BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY

BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY

ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI BÀI LÀM BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY

BÀI 1: Tính toán bộ truyền đai truyền từ động cơ đến hộp giảm tốc

máy tiện.

I Chọn loại đai và tiết diện đai.

1 Chọn loại đai

Đai thang hẹp (đai sợi tổng hợp) tỉ số giữa chiều rộng tính toán b t đo theo lớp trung hòa và chiều cao h của tiết diện hình thang b t 1,05 1,1

2 Tiết diện đai

Do công suất N = 4,4 kW, n1 = 1200 vòng/ph nên tra bảng ta chọn loại đai YA:

Kích thước tiết diện: bt = 11, b = 13, h =10, y0 = 2,8

Diện tích tiết diện A = 81 mm2

Đường kính bánh đai nhỏ d1 = 100 – 200 (mm)

Chiều dài giới hạn l= 560 – 4000 (mm)

II Xác định các thông số bộ truyền

1 Đường kính bánh đai nhỏ d 1 :

Ta chọn d1 = 140 mm

Vận tốc đai: 1 1

6.10

d n

Đường kính bánh đai lớn: 1

2

140.4,5

639,6

d u d



  mm với ε=0,015

Vậy chọn d2 theo tiêu chuẩn: d2 = 630 mm

Tính lại tỉ số truyền 2

1

630

4,569 (1- ) 140(1- 0,015)

d u

Suy ra sai lệch: - 4,5 - 4,569 1,5% 5%

4,5

u u u

u



2 Khoảng cách trục a:

Với u = 4,5, lấy

2

0,925

a

d   a = 0,925d2 = 683 mm Khoảng cách trục

a thỏa mãn: 0,55(d1 + d2) + h  a 2(d1 + d2)

3 Chiều dài đai l :

2

1 2

1 2

( - )

d d

a



     mm Chọn l theo tiêu chuẩn: l=

2500 mm

Kiểm nghiệm về tuổi thọ của đai: 1 1 -3

.6.10

d n v

i



    (thỏa mãn)

4 Góc ôm α 1 trên bánh đai nhỏ:

0

57

a

    (thỏa mãn) ( Đai sợi tổng hợp α 120  0)

III Xác định số đai

Số đai z: z Pk 1 d

P

Trong đó:

Công suất cho phép   1 1

0

9550

l

T n

P  P c c  Với clà hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α 1, c  0,887, c  l 1 Chọn P0 = 3,4 (với vđai = 8,8m/

s và d 1 = 140mm); ΔTT 1là số gia mômen xoắn (N.m), với u = 4,5 > 2,40

ta chọn ΔTT 1= 4,2 (loại đai YA)

Suy ra:   (3, 4.0,887.1 4, 2.1200) 3,54

9550

Vậy zPk 1P d 4, 4.1, 23,54 1, 49 Chọn số đai: z 2 (đai)

Từ đó ta có:

Chiều rộng bánh đai: B (z 1)t 2e Tra bảng ta có t =15, e = 10 Suy ra B = 35mm

Đường kính ngoài của bánh đai :

d a  d 2h0

Tra bảng ta có h0 = 3 Vậy :

Bánh đai 1 : d a1 d1  2h0  146 mm

Bánh đai 2 : d a2 d2  2h0  636 mm

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

1 Lực căng trên 1 đai :

1

0

780.

.

d v

Pk

v c z

  Trong đó:

F v là lực căng do lực li tâm gây ra, do trục điều chỉnh được nên F v

= 0

v là vận tốc vòng, v 8,8 /m s

P 1 = 4,4kW

Suy ra 0

780.4, 4.1, 2

0 264 8,8.0,887.2

2 Lực tác dụng lên trục:

0

139

r

BÀI 2 Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng làm việc trong hộp giảm tốc 1 cấp

I Chọn vật liệu

Vật liệu làm bánh răng nhỏ là thép C50 tương ứng với thép 50 Liên

Xô, tôi cải thiện có độ rắn 240HB, gới hạn bền  b 640MPa, giới hạn chảy ch  380MPa

Vật liệu làm bánh răng lớn là thép C45 tương ứng với thép 45 Liên Xô, thường hóa, độ rắn 200HB, giới hạn bền  b 600MPa, giới hạn chảy

340

  , phôi rèn

II Ứng suất cho phép

1 Ứng suất tiếp xúc cho phép

Số chu kì chịu tải tương đương NHE2 của bánh lớn:

