10 điểm BTL chi tiết máy

Hệ số ma sát nhỏ nhất để bộ truyền không bị trượt trơn giả sử góc biên dạngbánh đai :Lực tác dụng lên trục: Ứng suất lớn nhất trong dây đai: Tuổi thọ đai xác định theo công thức: Phần

ĐẠI HỌC QUỐC GIA TP.HCM

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA

I. ĐỀ BÀI

Vận tốc băng tải: Vbt = +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)

II. TÀI LIỆU THAM KHẢO

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

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

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] = 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 chiều dài đai:

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:

Ta chọn z = 2 đai

Chiều rộng bánh đai:

Lực căng đai ban đầu:

Lực căng mỗi dây đai:

Lực vòng có ích:

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 dạngbánh đai ):

Lực tác dụng lên trục:

Ứng suất lớn nhất trong dây đai:

Tuổi thọ đai xác định theo công thức:

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

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

T1= 17609,93 N.mm (vòng/phút)

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:

Thời gian sử dụng: Thời gian làm việc: 5 năm, số ca làm việc: 2 ca, số ngày làm việc/năm: 250 ngày/năm

Số chu kỳ làm việc tương đương chế độ tải trọng tĩnh:

Vì nên lấy , do đó , vì nên lấy , do đó

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

Ứng suất tiếp xúc cho phép:

Khi tôi cải thiện sH = 1,1 do đó:

Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán:

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

Do bánh răng nằm đối xứng các trục nên , chọn

Theo bảng 6.4, chọn ;

Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng:

Theo tiêu chuẫn chọn

Modun răng mn = (0,010,02) = 0,81,6 mm

Theo tiêu chuẫn chịn mn = 1,5 mm

Từ điều kiện 20 0, suy ra:

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

Góc nghiêng răng:

Các thông số hình học chủ yếu bộ truyền bánh răng:

- Đường kính vòng chia:

- Đường kính vòng đỉnh:

Hệ số phân bố tải trọng không đều giữa các răng:

Tính toán kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc:

Do đó điều kiện bền tiếp xúc được thỏa

Xác định số răng tương đương zv1 và zv2:

Tính các hệ số YF1 và YF2 theo số răng tương đương này:

Đối với bánh dẫn:

Đối với bánh bị dẫn:

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

Kiểm định độ bền uốn:

Do đó độ bề uốn được thỏa

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

(vòng/phút)

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:

Số chu kỳ làm việc tương đương chế độ tải trọng tĩnh:

Vì nên lấy , do đó , vì nên lấy , do đó

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

Ứng suất tiếp xúc cho phép:

Khi tôi cải thiện sH = 1,1 do đó:

Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán:

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

Do bánh răng nằm đối xứng các trục nên , chọn

Theo bảng 6.4, chọn ;

Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng:

Theo tiêu chuẫn chọn

Tỉ số truyền sau khi chọn số răng:

Các thông số hình học chủ yếu bộ truyền bánh răng:

Kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc:

Do đó điều kiện bền tiếp xúc được thỏa

Hệ số dạng răng YF:

Đối với bánh dẫn:

Đối với bánh bị dẫn:

Đặc tính so sánh độ bền bánh răng (độ bền uốn):

Bánh dẫn:

Bánh bị dẫn:

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:

- Lực tác dụng bộ truyền bánh răng 3:

Chọn kích thước dọc trục: l = l2 + l3 + 3x +

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, (theo bảng 10.2 )

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

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

- Lực tác dụng lên bộ truyền đai:

- Lực tác dụng bộ truyền bánh răng:

, , Chọn số bộ ứng suất xoắn cho phép [] = 20 MPa

Đường kính sơ bộ trục:

Theo tiêu chuẩn ta chọn dđ = 17 mm tại vị trí thân trục lắp ráp bánh đai

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:

,

- Lực từ khớp nối tác dụng lên trục 3:

Vẽ biểu đồ momen uốn và xoắn:

Phần 5: Chọn ổ lăn

1. Trục 1

(vòng/phút)Phản lực tại các ổ đỡ:

Ta có:

Nên ta chọn ổ bi đỡ chặn

Chọn ổ bi đỡ chặn cỡ nhẹ 36205: C0 = 9240 N, C = 13100 N,

Thời gian làm việc tính bằng triệu vòng quay:

Vòng trong quay nên V = 1

Tải trọng quy ước tác dụng lên ổ:

Vì nên khả năng tải động tính toán:

Vậy chọn cỡ nhẹ 36205 là hợp lý

2. Trục 2

(vòng/phút)Phản lực tại các ổ đỡ:

Ta có:

Nên ta chọn ổ bi đỡ

Chọn ổ bi đỡ cỡ nhẹ 204: C0 = 6,3 kN, C = 10 kN

Thời gian làm việc tính bằng triệu vòng quay:

Vòng trong quay nên V = 1

Tải trọng quy ước tác dụng lên ổ tại A:

Tải trọng quy ước tác dụng lên ổ tại D: không chịu tác dụng của nên

Vì nên khả năng tải động tính toán:

Tải trọng quy ước tác dụng lên ổ:

Thời gian làm việc tính bằng triệu vòng quay:

Khả năng tải động tính toán:

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