Bài tập thiết kế hệ thống dẫn động môn Chi tiết máy

ĐẠI HỌC QUỐC GIA THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH
TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA

KHOA CƠ KHÍ
BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY
-----------oOo-----------

BÀI TẬP LỚN
CHI TIẾT MÁY

GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc
Nhóm: 8
Phương án: 8 – 6
SVTH:

TP HỒ CHÍ MINH, ngày 25 tháng 5 năm 2018

Phạm Đăng Duy Vũ

1614174


BTL Chi tiết máy

Phạm Đăng Duy Vũ - MSSV:1614174

SVTH:

Phạm Đăng Duy Vũ

1614174

Bài tập lớn CHI TIẾT MÁY

Nhận xét của giảng viên hướng dẫn
………………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………….
………………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………….
………………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………….
………………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………….
………………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………….
………………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………….
………………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………….
………………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………….
………………………………………………………………………………………………
…………

(Ghi nhận xét của giảng viên hướng dẫn bộ môn, GVHD ghi điểm và ký tên xác
nhận)
2


BTL Chi tiết máy

Phạm Đăng Duy Vũ - MSSV:1614174

MỤC LỤC
DANH MỤC CÁC BẢNG

ii

DANH MỤC CÁC HÌNH

ii

Bài 1

1

THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG THANG
MÁY THÙNG TREO
Tính toán chọn động cơ
Thiết kế bộ truyền xích
Thiết kế bộ truyền bánh răng
Thiết kế trục
Ổ lăn

2
3
5
10
20

Bài 2

VÍT ME – ĐAI ỐC

22

Bài 3

MỐI GHÉP REN

24

TÀI LIỆU THAM KHẢO

3


BTL Chi tiết máy

Phạm Đăng Duy Vũ - MSSV:1614174

DANH MỤC CÁC BẢNG
Bảng
1.1
1.2
1.3
1.4
2.1

Nội dung
Chọn động cơ

Đặc tính kĩ thuật
Thông số bộ truyền xích
Thông số bộ truyền bánh răng
Thông số ren

Trang
2
3
5
10
22

DANH MỤC CÁC HÌNH
Hình
1.1
1.2
1.3
1.4
1.5
1.6
1.7
1.8
1.9
2.1
2.2
3.1

Nội dung
Hệ thống truyền động thang máy thùng treo
Sơ đồ trục I

Kích thước trục I
Lực tác dụng lên trục I
Biểu đồ nội lực trục I
Sơ đồ trục II
Kích thước trục II
Lực tác dụng lên trục II
Biểu đồ nội lực trục II
Cái căng vít
Biểu đồ nội lực trục vít
Mối ghép ren lưỡi cưa

Trang
1
10
11
12
13
15
16
17
18
22
23
24
4


BTL Chi tiết máy

Phạm Đăng Duy Vũ - MSSV:1614174

BÀI 1: THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG
THANG MÁY THÙNG TREO
Thiết kế hệ thống truyền động thang máy thùng treo:
Hình 1.1 Hệ thống truyền động thang máy thùng treo

Hệ thống dẫn động thang máy gồm: 1- Động cơ điện; 2- Nối trục đàn hồi;
3- Hộp giảm tốc bánh răng nghiêng 1 cấp; 4- Bộ truyền xích; 5- Xích;
6- Bộ phận căng xích; 7- Thùng treo; 8- Vật tải.
Số liệu đầu vào:
Phương án

Lực vòng
xích tải
(Ft , N)

Vận tốc
vòng (v ,
m/s)

Bước xích
(p,mm)

Số răng
đĩa xích
(Z)

Thời gian
phục vụ
(L,năm)

8-6

2200

0,9

80

7

5

Quay một chiều, làm việc hai ca. (1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8
giờ)
5


BTL Chi tiết máy

I.

Phạm Đăng Duy Vũ - MSSV:1614174

Tính toán chọn động cơ:
1.
Công suất bộ phận công tác là xích tải:
Pct
2.