3 2

max

T

T

Dựa vào số liệu bài ra và sơ đồ tải trọng, ta có:

3 1

2

i

n

 



Số chu kì cơ sở NHO của thép C45 thường hóa chế tạo bánh lớn là

10.106

Vậy NHE2 > NHO Do đó KHL2 = 1

Số chu kì chịu tải tương đương của bánh nhỏ lớn hơn số chu kì chịu tải tương đương bánh lớn u lần nên:

NHE1 = u.NHE2 = 2.14,3.107 = 28,6.107

Tra bảng với độ rắn bề mặt bánh răng nhỏ 240HB có thể lấy NHO = 16.106 Đối với bánh răng nhỏ NHE1 > NHO1 và KHL1 = 1 , nên

0

lim1 lim1

lim 2 lim2

Giới hạn bền mỏi tiếp xúc:

Hlim  2HB 70

Chọn rắn bánh nhỏ HB1 = 240, bánh lớn HB2 = 200, ta có:

Hlim1  2.240 70 550   MPa

Hlim 2  2.200 70 470   MPa

Ứng suất tiếp xúc cho phép của mỗi bánh răng tính theo công thức :

  Hlim

H

Z Z K K S



Bánh nhỏ: 1

550 500 1,1



Bánh lớn: 2

470 427 1,1



Suy ra ứng suất tiếp xúc cho phép của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng là:

H  H2  427MPa

2 Ứng suất uốn cho phép

Số chu kì chịu tải tương đương của bánh lớn:

max

i

T

T

=11,8.107 > NFO = 4.106

Số chu kì chịu tải tương đương của bánh nhỏ NFE1 = u.NFE2 > NFO Do đó KFL = 1 đối với cả 2 bánh răng

Mặt khác do bộ truyền quay một chiều nên KFC = 1 Ta có:

Giới hạn bền mỏi uốn:

0

lim lim

Hay: 0

0

Ứng suất mỏi uốn cho phép:

  Flim

F

Y Y K S



Hệ số an toàn SF = 1,7 (phôi rèn thường hóa hoặc tôi cải thiện)

Hệ số KxF = 1 (đường kính các răng dưới 400mm)

Hệ số YR = 1

Hệ số YS = 1,08 - 0,16lg(m) = 1,03 (môđun m = 2)

Suy ra :

Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ :  1

1, 03

1, 7

Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn :  2

1, 03

1, 7

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải :

Bánh răng nhỏ : H1 max  2,8 ch  2,8.380 1064  MPa

Bánh răng lớn : H2 max  2,8 ch  2,8.340 952  MPa

Ứng suất uốn cho phép khi quá tải :

Bánh răng nhỏ : F1max  2, 2HB1  2, 2.240 528  MPa

Bánh răng lớn : F2max  2, 2HB2  2, 2.200 440  MPa

III Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền

1 Khoảng cách trục a ω

1

3 2

H a

T k

u





Ka = 49,5 (MPa)1/3 ( tra bảng đối với bánh răng thẳng làm bằng thép )

Tỉ số truyền u = 2

Mômen xoắn trên trục bánh chủ động T1 :

6 1 6

1

1

5,5

516

P

n

Tra bảng ta có : H  427MPa, ba b 0, 4

a





   với b ωlà chiều rộng vành răng, k =1,01 Hβ (tra bảng với ψ =0,4 ba )

2

101793.1,01

427 2.0, 4

a    mm Chọn a = ω 132 mm

2 Đường kính vòng lăn bánh nhỏ

 

1 3

.

.

H d

u









Trong đó :

Kd = 77 (MPa)1/3, tra bảng đối với răng thẳng bằng thép, k Hβ= 1,01 T1 = 101793 N.mm, σ H= 427 MPa

bd  0,53 ba(u  1) 0,53.0, 4.(2 1) 0,636  

Suy ra :

3

101793.1,01.(2 1)

427 2.0, 636

IV Xác định các thông số ăn khớp

1 Xác định môđun

m (0,01: 0,02)a  (0,01: 0,02).132 1,32 : 2,64 

Chọn m = 2,5

2 Xác định số răng

1    

35

a Z

m u



Với Z1= 35 suy ra Z2 = u.Z1 = 2.35 = 70 (răng)

Số răng tổng Zt = Z1+Z2 = 105 (răng)

Tính lại khoảng cách trục :

