Vi du BTL co hoc may 2014

bài tập lớn cơ học máy năm 2014 trường đại học bách khoa thành phố hồ chí minh thầy tùng dành cho sinh viên ngành công nghệ vật liệu trường đại học bách khoa trường đại học bách khoa thành phố hồ chí minh

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP HCM

Khoa Cơ Khí

Bộ môn THIẾT KẾ MÁY

BÀI TẬP LỚN Môn CƠ HỌC MÁY

Thời gian phục vụ, L (năm) : 3

Quay một chiều, làm việc một ca, tải va đập nhẹ

(1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)

Sai số vòng quay trục máy công tác so với yêu cầu   5 %

Ứng suất mỏi tiếp xúc của vật liệu chế tạo 2 bánh răng   H 480MPa

Ứng suất mỏi uốn của vật liệu chế tạo 2 bánh răng   F 240MPa

Ứng suất mỏi uốn của vật liệu chế tạo trục   1F 50MPa

Độ rắn của vật liệu chế tạo bánh răng HB=220

Bộ truyền đai thang (số 2) đặt nằm ngang

- Trong các chương sau có sử dụng các tài liệu tham khảo sau:

[1] Cơ sở thiết kế máy - Nguyễn Hữu Lộc

[2] Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1 – Trịnh Chất

[3] Động cơ điện Việt Nam Hungary

Tài liệu tham khảo có thể download từ trang E learning

1000 5 2000 1000

c

13 110

5 10 6 10

Ghi chú: nếu có nhiều loại động cơ để lựa chọn thì nên ưu tiên loại động cơ có ndc  1500v/ph

vì đây là loại động cơ phổ biến nhất trên thị trường

1.2 Phân phối tỉ số truyền :

* Tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống

8 209

d

n

n u





 

d br

u

u u

Công suất trên trục dẫn xích tải

05 10

T  9 55  106

Chương 2

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG

2.1 Thông số ban đầu khi thiết kế bộ truyền đai thang

Theo bảng số liệu từ chương 1

* Thông số đầu vào : P1 = 10.74 kW; n1 = 1460 v/ph; T1 = 70251 Nmm; u = 2

* Theo hình 4.22 tài liệu [1] => ta chọn đai thang loại B

* Theo bảng 4.3 tài liệu [1] ta có bp = 14 mm; bo = 17 mm; h = 10.5 mm; y0 = 4 mm; A = 138

=> chọn d2 theo tiêu chuẩn : d2 = 355 mm

2.2.4 Chọn sơ bộ khoảng cách trục a (trang 153 tài liệu [1])

vì u d 2nên chọn khỏang cách trục sơ bộ a = 1,2d2 = 426 mm

2.2.5 Kiểm tra điều kiện khỏang cách trục

305 1070

5 10 ) 355 180 ( 55 , 0 ) 355 180 ( 2 )

( 55 , 0 )

(

2 d1d2 a d1d2 h  a    a

=> a sơ bộ thoả điều kiện

2.2.6 Tính chiều dài đai L theo a sơ bộ :

mm a

d d d d

a

426 4

) 180 355 ( 2

) 355 180 ( 426 2 4

) ( 2

) (

2

2 2

1 2 2

Theo tiêu chuẩn (trang 127 tài liệu [1]), ta chọn L = 1800 (mm)

2.2.7 Kiểm nghiệm số vòng chạy trong 1 giây

 

s

i s L

2

2 1 2 2 1 2 1

d L d

4

2

180 355 8 180 355 2 1800 180

355

2

1800

2 2

2

472

) 180 355 ( 57 180 ) (

 1 > 1200 => d2, d1, a thỏa điều kiện cho phép

2.2.10 Tính số đai Z :

v r z L

C L (trang 152 tài liệu [1])

+ Cz = 0.9 ( giả sử Z = 4 ~ 6 ) (trang 152 tài liệu [1])