Ft v
= 1000

= 1,98 kW
Hiệu suất chung của hệ thống truyền động:
Trong đó:
Hiệu suất nối trục :
Hiệu suất ổ lăn :
Hiệu suất bánh răng:
Hiệu suất truyền xích:
Do đó, ta có:

3.

Công suất cần thiết động cơ:
= 2,31 kW

5.

Số vòng quay trục công tác:
= 96,43 (vòng/phút)
Tỷ số truyền :
n
uch = u x .u br = dc
nct

6.

Mô men xoắn:

7.

Chọn động cơ:

4.

Bảng 1.1: Chọn động cơ
Động
cơ

Số vòng
quay

Tỷ số truyền
chung

Tỷ số truyền
Bánh răng

Tỷ số truyền
Xích

1

2838

29,43

5

5,886

2

1420

14,73

4

3,68

3

945

9,79

3,15

3,107

4

701

7,27

2,5

2,908

Chọn động cơ thứ 3.
8.

Bảng đặc tính kỹ thuật:
6


BTL Chi tiết máy

Phạm Đăng Duy Vũ - MSSV:1614174

Bảng 1.2 : Đặc tính kỹ thuật
Thông số trục
Công suất (kW)
Tỷ số truyền
Momen xoắn (Nm)
Số vòng quay
(vòng/phút)

Động cơ
2,31
1
23,34
945

I
2,241

II
2,152
3,15

22,647
945

68,51
300

III
1,981
3,107
195,93
96,56

Thiết kế bộ truyền xích:

II.

Tỷ số truyền u

Công suất
(P1,kW)

3,107

1.
2.

2,152

Số vòng quay
khâu dẫn
(n, vòng /phút)
300

Chế độ làm
việc
Quay một
chiều, làm
việc hai ca.

Chọn loại xích ống con lăn.
Chọn số răng đĩa xích:

Chọn Z1= 23 và Z2= 73.
3. Xác định các hệ số K:
Trong đó:
Kr: hệ số tải trọng động: dẫn động bằng cơ điện và tải trọng ngoài tác động
lên bộ truyền tương đối êm thì Kr= 1.
Ka: hệ số xét đến ảnh hưởng của khoảng cách trục a = (30 ÷ 50) pc thì
Ka=1.
Ko:hệ số xét đến ảnh hưởng của cách bố trí bộ truyền, khi đường nối hai
tâm đĩa xích hợp với đường nằm ngang một góc nhỏ hơn 60o thì
Ko=1.
Kdc: hệ số xét đến ảnh hưởng của khả năng điều chỉnh lực căng xích.Trục
điều chỉnh được nên Kdc=1.
Kb: hệ số xét đến điều kiện bôi trơn. Bôi trơn nhỏ giọt Kb= 1.
Klv: hệ số xét đến chế độ làm việc. Làm hai ca Klv=1,12.

4.

Hệ số Kn= ; hệ số Kz=
Chọn xích con lăn một dãy, cho nên Kx=1.
Công suất tính toán:
= 3,558 kW
7


BTL Chi tiết máy

Phạm Đăng Duy Vũ - MSSV:1614174

5.

Từ đó chọn được bước xích theo bảng 5.4, pc= 15,875 mm.
Kiểm tra số vòng quay tới hạn tương ứng bước xích theo bảng 5.2:

6.

Số vòng quay tới hạn
nth (vòng/phút)
1000
Vận tốc trung bình v của xích:

Số vòng quay khâu
dẫn n1 (vòng/phút)
300

= 1,825 m/s
Lực vòng có ích:
7.

8.

=1179,18 N
Tính toán kiểm nghiệm bước xích pc:
Do Pc = 15,875 nên thỏa điều kiện.
Chọn sơ bộ khoảng cách trục
a= (30÷50)pc= 40.15,875= 635 mm
Số mắt xích X:
Chọn X= 130 mắt xích.
Tính chiều dài xích L= pcX= 25,4. 130= 2064,8 mm

Tính chính xác khoảng cách trục
638,4 mm
9.

Chọn a= 638 mm
Số lần va đập xích trong 1 giây:
Kiểm tra theo hệ số an toàn
Trong đó,

10.

