vào của hộp giảm tốc, trị số lớn – trục ra) Chọn sơ bộ ứng suất xoắn cho phép:    15 MPa TRỤC I 4. Chọn sơ bộ đƣờng kính trục: T1 418863 d1  3 3  51,88 mm 0,2  15 0,2   Chọn d1 = 55mm theo tiêu chuẩn 5. Chọn kích thƣớc dọc trục (công thức 10.5 [2]): l  l1  2 x  w Trong đó l1 = b1 = 75mm (kết quả tính bộ truyền bánh răng) x = 10 – khe hở giữa bánh răng và thành trong hộp giảm tốc Với T1 = 418863 Nmm, tra bảng 10.2 [2] với w  45  85 mm khi T  400.103  600.103 Nmm. Chọn w = 50mm. Suy ra: l = 75 + 2.10 + 50 = 145mm Khoảng cách f chọn trong bảng 10.2 [2], f không nhỏ hơn 80  115 mm, ta chọn f = 115mm 6. Quy các lực về dầm sức bền: GVHD: TS Bùi Trọng Hiếu – SVTH: Tống Công Danh – G1000403 Trang 16 Trường ĐH Bách Khoa TP.HCM Bài tập lớn Chi tiết máy 7. Các lực và momen tác dụng lên trục I: Ft1 = 6869,4 N Fr1 = 2540,9 N Fa1 = 1243,8 N Ft = 1212,1 N T1 = 418863 Nmm d 121,95 M1 = Fa1  1  1243,8   75840, 7 Nmm 2 2 8. Tìm các phản lực liên kết RAy, RAx, RCy và RCx  Xét trong mặt phẳng yOz: - Tổng momen tại A theo phƣơng x bằng 0 MxA   M1  Fr1  72,5  RCy  145  0 M1  Fr1  72,5 75840,7  2540,9  72,5   1793,5 N 145 145 - Tổng lực theo phƣơng y bằng 0:  Fy   RAy  Fr1  RCy  0 RCy  RAy  Fr1  RCy  2540,9  1793,5  747,4 N Xét trong mặt phẳng xOz: - Tổng momen tại A theo phƣơng y bằng 0: MyA  Ft1  72,5  RCx  145  Ft  260  0  Ft1  72,5  Ft  260 6869,4  72,5  1212,1  260   1261,3 N 145 145 - Tổng lực theo phƣơng x bằng 0:  Fx   RAx  Ft1  RCx  Ft  0 RCx  RAx  Ft1  RCx  Ft  6869,4  1261,3  1212,1  4396 N Vậy: RAy = 747,4N; RAx = 4396N; RCy = 1793,5N; RCx = 1261,3N GVHD: TS Bùi Trọng Hiếu – SVTH: Tống Công Danh – G1000403 Trang 17 Trường ĐH Bách Khoa TP.HCM Bài tập lớn Chi tiết máy 9. Biểu đồ momen uốn, xoắn  Biểu đồ momen uốn Mx:  Biểu đồ momen uốn My:  Biểu đồ momen xoắn: GVHD: TS Bùi Trọng Hiếu – SVTH: Tống Công Danh – G1000403 Trang 18 Trường ĐH Bách Khoa TP.HCM Bài tập lớn Chi tiết máy 10. Tính các momen tƣơng đƣơng tại các tiết diện A, B, C và D  Tại A: MtdA      M xA 2  MyA 2    0,75 T A 2 0  Tại B: MtdB  M   M  B x 2 B y 2    0,75 T B 2  130027,22  3187102  0,75 418863  500067,8 Nmm 2  Tại C: MtdC  M   M  C x 2 C y 2    0,75 T C 2  0  139391,52  0,75  418863  388606,03 Nmm 2  Tại D: MtdD      M xD 2  MyD 2    0,75 T D 2  0  0  0,75  418863  362746 Nmm 2 Suy ra, tiết diện nguy hiểm là tại B. 11. Xác định đƣờng kính trục tại tiết diện nguy hiểm: MtdB 500067,8 dB  3 3  42,53 mm 0,1  65 0,1   Vì tại B có lắp bánh răng nên dB tăng thêm 5%, vậy ta chọn đƣờng kính trục sao cho dB  44,66 mm. Theo tiêu chuẩn ta chọn dB = 50mm 12. Phác thảo sơ đồ trục I: 13. Kiểm tra tại tiết diện lắp ổ lăn: Momen tƣơng đƣơng tại tiết diện lắp ổ lăn: GVHD: TS Bùi Trọng Hiếu – SVTH: Tống Công Danh – G1000403 Trang 19 Trường ĐH Bách Khoa TP.HCM Bài tập lớn Chi tiết máy MtdC  388606,03 Nmm MtdC 388606,03 dC  3 3  39,10 mm 0,1  65 0,1   Đƣờng kính trục lắp ổ lăn tại A chọn giống nhƣ tại tiết diện tại C. Nhƣ vậy, đƣờng kính trục ta vừa chọn để lắp ổ lăn đã thỏa điều kiện. 14. Kiểm tra tại tiết diện lắp bánh đai: MtdD  362746 Nmm MtdD 362746 dD  3 3  38,21 mm 0,1  65 0,1   Nhƣ vậy, đƣờng kính trục ta vừa chọn để lắp bánh đai đã thỏa điều kiện. 15. Thiết kế then lắp trên trục: Khi thiết kế thƣờng dựa vào đƣờng kính trục để chọn kích thƣớc và tiết diện then:  Dựa vào đƣờng kính trục ta chọn then bằng tại vị trí lắp bánh răng (dựa vào bảng 9.1a [1]) Đƣờng kính trục: d = 50mm Kích thƣớc tiết diện then: b = 14mm; h = 9mm Chiều sâu rãnh then: trên trục t1 = 5,5mm; trên lỗ t2 = 3,8mm Bán kính góc lƣợn rãnh then r: nhỏ nhất 0,25mm; lớn nhất 0,4mm  Dựa vào đƣờng kính trục ta chọn then bằng tại vị trí lắp bánh đai (dựa vào bảng 9.1a [1]) Đƣờng kính trục: d = 40mm Kích thƣớc tiết diện then: b = 12mm; h = 8mm Chiều sâu rãnh then: trên trục t1 = 5mm; trên lỗ t2 = 3,3mm Bán kính góc lƣợn rãnh then r: nhỏ nhất 0,25mm; lớn nhất 0,4mm. TRỤC II 16. Chọn vật liệu chế tạo trục là thép C45 thƣờng hóa có  b  800 MPa,  F   75 MPa. Chọn sơ bộ ứng suất xoắn cho phép    30 MPa. 17. Xác định đƣờng kính sơ bộ trục: Theo công thức: d2  3 T2 1233862,4 3  59,03 mm 0,2  30 0,2    Chọn theo tiêu chuẩn: d2 = 60mm 18. Khoảng cách giữa các ổ trên bánh răng: l  l2  2 x  w Trong đó l2 = bw = 75mm (kết quả tính bộ truyền bánh răng) x = 10 – khe hở giữa bánh răng và thành trong hộp giảm tốc GVHD: TS Bùi Trọng Hiếu – SVTH: Tống Công Danh – G1000403 Trang 20