+ Cr = 0.9 (tải trọng va đập nhẹ) (bảng 4.8 tài liệu [1])

+ C v 10.05(0.01v2 1)10.05(0.0113.7632 1)0.955(trang 151 tài liệu [1])

Số dây đai thang cần thiết

955 , 0 9 , 0 9 , 0 964 , 0 13 , 1 948

,

0

4

74

Chọn Z = 4 (thỏa giả sử Z = 4 ~ 6 khi chọn Cz )

2.2.11 Tính chiều rộng và đường kính ngoài bánh đai (trang 63 tài liệu [2]):

2

159 sin(

828 2 )

Chương 3

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG NGHIÊNG

3.1 Số liệu ban đầu:

Công suất truyền P1 = 10.31 kW Mômen xoắn T1 = 134877 Nm

Số vòng quay trục dẫn n1 = 730 v/ph Tỉ số truyền u = 3.48

Ứng suất cho phép:

Ứng suất mỏi tiếp xúc của vật liệu chế tạo 2 bánh răng   H  480MPa

Ứng suất uốn của vật liệu chế tạo 2 bánh răng   F  240MPa

3.2 Trình tự thiết kế:

3.2.1 Khỏang cách trục a

2 0

u

a

H ba

 (công thức 6.90 tài liệu [1])

Do HB<350 và bánh răng lắp đối xứng nên chọn ba 0.4(bảng 6.15 tài liệu [1])

9 0 2

1 48 3 4 0 2

134877 04

1 1

36 111 32 48

, 209

8 , 209 28 , 207

32 112 2 cos

m n



3.2.7 Bề rộng bánh răng :

4 , 58 146 4

m

49 9 cos

32 2

m

d n 227 , 11

49 9 cos

112 2

d

2 11 , 227 89 , 64

2

2

1   



3.3 Kiểm nghiệm ứng suất

3.3.1 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc:

Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng:

u b

u T K d

Z Z

.

1

1

0

Với: Z M  275 MPa(do vật liệu 2 bánh răng làm bằng thép)

49 9 cos

1

1 1

1 2 3 88 1 cos 1 1 2 3 88

.

2 1

d

10 6

730 89 64 10

6

.

.

4 4

1 5 3 134877 24

1 2 89

64

755 0 752

Vậy 0H  479MPa H 0 480MPa nên bánh răng đủ bền tiếp xúc

(không nên nhỏ hơn 10% và không được lớn hơn 5% so với giá trị ứng suất tiếp xúc cho phép)

3.3.2 Kiểm nghiệm ứng suất uốn:

Hệ số tải trọng tính

2 1 1 13 1 065

1 4

5 9 1 753 1 4

4

5 1

35 , 33 49 , 9 cos

32 cos 3 3

112 cos3 3

2 , 13 47 3 2

49 , 9

T

89 64

b

F Y Y

Y

K

n

t F

F

2 59

4157 877 0 57 0 866 3 2 1

.

Vì 0F1 82MPa F 0 240MPa nên bánh răng đủ bền uốn

3.4 Các thông số của bộ truyền

Bề rộng bánh răng b1 = 63 mm b2 = 59 mm (bề rộng b2 bằng bề rộng tính toán ở trên, bề rộng b1 lớn hơn b2 từ 4-6mm)

3.5 Lực ăn khớp

d

T F

89 64 134877 2

2

1

1 2

20 tan 4157 cos

tan

0

0 1

2

1     





Chương 4:

THIẾT KẾ TRỤC

4.1 Vẽ sơ đồ trục:

Sơ đồ chọn chiều dài các trục

Sơ đồ phân tích lực tác động lên các trục

4.2 Thiết kế trục I:

Ứng suất mõi uốn của vật liệu chế tạo trục [F]-1 = 50 Mpa;

4.2.1 Chọn kích thước chiều dài trục

Bđai = 82 mm ; Bbánhrăng = 63 mm ; Chọn sơ bộ Bổlăn = 20 mm ;

