10 điểm BTL chi tiết máy

ĐẠI HỌC QUỐC GIA TP.HCM

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA
KHOA CƠ KHÍ
…………..o0o…………..

BÀI TẬP LỚN

CHI TIẾT MÁY
GVHD:

Th.S Nguyễn Văn Thạnh

THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH

MỤC LỤC


2


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).
Chế độ tải trọng: tải tĩnh.
Thời gian làm việc: 5 năm.
Số ca làm việc: 2 ca.

Số ngày làm việc/năm: 250 ngày/năm.
ɳol = 0,99.
ɳkn = 0,99.
ɳbrt = 0,95.
ɳbrn = 0,97.
ɳđ = 0,98.
II.

TÀI LIỆU THAM KHẢO

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
3


Phần 1: Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền
• Chọn động cơ
Công suất trên trục công tác (tải tĩnh):
(kW)
Công suất cần thiết trên trục động cơ:
Tra bảng chọn động cơ: P = 0,75 (kW)
(vòng/phút)
•

2 Ubr 5

Chọn

(vòng/phút)
Chọn (vòng/phút)
Chọn động cơ 4A90LA8Y3, P = 0,75 (kW), (vòng/phút)

Bảng thống kê kết quả:
Trục
P (kW)
U

Động cơ
0,67
2

Trục 1
0,65

Trục 2
0,62
3

Trục 3
0,58
2,31

Công tác
0,57
1
4

n(vòng/phút)
T (N.mm)

705
9075,89

352,5
17609,93

117,5
50391,49

55,16
100416,97

55,16
98685,64

Phần 2: Tính toán thiết kế bộ truyền đai thang
(vòng/phút)
Ta có:
Chọn đai loại Z với bp = 8.5mm; b0 = 10mm; h = 6mm; y0 = 2,1mm; A =
47mm ; d1 = 70140mm.
2

Đường kính bánh đai nhỏ: d1 = 1,2dmin = 1,2.70 = 84 mm. Theo tiêu chuẩn,
ta chọn d1 = 90 mm.
Vận tốc đai:

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:
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:
5


[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:
Các hệ số sử dụng:
-

Hệ số xét đến ảnh hưởng góc ôm đai:
Hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc:
Hệ số xét đến tỉ lệ truyền:
Hệ số xét đến ảnh hưởng số dây đai Cz, ta chọn sơ bộ bằng 1
Hệ số xét đến ảnh hưởng chế độ tải trọng: Cr = 0,85.

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
6


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

7


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:
8


-

Chiều rộng vành răng:

Bánh bị dẫn:
Bánh dẫn:
Vận tốc vành bánh răng:
Theo bảng 6.3 chọn cấp chính xác 9 với vgh = 3m/s
Hệ số tải trọng động theo bảng 6.5, ta chọn: KHV = 1,01; KFV = 1,03
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

9


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
10


Modun răng m = (0,010,02) = 1,252,5 mm
Theo tiêu chuẫn chọn m = 2,5 mm
Tổng số răng:
Số răng bánh dẫn:
Chọn z1 = 30 răng; z2 = 70 răng
Tỉ số truyền sau khi chọn số răng:

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

Đường kính vòng chia:
;

-

Đường kính vòng đỉnh:

-

Khỏang cách trục:
Chiều rộng vành răng:

Bánh bị dẫn:
Bánh dẫn:
Vận tốc vành bánh răng:
Theo bảng 6.3 chọn cấp chính xác 9 với vgh = 3m/s
Hệ số tải trọng động theo bảng 6.5, ta chọn: KHV = 1,03; KFV = 1,05
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):
11

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
1. Trục 2
d2 = 120 mm
T2 = 50391,49 (N.mm

d3 = 75 mm

Chọn vật liệu trục thép C45, và chọn sơ bộ ứng suất uốn cho phép [] =
30MPa.
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 ).
12

l = l2 + l3 + 3x + = 32 + 55 + 3.10 + 40 = 157 mm
Vẽ biểu đồ momen uốn và xoắn:
-

Xét mặt phẳng y0z:

-

Xét mặt phẳng x0z:

.

.

.

.

13


14


Theo các biểu đồ momen thì tiết diện nguy hiểm nhất tại vị trí C.
Đường kính trục:
Vì tại vị trí C có rãnh then nên ta chọn dC = 32 mm.
Trục 1

2.

T1= 17609,93 (N.mm)
Chọn vật liệu trục thép C45, và chọn sơ bộ ứng suất uốn cho phép [] =
40MPa.
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.
Khoảng cách f chọn trong bảng 10.2, chọn f = 50 mm.
Vẽ biểu đồ momen uốn và xoắn:
-

Xét mặt phẳng y0z:

.

.
15

-

Xét mặt phẳng x0z:

.
.

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

16


3.

Trục 3

T3= 100416,97 (N.mm)
Chọn vật liệu trục thép C45, và chọn sơ bộ ứng suất uốn cho phép [] =
50MPa.
Khoảng cách từ khớp nổi đến hộp giảm tốc theo bảng 10.2 chọn: f = 70 mm.
Phân tích lực tác dụng lên trục:
17


-

Lực tác dụng bộ truyền bánh răng 4:
,

-

Lực từ khớp nối tác dụng lên trục 3:

Vẽ biểu đồ momen uốn và xoắn:
-

Xét mặt phẳng y0z:

-

Xét mặt phẳng x0z:

.
.

.

.

Theo các biểu đồ momen thì tiết diện nguy hiểm nhất tại vị trí B.
Đường kính trục:
Vì tại vị trí B có rãnh then nên ta chọn dB = 32 mm.

18

Phần 5: Chọn ổ lăn
1. Trục 1

(vòng/phút)
Phản lực tại các ổ đỡ:

19


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:

20


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:
Vậy chọn ổ bi đỡ cỡ nhẹ 204 là hợp lý.
3.

Trục 3

(vòng/phút)
Phản lực tại các ổ đỡ:

Tính toán ổ với ổ vị trí A.
Do không chịu tác dụng của lực nên chọn ôt bi đỡ:
21


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.

22