Lực tác dụng lên trục:

11.

Đường kính đĩa xích:
8


BTL Chi tiết máy

Phạm Đăng Duy Vũ - MSSV:1614174

= 116,223 mm
= 368,881 mm
Đường kính vòng đỉnh:
= 127,336 mm
= 379,994 mm
Bảng 1.3: Thông số bộ truyền xích
Z1 (răng)
d1 (mm)
da1 (mm)
a (mm)
X (mắt xích)

III.
1.
2.

23
116,223
127,336

Z2 (răng)
d2 (mm)

da2 (mm)
638
130

73
368,881
379,994

Bộ truyền bánh răng:
Chọn vật liệu thép 40Cr được tôi thể tích
HB1= 425 và HB2= 375
Số chu kỳ làm việc cơ sở
a.
Từ đó có: Chu kỳ
Chu kỳ
b.
c.

Chu kỳ.
Từ đó có:
Chu kỳ
Chu kỳ
Vì
Nên ta suy ra :
.

3.

Tính giới hạn mỏi:
Suy ra:

9


BTL Chi tiết máy

Phạm Đăng Duy Vũ - MSSV:1614174

Suy ra:
4.

Ứng suất tiếp xúc cho phép:
=
Suy ra:

Suy ra:
5.

Ứng suất uốn cho phép:
Suy ra:

6.

7.

Theo bảng 6.15 do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên ѱ ba = 0,25 ÷0,3
theo tiêu chuẩn chọn ѱba = 0,25

Chọn: KHβ=1,02 ; KFβ=1,04.
Tính toán khoảng cách trục:

Suy ra: = 68,95 mm
8.

Chọn theo tiêu chuẩn aw= 80 mm.
Môđun răng m= (0,0125÷ 0,025)aw= 1÷2 chọn m= 1,5

9.

Từ điều kiện: 20o ≥ β ≥ 8o
Suy ra
Suy ra

10


BTL Chi tiết máy

Phạm Đăng Duy Vũ - MSSV:1614174

Chọn Z1= 25 và Z2=79.
Tính lại tỷ số truyền:
Các thông số hình học khác:
•

Đường kính vòng chia:
d1= 38,46 mm
d2= 121,54 mm

•

Đường kính vòng đỉnh:
da1= 41,46 mm
da2= 124,54 mm

•

Bề rộng bánh răng:

10.

Vận tốc vòng và cấp chính xác:

Theo bảng 6.3 chọn cấp chính xác 9.
11.

Tính toán kiểm nghiệm theo độ bền tiếp xúc:
• Hệ số tải trọng động:
• Hệ số phân bố tải trọng không đều:
• Suy ra KH=
• Hệ số xét đến cơ tính vật liệu: ZM=190 Mpa1/2
• Hệ số xét đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc: ZH=
• Hệ số xét đến tổng chiều dài tiếp xúc: Zε=
= 593,2 MPa
= 820 MPa

Vậy theo tính toán thì kết quả thiết kế thỏa điều kiện bền tiếp xúc.
Do đó, ta kiểm tra theo độ bền uốn.
12.

Kiểm tra theo độ bền uốn:
• Hệ số dạng răng:
11


BTL Chi tiết máy

Phạm Đăng Duy Vũ - MSSV:1614174

YF1 = 4,16
YF2 = 3,69
•

Đặc tính so sánh:

Chọn tính toán kiểm nghiệm theo độ bền uốn bánh bị dẫn
Trong đó:
+ Hệ số dạng răng YF2= 3,69
+
+
+
Suy ra:
Mà [σF2] = 385,71 Mpa
Do đó σF2 < [σF2] . Kết quả tính toán thỏa điều kiện bền uốn.

Bảng 1.4: Thông số bộ truyền bánh răng
Thông số bánh răng
a (mm)
d (mm)
da (mm)

bw (mm)

Bánh dẫn

Bánh bị dẫn
80

38,46
41,46
25

121,54
124,54
20
20o

IV.