4.2.2 Thay trục bằng dầm sức bền:

Với T1 = 134877 Nm ; Fr = 1628 N ; Ft1 = 4157 N; Fr1 = 1534 N;

Fa1 = 695 N; M a F a d 22550Nmm

2 89 64 695 2

1 1

1    

4.2.3 Tính phản lực gối tựa

Phương trình cân bằng mô men trong mặt phẳng đứng tại gối A

0 130 65 76

M F

130

1534 65 22550 1628 76 130

65

R BX t 2078 , 5

2

4157 130

Biểu đồ mô men trong mặt phẳng ngang My (Nmm)

Biểu đồ mô men xoắn T (Nmm)

4.2.5 Tính mô men tương đương tại tiết diện nguy hiểm

Tiết diện nguy hiểm tại vị trí lắp bánh răng

Nmm T

M

M

M td  X2  Y2 0 75 2  232852 1351032 0 75  1348772  180108

4.2.6 Tính đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm

Ký hiệu tiết diện 1 – 3 là trục 1, tiết diện thứ 3 (từ trái sang phải)

180108 1

4.3.2 Thay trục bằng dầm sức bền

Với T2 = 457471 Nm ; Ft2 = 4157 N; Fr2 = 1534 N;

Fa2 = 695 N; M a F a d 78921Nmm

2 11 227 695 2

2 2

2    

4.3.3 Tính phản lực gối tựa

Phương trình cân bằng mô men trong mặt phẳng đứng tại gối A

0 130 65

65 130

130 4157 65 130

Biểu đồ mô men trong mặt phẳng đứng Mx (Nmm)

Biểu đồ mô men trong mặt phẳng ngang My (Nmm)

Biểu đồ mô men xoắn T (Nmm)

4.3.5 Tính mô men tương đương tại tiết diện nguy hiểm

Tiết diện nguy hiểm tại vị trí lắp bánh răng trụ răng nghiêng

Nmm T

M

M

M td  X2  Y2  0 75 2  893152 1351032 0 75  4574712  428007

4.3.6 Tính đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm

Ký hiệu tiết diện 2–2 là trục 2, tiết diện thứ 2 (từ trái sang phải)

428007 1

C0(kN) 8,03 12,2 18,17 (chú ý: kiểu 36000 có  = 120

, kiểu 46000 có  = 260

, kiểu 66000 có  = 360) Theo bảng 11.3 tài liệu [1] ta có e = 0,68 Lắp kiểu chữ “O”.Lực dọc trục phụ

2555 nên tra bảng 11.3 tài liệu [1]  X = 1; Y = 0

Tải trọng tương đương trên ổ A

Do Q A Q B nên ta tính cho ổ A Do ổ bi nên m 3

Tuổi thọ ổ

36 , 315 10

8 1 300 3 730 60

C0(kN) 9,45 18,1 21,7 37

Giả sử chọn ổ 108 Lập tỉ số 0 , 074

45 , 9

695 , 0

Vậy X=0,56 ; Y=1,6 (nội suy tuyến tính)

Tải trọng tương đương trên ổ A

8 1 300 3 8 209 60 10

.

.

60

6 6

F Y

F

X

Q0A  0 rA 0 a  0 , 6  2491 , 64  0 , 5  695  1843  1 , 84

kN F

Q0A  rA  2 , 49 Chọn Q0Amax = 2,49 kN < C0 =9,45kN Vậy ổ đủ bền tĩnh

Hết Bài tập lớn

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP HCM

Đường kính tang dẫn của băng tải, D (mm): 460

Thời gian phục vụ, L(năm): 3

Quay một chiều, làm việc một ca, tải va đập nhẹ (1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)

