10 điểm BTL chi tiết máy

ĐẠI HỌC QUỐC GIA TP.HCM TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA... TÍNH TOÁN THIẾT KẾ .... Tính thiết kế bộ truyền cấp nhanh bánh răng nghiêng ..... Sách Cơ sở thiết kế máy, Nguyễn Hữu Lộc, nhà x

ĐẠI HỌC QUỐC GIA TP.HCM

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA

MỤC LỤC

I ĐỀ BÀI 3

II TÀI LIỆU THAM KHẢO 3

III TÍNH TOÁN THIẾT KẾ 4

Phần 1: Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền 4

Phần 2: Tính toán thiết kế bộ truyền đai thang 5

Phần 3: Tính toán thiết kế bộ truyền cấp nhanh, cấp chậm 8

1 Tính thiết kế bộ truyền cấp nhanh (bánh răng nghiêng) 8

2 Tính thiết kế bộ truyền cấp chậm (bánh răng thẳng) 11

Phần 4: Tính trục 14

1 Trục 2 14

2 Trục 1 17

3 Trục 3 19

Phần 5: Chọn ổ lăn 21

1 Trục 1 21

2 Trục 2 23

3 Trục 3 24

I ĐỀ BÀI

Vận tốc băng tải: Vbt = 285

1000 +0,78 = 1,065 (m/s)

Lực vòng trên băng tải: Fbt = 85 + 450 =535 (N)

Đường kính tang dẫn băng tải: Dbt =400 (mm)

Sách Cơ sở thiết kế máy, Nguyễn Hữu Lộc, nhà xuất bản Đại học Quốc gia

Tp Hồ Chí Minh

Sách Bài tập chi tiết máy, Nguyễn Hữu Lộc, nhà xuất bản Đại học Quốc gia

Tp Hồ Chí Minh

III TÍNH TOÁN THIẾT KẾ

Phần 1: Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền

 Chọn động cơ

Công suất trên trục công tác (tải tĩnh):

Pct = Fbt × vbt

1000 = 0,57 (kW) Công suất cần thiết trên trục động cơ:

P = Pct

ɳđ × ɳbrt × ɳbrn × ɳkn × ɳol3 = 0,66 (kW) Tra bảng chọn động cơ: P = 0,75 (kW)

P3 = Pct

ɳkn × ɳol =

0,570,99 × 0,99= 0,58 (kW)

P2 = P3

ɳbrt× ɳol =

0,580,95 × 0,99= 0,62 (kW)

P1 = P2

ɳbrn × ɳol =

0,620,97 × 0,99= 0,65 (kW)

Pđc = P1

ɳđ × ɳol =

0,650,98 × 0,99 = 0,67 (kW)

T = 9,55 × 106× Pi

niBảng thống kê kết quả:

Trục Động cơ Trục 1 Trục 2 Trục 3 Công tác

Đường kính bánh đai nhỏ: d1 = 1,2dmin = 1,2.70 = 84 mm Theo tiêu chuẩn,

ta chọn d1 = 90 mm

Vận tốc đai: 𝑣1 = 𝜋𝑑1 𝑛1

60000 = 𝜋90.705

60000 = 3,32 𝑚/𝑠 Giả sử ta chọn hệ số trượt tương đối ξ = 0.01 Đường kính bánh đai lớn: d2 = ud1(1- ξ) = 2,128.90(1- 0,01) = 189,60 mm

Theo tiêu chuẩn ta chọn d2 = 180 mm

Tỉ số truyền: 𝑢 = 𝑑2

𝑑1(1− 𝜉) = 180

90(1−0,01) = 2,02

Sai lệch so với giá trị chọn trước 1%

Khoảng cách trục nhỏ nhất:

2(d1 + d2) ≥ a ≥ 0,55(d1 + d2) + h

2(90 + 180) ≥ a ≥ 0,55(90 + 180) + 6

540 ≥ a ≥ 154,5 mm

Ta có thể chọn sơ bộ a = 1,2d2 = 216 mm khi Uđ = 2

Chiều dài tính toán của đai:

Theo bảng 4.3 ta chọn đai có chiều dài L = 900 mm = 0,9 m

Số vòng chạy của đai trong một giây:

𝑖 = 𝑣

𝐿 =

3,320,9 = 3,69 𝑠

−1

[i] = 10-1, do đó điều kiện được thỏa

Tính toán lại khoảng cách trục a:

Giá trị a vãn thỏa mãn giá trị cho phép

Góc ôm đai bánh đia nhỏ:

- Hệ số xét đến ảnh hưởng góc ôm đai: 𝐶𝛼 = 1,24 (1 − 𝑒−110𝛼1) = 0,95

6

= 0,938

Theo đồ thị, ta chọn [P0] = 0,5 kW khi d = 90 mm và loại Z

Số dây đai được xác định theo công thức:

𝑧 ≥ 𝑃1

[𝑃0]𝐶𝛼𝐶𝑢𝐶𝐿𝐶𝑧𝐶𝑟𝐶𝑣 =

0,670,5.0,95.1,13.0,938.1.0,85.1,04449≥ 1,5

Ta chọn z = 2 đai

Chiều rộng bánh đai:

𝐵 = (𝑧 − 1)𝑡 + 2𝑒 = (2 − 1)12 + 2.8 = 28 𝑚𝑚 Lực căng đai ban đầu: 𝐹0 = 𝐴𝜎0 = 𝑧𝐴1𝜎0 = 2.47.1,5 = 141 𝑁

Lực căng mỗi dây đai: 𝐹0

2 = 70,5 𝑁 Lực vòng có ích:

𝐹𝑡 = 1000𝑃1

𝑣1 =

1000.0,673,32 = 201,81 𝑁 Lực vòng trên mỗi dây đai: 100,905 N

Hệ số ma sát nhỏ nhất để bộ truyền không bị trượt trơn (giả sử góc biên dạng bánh đai 𝛾 = 380):

𝑓′ = 1

𝛼𝑙𝑛

2𝐹0+ 𝐹𝑡2𝐹0− 𝐹𝑡 = 0,65

Ứng suất lớn nhất trong dây đai:

𝐿ℎ =

(𝜎𝜎𝑟

𝑚𝑎𝑥)𝑚1072.3600𝑖 =

(7,259 )81072.3600.3,69= 2122,6 giờ

Phần 3: Tính toán thiết kế bộ truyền cấp nhanh, cấp chậm

1 Tính thiết kế bộ truyền cấp nhanh (bánh răng nghiêng)

P1 = 0,65 (kW) T1= 17609,93 N.mm

n1 = 352,5 (vòng/phút) Ubrn = 3

Chọn vật liệu cho bánh dẩn và bánh bị dẫn là thép 45 Cr được tôi cải thiện Theo bảng 6.13 đối với bánh dẫn, ta chọn độ rắn trung bình HB1 250; đối với bánh

bị dẫn ta chọn độ rắn trung bình HB2 = 288 Vật liệu này có khả năng chạy rà tốt

Số chu kỳ làm việc cơ sở:

𝑁𝐻𝑂1 = 30 × 𝐻𝐵12,4 = 30 × 2502,4 = 1,71 107 𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ

𝑁𝐻𝑂2 = 30 × 𝐻𝐵22,4 = 30 × 2282,4 = 1,37 107 𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ

𝑁𝐹𝑂1 = 𝑁𝐹𝑂2 = 4 106Thời gian sử dụng: Thời gian làm việc: 5 năm, số ca làm việc: 2 ca, số ngày làm việc/năm: 250 ngày/năm

Theo bảng 6.13, giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng:

[𝜎𝐻1] = 570.0,9

1,1 = 466,4 𝑀𝑃𝑎; [𝜎𝐻2] = 526.0,9

1,1 = 430,4 𝑀𝑃𝑎 Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán: [𝜎𝐻] = [𝜎𝐻2] = 430,4 𝑀𝑃𝑎

Ứng suất uốn cho phép, chọn sF = 1,75 ta có:

Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng:

Theo tiêu chuẫn chịn mn = 1,5 mm

Từ điều kiện 20 0≥ 𝛽 ≥ 80, suy ra:

2 𝑎𝜔𝑐𝑜𝑠80

𝑚𝑛(𝑢 ± 1) ≥ 𝑧1 ≥

2 𝑎𝜔𝑐𝑜𝑠200

𝑚𝑛(𝑢 ± 1)2.80 𝑐𝑜𝑠80

1,5(3 + 1) ≥ 𝑧1 ≥

2.80 𝑐𝑜𝑠2001,5(3 + 1)26,4 ≥ 𝑧1 ≥ 25,1

Ta chọn z1 = 26 răng, suy ra số răng bánh bị dẫn z2 = 26.3 = 78 răng

Góc nghiêng răng: 𝛽 = arccos1,5.26.(3+1)

𝑧2𝑚𝑛cos 𝛽 =

78.1,5cos 12,84°= 120 𝑚𝑚

Do đó điều kiện bền tiếp xúc được thỏa

Xác định số răng tương đương zv1 và zv2:

𝑧𝑣1 = 𝑧1

cos3𝛽 =

26cos312,84° ≈ 28; 𝑧𝑣2 =

𝑧2cos3𝛽 =

78cos312,84° ≈ 84 Tính các hệ số YF1 và YF2 theo số răng tương đương này:

Đối với bánh dẫn: 𝑌𝐹1 = 3,47 +13,2

𝑧𝑣1 = 3,47 +13,2

28 = 3,94 Đối với bánh bị dẫn: 𝑌𝐹2 = 3,47 +13,2

Do đó độ bề uốn được thỏa

2 Tính thiết kế bộ truyền cấp chậm (bánh răng thẳng)

P2 = 0,62 (kW)

n2 = 117,5 (vòng/phút)

Ubrt = 2,31

Momen xoắn trên trục của bánh dẫn T2 = 50391,49 N.mm

Chọn vật liệu cho bánh dẫn và bánh bị dẫn Chọn thép 45Cr được tôi cải thiện Đối với bánh dẫn ta chọn độ rắn trung bình HB1 = 250, đối với bánh bị dẫn

ta chọn độ rắng trung bình HB2 = 228 Vật liệu này có khẳ năng chạy rất tốt

Số chu kỳ làm việc cơ sở:

Vì 𝑁𝐻𝐸 > 𝑁𝐻𝑂 nên lấy 𝑁𝐻𝐸 = 𝑁𝐻𝑂, do đó 𝐾𝐻𝐿 = 1, vì 𝑁𝐹𝐸 > 𝑁𝐹𝑂 nên lấy

[𝜎𝐻1] = 570.0,9

1,1 = 466,4 𝑀𝑃𝑎; [𝜎𝐻2] =526.0,9

1,1 = 430,4 𝑀𝑃𝑎 Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán: [𝜎𝐻] = [𝜎𝐻2] = 430,4 𝑀𝑃𝑎

Ứng suất uốn cho phép, chọn sF = 1,75 ta có:

Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng:

Chọn z1 = 30 răng; z2 = 70 răng

Tỉ số truyền sau khi chọn số răng: 𝑢 =𝑧2

𝑧1 =70

30 = 2,33 Các thông số hình học chủ yếu bộ truyền bánh răng:

Đối với bánh dẫn: 𝑌𝐹1 = 3,47 +13,2

𝑧1 = 3,47 +13,2

30 = 3,91 Đối với bánh bị dẫn: 𝑌𝐹2 = 3,47 +13,2

𝑧2 = 3,47 +13,2

70 = 3,66 Đặc tính so sánh độ bền bánh răng (độ bền uốn):

Bánh dẫn: [𝜎𝐹1]

𝑌𝐹1 = 257

3,91 = 65,73 Bánh bị dẫn: [𝜎𝐹2]

𝑌𝐹2 =234,5

3,66 = 64,07

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

Ứng suất uốn tính toán:

Do đó độ bền uống được thỏa

Phần 4: Tính trục

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

- Lực tác dụng bộ truyền bánh răng 2:

Trong đó: l2 = b2 = 32 mm (kết quả tính bộ truyền bánh răng nghiêng), l3 = b3 = 55

mm (kết quả tính bộ truyền bánh răng thẳng), x = 10 – khe hở giữa bánh răng và thành trong hộp giảm tốc, 𝜔 = 40 (theo bảng 10.2 𝜔 = 25 ÷ 55)