Thiết kế trục:
Chọn vật liệu là thép C45 tôi cải thiện
Trục I:
12


BTL Chi tiết máy

Phạm Đăng Duy Vũ - MSSV:1614174

T1 = 22,647 Nm; P1= 2,241 Kw; n1= 945 vòng /phút
Hình 1.2: Sơ đồ trục I

1.

Tính lực:
= 1177,69 N
268,43 N

2.

Chọn sơ bộ kích thước dài và đường kính trục:

Hình 1.3: Kích thước trục I

13


BTL Chi tiết máy

•
•
•
•
•
•
•
•

3.

Phạm Đăng Duy Vũ - MSSV:1614174

Chọn sơ bộ theo tiêu chuẩn
Đường kính trục tại ổ lăn : d= 20 mm
Đường kính trục tại nối trục : do= 19 mm
Đường kính trục tại bánh răng: d1= 22 mm
x = 8mm, mm
mm
mm
Chọn nối trục vòng đàn hồi D =68 mm.
133,217 N

Biểu đồ Mô men uốn và xoắn:
Hình 1.4: Lực tác dụng lên trục I

Xét mặt phẳng Oyz :
Có
Suy ra RCy=268,13 N; RAy=160,51 N
Xét mặt phẳng Ozx:
Có
Suy ra RAx= 338 N; RCx= 706,46 N
14


BTL Chi tiết máy

Phạm Đăng Duy Vũ - MSSV:1614174

Từ đó ta suy ra biều đồ nội lực cho trục I như sau:

Hình 1.5: Biểu đồ nội lực trục I

15


BTL Chi tiết máy

4.

Phạm Đăng Duy Vũ - MSSV:1614174

Kiểm tra bằng hệ số an toàn:
16


BTL Chi tiết máy

Phạm Đăng Duy Vũ - MSSV:1614174

Chọn mặt cắt nguy hiểm nhất là B:
TB= 22,647 Nm
Chọn sơ bộ then cho trục I:
Thông số
Then tại
nối trục
Then tại
bánh răng

b
(mm)
6

h
(mm)
6

t
(mm)
3,5

t1
(mm)
2,8

8

7

4

3,3

Bỏ qua tác động của lực dọc trục ta có:
Trong đó :
Ứng suất xoắn
Trong đó:
Từ đó suy ra
Chọn các hệ số :

Tính các hệ số an toàn:

Nhận xét trục I thỏa điều kiện hệ số an toàn.
Trục II:
T2=68,51 Nm; P1= 2,152 Kw; n1= 300 vòng /phút.
17


BTL Chi tiết máy
1.

Phạm Đăng Duy Vũ - MSSV:1614174

Tính các lực:
Fr2=Fr1= 428,64 N
Ft2=Ft1= 1177,69 N
Fa2=Fa1= 268,43 N
Fx N
Hình 1.6: Sơ đồ trục II

2.

Chọn sơ bộ kích thước dài và đường kính trục:
Hình 1.7: Kích thước trục II

18


BTL Chi tiết máy

•
•

•
•
•
•

3.

Phạm Đăng Duy Vũ - MSSV:1614174

Chọn sơ bộ theo tiêu chuẩn
Đường kính trục tại ổ lăn : d = 30 mm
Đường kính trục tại nối xích : do= 28 mm
Đường kính trục tại bánh răng: d1= 32 mm
x = 8mm, mm
mm
mm

Biểu đồ Mô men uốn và xoắn:
Hình 1.8: Lực tác dụng lên trục II

Xét mặt phẳng Oyz :
Có
Suy ra REy = 444,073 N; RGy= 15,433 N
Xét mặt phẳng Ozx:
Có
Suy ra REx= 1448,32 N; RGx = 1626,68 N
Từ đó ta suy ra biều đồ nội lực cho trục I như sau:
19

BTL Chi tiết máy

Phạm Đăng Duy Vũ - MSSV:1614174

Hình 1.9: Biểu đồ nội lực trục II

20


BTL Chi tiết máy

Phạm Đăng Duy Vũ - MSSV:1614174

21


BTL Chi tiết máy
1.