Sai số vòng quay trục máy công tác so với yêu cầu   5 %

Ứng suất tiếp xúc của vật liệu chế tạo 2 bánh răng    H 480MPa

Ứng suất uốn của vật liệu chế tạo 2 bánh răng    F 240MPa

Độ rắn của vật liệu chế tạo bánh răng HB=220

Bộ truyền xích (số 4) đặt nằm ngang, bôi trơn định kỳ, đĩa xích điều chỉnh được, khoảng cách trục a 40  pC

1000 5 2000 1000

max     

* Hiệu suất của toàn bộ hệ thống (Bảng 3.3 tài liệu [1]):

902 0 995 0 1 98 0 93 0

* Chọn động cơ : Theo bảng 3.2 tài liệu [1] ta nên chọn u x2  5 và u br 3  5

Vậy tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống uu d.u br2  5  3  5  6  25

Số vòng quay dự kiến của động cơ n dcn m.u 207 6 6  25  1245  5190v/ph Căn cứ theo P ct

, ta chọn loại động cơ điện không đồng bộ 3 pha, loại 3K do nhà máy chế tạo động cơ điện Việt Nam Hungary sản xuất (tài liệu [3]) Có 2 lựa chọn là 3K160S2 Pdc=11KW ndc= 2940v/ph

và 3K160S4 Pdc=11KW ndc=1460v/ph => Ta chọn động cơ 3K160S4, ndc=1460v/ph

1.2 Phân phối tỉ số truyền :

* Tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống 7 03

6 207

n

n u u u

Ta chọn : u x 2  3 52

2

03 7





 

d br

u

u u

Công suất trên trục dẫn xích tải P m  10kW

Công suất trên trục II của HGT P P kW

ol k

m

995 0 1

II

995 0 98 0

05 10

x

I

dc 11 08

93 0

31 10







Bảng số liệu dùng cho thiết kế các bộ truyền cơ khí:

T 9 55  10 6

Chương 2

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH ỐNG CON LĂN

2.1 Thông số ban đầu

Theo bảng số liệu chương 1

 Thông số đầu vào : P1 = 10.31 kW; n1 = 414.8 v/ph; T1 = 237369 Nmm; ux = 2

 Điều kiện làm việc: đặt nằm ngang, bôi trơn định kỳ, đĩa xích điều chỉnh được, khoảng cách trục a 40 p C

2.2 Trình tự thiết kế:

 Chọn xích 1 dãy  Kx =1

 Chọn số răng Z1 29  2u 29  2  2  25răng > Zmin = 11 răng

 Số răng Z2 Z u. 1 2  25  50răng < Zmax = 120 răng

 Hệ số điều kiện sử dụng (trang 180 tài liệu [1])

x

n Z

1 964 0 1 8 1

.

1     



 Tra bảng 5.4 tài liệu [1] chọn bước xích tiêu chuẩn p c  25 4mmcó [P0]=19kW

 Theo bảng 5.2 tài liệu [1], kiểm tra số vòng quay n1 414 , 8 n th 800v/ph

 Vận tốc vòng v Z p c n 4 , 39m/s

10 6

8 , 414 4 , 25 25 10

5 , 25 180

237369 2

25 50 2

25 50 40 2 2

a

c

mắt

 Chọn X=118 mắt

 Tính chính xác lại a

mm

Z Z Z

Z X Z Z X p

33 , 1017 2

25 50 8 2

25 50 118 2

25 50 118 4 , 25 25

,

0

2

8 2

2 25

.

0

2 2

2 1 2

2 1 2 1

8 , 414 25 15

i <[i]=20 s-1 (bảng 5.6 tài liệu [1])

 Lực tác động lên trục (công thức 5.19 tài liệu [1]) F r K m F t  1 , 15  2343  2695N

 Chú ý: do bề rộng đĩa xích thướng rất bé nên phải làm bề rộng moay ơ lớn Thông thường chọn bề rộng maoy ơ l m 0 , 8 ~ 1 , 5dvới d là đường kính trục

(Tính bánh răng, trục, ổ giống bài trên)