Theo các biểu đồ momen thì tiết diện nguy hiểm nhất tại vị trí C

M𝐶𝑡𝑑 = √𝑀𝑋𝐶2 + 𝑀𝑌𝐶2 + 0.75 × 𝑇22 = √16732,52+ 631352+ 0,75 × 50391,42

= 78552,369 𝑁 𝑚𝑚 Đường kính trục:

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

- Lực tác dụng lên bộ truyền đai:

𝐹𝑟 = 2𝐹0sin( 𝛼1/2) = 2.141 sin(158°/2) = 277 (𝑁)

- Lực tác dụng bộ truyền bánh răng:

𝐹𝑡1 = 𝐹𝑡2 = 840 (𝑁), 𝐹𝑟1 = 𝐹𝑟2 = 314 (𝑁)

𝐹𝑎1 = 𝐹𝑎2 = 191 (𝑁), 𝑀1 = 𝑀2 = 11460 (𝑁𝑚𝑚) Chọn số bộ ứng suất xoắn cho phép [𝜏] = 20 MPa

Đường kính sơ bộ trục:

𝑑đ ≥ √ 𝑇1

0,2 × [𝜏]

3

= √17609,930,2 × 20

𝑑 ≥ √ M𝐶𝑡𝑑

0,1 × [𝜎]

3

= √42033,970,1 × 40

3

= 21,9 𝑚𝑚

Vì tại vị trí C có rãnh then nên ta chọn dC = 24 mm

Vậy để đảm bao bền ta chọn đường kính trục đai là dđ = 17 mm, và đường kính trục bánh răng là dC = 32 mm

- Lực tác dụng bộ truyền bánh răng 4:

M𝐵𝑡𝑑 = √𝑀𝑋𝐵2 + 𝑀𝑌𝐵2 + 0.75 × 𝑇32

= √17810,52 + 78704,52+ 0,75 × 100416,972 = 118635 𝑁 𝑚𝑚 Đường kính trục:

𝑑 ≥ √ M𝐵𝑡𝑑

0,1 × [𝜎]

3

= √1186350,1 × 50

3

= 28,7 𝑚𝑚

Vì tại vị trí B có rãnh then nên ta chọn dB = 32 mm

Phần 5: Chọn ổ lăn

𝐿 = 60𝑛1𝐿ℎ

106 = 60.352,5.20000

106 = 423 (𝑡𝑟𝑖ệ𝑢 𝑣ò𝑛𝑔) Vòng trong quay nên V = 1

Tải trọng quy ước tác dụng lên ổ:

Tải trọng quy ước tác dụng lên ổ tại A:

𝑄𝐴 = (𝑋𝑉𝑅𝑟+ 𝑌𝐹𝑎)𝑘𝜎𝑘𝑡 = 𝐹𝑟𝐴 = 1092 (𝑁) Tải trọng quy ước tác dụng lên ổ tại D: không chịu tác dụng của 𝐹𝑎 nên 𝑋 =

1, 𝑌 = 0

𝑄𝐷 = (𝑋𝑉𝑅𝑟+ 𝑌𝐹𝑎)𝑘𝜎𝑘𝑡 = 𝐹𝑟𝐷 = 1136 (𝑁)

Vì 𝑄𝐷 > 𝑄𝐴 nên khả năng tải động tính toán:

𝐶𝑡𝑡 = 𝑄𝐷3√𝐿 = 1136 √1413 = 5912,68 (𝑁) < C = 10 kN Vậy chọn ổ bi đỡ cỡ nhẹ 204 là hợp lý

𝑄 = (𝑋𝑉𝑅𝑟 + 𝑌𝐹𝑎)𝑘𝜎𝑘𝑡 = 𝐹𝑟𝐴 = 811 (𝑁) Thời gian làm việc tính bằng triệu vòng quay:

𝐿 = 60𝑛3𝐿ℎ

106 = 60.55,16.20000

106 = 66,192 (𝑡𝑟𝑖ệ𝑢 𝑣ò𝑛𝑔) Khả năng tải động tính toán:

𝐶𝑡𝑡 = 𝑄 √𝐿3 = 811 √66,1923 = 3280,62(𝑁) = 3,28062 (𝑁)

Chọn ổ bi đỡ cỡ siêu nhẹ, vừa 1000905: C = 5,74 kN, C0 = 3,75 kN