Phạm Đăng Duy Vũ - MSSV:1614174

Kiểm tra bằng hệ số an toàn:
Chọn mặt cắt nguy hiểm nhất là F:
TG = 71,568 Nm
Chọn sơ bộ then cho trục I:
Thông số
Then tại
bánh xích
Then tại
bánh răng

b
(mm)
8

h
(mm)
7

t
(mm)
4

t1
(mm)
3,3

10

8

5

3,3

Bỏ qua tác động của lực dọc trục ta có:
Trong đó :
Ứng suất xoắn
Trong đó:
Từ đó suy ra

Chọn các hệ số :

Tính các hệ số an toàn:

Nhận xét trục II thỏa điều kiện hệ số an toàn.
V.

Chọn ổ lăn:
Trục I:
n (vòng /phút)
945

d (mm)
20

Lh (giờ)
24000

Fa (N)
268,43
22


BTL Chi tiết máy
1.
2.

Phạm Đăng Duy Vũ - MSSV:1614174

Chọn ổ bi đỡ d = 20 mm.

Tải trọng hướng tâm tại 2 vị trí lắp ổ bi A và C :

Chọn ổ bi tại C để tính toán
3. Chọn sơ bộ ổ bi cỡ trung ký hiệu 304
C = 12500 N và Co = 7940 N
Chọn e =0,24
Suy ra: X=0,56 và Y= 1,85
4.

Tải trọng quy ước:
Thời gian làm việc tính bằng triệu vòng quay:
(triệu vòng)

5.

Khả năng tải động tính toán:
Nhận xét: Ct < C =22500 N nên chọn cỡ trung là hợp lý

Trục II

1.
2.

n (vòng /phút)
d (mm)
Lh (giờ)
300
30
24000
Chọn ổ bi đỡ d=30mm.

Tải trọng hướng tâm tại 2 vị trí lắp ổ bi E và G :

Fa (N)
268,43

Chọn ổ bi tại G để tính toán
3. Chọn sơ bộ ổ bi cỡ trung ký hiệu 306
C = 22000 N và Co = 15100 N
Chọn e =0,21
Suy ra: X = 1 và Y = 0
4.

Tải trọng quy ước:
Thời gian làm việc tính bằng triệu vòng quay:
23


BTL Chi tiết máy

Phạm Đăng Duy Vũ - MSSV:1614174

(triệu vòng)
5.

Khả năng tải động tính toán:
Nhận xét: Ct < C = 22000 N nên chọn cỡ trung là hợp lý

BÀI 2: VÍT ME – ĐAI ỐC
Cái căng vít được kéo căng nhờ thanh vít tạo lực kéo F. Xác định kích thước
vít, đai ốc và chiều dài tay quay. Tải trọng tác dụng lên tay quay Ft = 200 N.

Dựng biểu đồ lực và mômen xoắn.
Hình 2.1 Cái căng vít

1.
2.

F (N)
Ft (N)
Loại ren
17000
200
Hình thang cân
Chọn vật liệu thép – đồng thanh. [p] =13 Mpa
Định đường kính trung bình:

Số mối ren
2

Trong đó:
(Vì là đai ốc nguyên)
(Vì là ren hình thang cân)
Từ đó, ta chọn ren như sau:
Bảng 2.1: Thông số ren
d2 (mm)
21,5

d1 (mm)
19

d (mm)

24

ps (mm)
5
24


BTL Chi tiết máy
3.

Phạm Đăng Duy Vũ - MSSV:1614174

Chiều cao đai ốc:
Số ren:

4.

Tính toán mô men trên ren:

Suy ra mô men trên ren:
Hình 2.2: Biều đồ nội lực trục vít

5.

Tính đai ốc :
Chọn D = 38 mm.

Chọn D1 =44 mm
Chiều dài đai ốc:
6.

Chọn a = 12 mm
Chiều dài tay quay:
Cân bằng Mô men trên vít me ta có : Ttq= Tr= 32,684 Nm
Từ đó suy ra :
Chọn Ltq= 170 mm
25