2,5.105 131, 25

t mZ

Ta chọn a =132 ω mm , khi đó ta dùng dịch chỉnh :

Hệ số dịch tâm : 1 2

132

2,5

a

m



Hệ số 1000 1000.0,3 2,857

105

y

t

y k

Z

   , theo đó ta tra được k  x 0,054

Hệ số giảm đỉnh răng : . 0,054.105 0,00567

x t

k Z y

Tổng hệ số dịch chỉnh : x t    y y 0,3 0,00567 0,30567  

Do đó hệ số dịch chỉnh của bánh răng 1 là :

 2 1

1

35.0,3

105

t

t

Z



Và x2  x t x1  0,30567 0,103 0, 203  

Góc ăn khớp : os 105.2,5 os200 0,9344

2.132

t

c

c    Do đó t 20 52 0 

3 Các kích thước của các bánh răng

Đường kính vòng chia :

d1 mZ1  2,5.35 87,5  mm

d2 mZ2  2,5.70 175  mm

Chiều rộng vành răng :

b  d.d1  0,636.85 54  mm

V Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng :

  1

1

H

H



ZM = 275 (MPa)1/3 (hệ số kể đến cơ tính vật liệu)

ZH = 1,76 (tra bảng đối với răng trụ răng thẳng)

Ta có 1, 6 4 4 1,6 0,894



d1  85 mm, T1=101793 N.mm

K H K H.K Hv với K H=1,01 và 1

1

1 2

H Hv

v b d K

T K K

 

 

0

a

u





 Tra bảng ta có : H = 0,004 ; g0= 47 ; 1 1 2,3

6000

d n

Suy ra : 0,004.47.2,3. 132 351

2

H

2.101793.1,01

Hv

 K H  1,089

Từ đó ta được :

 

275.1,76.0,894 2.101793.1,089.(2 1)

VI Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng :

1

2

T

Y K K

 

1

F

F

Y Y

Trong đó :

Y F1,Y F2 là các hệ số dạng răng, tra bảng ta có : Y F1= 3,68 ; Y F2= 3,55

K F  1,05 (hệ số tập trung tải trọng)

K Fv là hệ số tải trọng động, 1

1

1 2

F Fv

F

v b d K

T K

 



  Với v F F g v0 a

u







Tra bảng ta có : F= 0,011 ; g0 = 47 Suy ra

132

2

F

Do đó 1 9,66.54.85 1, 21

2.101793.1,05

Fv

2.101793

54.85.2,5

3,55

3,68

VII Kiểm nghiệm răng về quá tải

Để tránh hiện tượng biến dạng dư và gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp

( H m) ax  H K qt H m ax Trong đó hệ số quá tải max

qt

T K

T



Suy ra ( H m) ax  399,5 1, 45 481,1  MPaH m2 ax  952MPa

Để phòng biến dạng dư hoặc hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất uốn cực đại ( F m) ax tại mặt lượn chân răng không vượt quá một giá trị cho phép :

( F m) ax  F K qt F m ax

Ta có :

( F1 )max  82,95.1, 45 120,3  MPaF1max  528MPa (thỏa mãn)

( F2 )max  80,02.1, 45 116,1  MPaF2max  440MPa (thỏa mãn)

VIII Xác định các kích thước của bộ truyền bánh răng

Vì tính toán kiểm nghiệm các điều kiện bền của bánh răng đều thỏa mãn nên ta có được các kích thước và thông số của bộ truyền bánh răng như sau :

1 Khoảng cách trục : a  132mm

2 Mô đun : m 2,5 mm

3 Chiều rộng vành răng : b  54 mm

4 Tỉ số truyền : u 2

5 Số răng của bánh răng : Z 1 35 ; Z 2 70

6 Hệ số dịch chỉnh : x 1 0,103mm ; x 2 0, 203mm

7 Đường kính chia : d 1 87,5mm ; d 2 175mm

8 Đường kính đỉnh răng:

d a1 d1  2(1 x1  y m)  87,5 2(1 0,103 0,00567).2,5 93     mm

d a2 d2  2(1 x2  y m)  175 2(1 0, 203 0,00567).2,5 181     mm

9 Đường kính đáy răng:

d f1 d1  (2,5 2 )  x m1  87,5 (2,5 2.0,103).2,5 81,8    mm

d f2 d2  (2,5 2 )  x m2  175 (2,5 2.0, 203).2,5 169,8    mm

10 Đường kính cơ sở:

b

b