Bài tập về cơ học máy

•Chương 1: Chọn động cơ điện, phân phối tỉ số truyền. •Chương 2: Thiết kế bộ truyền đai thang. •Chương 3: Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng. •Chương 4: Thiết kế trục dẫn (1 trục) trong hộp giảm tốc. •Chương 5: Thiết kế cặp ổ lăn (1 cặp ổ) trên trục dẫn trong hộp giảm tốc

Trường Đại Học Bách Khoa TP Hồ Chí Minh Khoa Môi Trường Bộ môn Thiết Kế Máy Bài tập lớn số CHI TIẾT MÁY Sinh viên thực : Hoàng Thu Thảo MSSV :91303701 ĐỀ TÀI Đề số : THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Phƣơng án số :  Hệ thống dẫn động băng tải gồm : 1- Động điện pha không đồng ; 2- Bộ truyền đai thang ; 3- Hộp giảm tốc bánh nón cấp ; 4-Nối trục đàn hồi; 5- Băng tải  Số liệu thiết kế - Công suất trục băng tải, P: KW - Số vòng quay trục tang dẫn, n: 152 v/ph - Thời gian phục vụ, L = (năm) - Quay chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ ( năm làm việc 300 ngày, ca làm việc ) - Chế độ tải : T1 = T ; T2 = 0.9T ; t1 = 37 giây ; t2 = 48 giây PHƢƠNG ÁN P,KW n,v/ph L, năm t1, giây t2, giây T1 T2 152 37 48 T 0.9T  Yêu cầu : Tính truyền hộp giảm tốc (bánh răng, trục vít) Bài Làm Thiết kế hộp giảm tốc bánh nón cấp  Bảng đặc tính (từ 1) : Công suất P Động (KW) 6.6 6.3 6.06 (KW) Tỷ số truyền u Số vòng quay n 2.99 1455 3.2 486.62 152.06 (vòng/phút) Momen xoắn T (Nmm) Thơng số để tính tốn thiết kế:  Cơng suất P1 = 6.3 kW  Momen xoắn: T1 = Nmm  Số vòng quay: n1 = 486.62 vòng/phút  Tỷ số truyền: ubr = 3.2  Thời gian phục vụ : năm ,1 năm 300 ngày, ngày ca,1 ca  Thời gian làm việc: Lh = 5.300.2.8 = 24000 h Trình tự tính tốn thiết kế: Chọn vật liệu chế tạo bánh răng: Chọn th p 40Cr đư c cải thiện .Theo bảng 6.13 trang 220 (sách s thiết kế máy- Nguy n H u Lộc) ta chọn :  Độ rắn trung b nh đối v i bánh dẫn: HB1 = 340 HB  Độ rắn trung b nh đối v i bánh b dẫn: HB2 = 325 HB (theo công thức 6.32 trang 218 sách , ta nên chọn cho: HB1 ≥ HB2 + (10-15 )HB a Tính chu kì làm việc sở: NHO1 = 30.HB12,4 = 30.3402,4 = 3,57.107 chu k NHO2 = 30.HB22,4 = 30.3252,4 = 3,2.107 chu k NFO1 = NFO2 = 5.106 chu k ( đối v i tất loại th p ) b Tính số chu kì làm việc tương đương xác định theo sơ đồ tải trọng : ∑( ) = 60.c.Lh.n.∑ ( ) ∑ ] Trong :  Ti ,ni ,ti : l n lư t momen xoắn, số vòng quay ,t ng số làm việc chế độ i c a bánh x t  Tmax : Momen xoắn l n momen xoắn Ti  c : Số l n ăn kh p c a m i vòng quay c a , c=1  mH =6 : Là bậc c a đường cong m i Suy ra: [( )  ( ) ] [ ] = 5,93.108 chu kì  NHE2 = ∑(  = 1,85.108 chu kì = ) = = 5,15.108 chu kì * +  Vì : NHE1 NHE2 NFE1 NFE2 = 1,6.108 chu kì = > > > > NHO1 NHO2 NFO1 NFO2 Nên ta có hệ số tu i thọ : NHL1 = NHL2 = NFL1 = NFL2 = c Tính giới hạn mỏi tiếp xúc theo bảng 6.13 (trang 220 sách sở thiết kế máy_Nguyễn Hữu Lộc):  MPa MPa  MPa = 1,8.325 = 585 MPa Chọn ứng suất tiếp xúc cho phép [ σH ] theo giá trị nhỏ [ σH 1] [ σH 2] theo công thức 6.42: a Chọn ứng suất tiếp xúc cho phép: Theo công thức 6.33 trang 220 (sách s thiết kế máy- Nguy n H u Lộc) ta có: ] (Theo bảng 6.13 cải thiện sH = 1,1 hệ số an toàn )  ] = 613,64 MPa  ] MPa ậy : ng suất tiếp x c cho ph p tính tốn là: ] ] b Chọn ứng suất tiếp xúc cho phép: MPa ] (chọn sF = 1,75 theo bảng 6.13 )  ]  ] MPa MPa  Vì truyền kín nên ta tính tốn theo ứng suất tiếp xúc Chọn hệ số chiều rộng vành răng: ψbe = 0,285 Giả s trục đư c lắp bi đ ch n , ta chọn sơ hệ số tải trọng tính KH = KHβ = 1,23 theo bảng 6.18 trang 246 (sách thiết kế máy –NGUYỄN HỮU LỘC ).V i Tính tốn đƣờng kính de1 theo công thức 6.116a: √ = ( √ ( ) ] ) = 87,02 mm Theo bảng 6.19 ta chọn số z1p = 17 răng: Tùy thuộc vào độ rắn bề m t ta chọn z1 theo công thức 6.117 trang 249 (sách s thiết kế máy- Nguy n H u Lộc):  z1 = 1,6.z1p = 1,6.17 = 27,2  chọn z1 = 28  z2 = z1 ubr = 28.3,2 = 89,6  chọn z2 = 90  Từ công thức 6.95a trang 243,Mơdun vịng chia ngồi : me =  chọn me = theo dãy tiêu chuẩn trang 195 = (sách s thiết kế máy- Nguy n H u Lộc) Tính tốn lại tỷ số truyền: ubr = = = 3,2  Sai lệch tỷ số truyền 0%  Tính góc m t chia theo công thức 6.99 trang 244: δ1 = acrtg( ) = acrtg ( ) = 17,35o δ2 = 900 - δ1 = 72,64o Tính tốn kích thƣớc chủ yếu truyền bánh côn:  Đường kính vịng chia ngồi: de1 = me.z1 =4.28 = 112 mm de2 = me.z2 =4.90 = 360 mm  Đường kính vịng chia trung b nh: dm1 = de1.(1-0,5ψbe) = 112.(1 - 0,5.0,285) = 96,04 mm dm2 = de2.(1- 0,5ψbe) = 360.(1 - 0,5.0,285) =308,7 mm  Chiều dài côn : Re = 0,5me√ √ = 188,509 mm  Chiều dài côn trung b nh : 0,5mm √ Rm= = 0,5.3,43.√ = 161,64 mm i mm = me.(1- 0,5ψbe) = 4.(1-0,5.0,285) = 3,43 mm  Chiều rộng vành răng: b = Reψbe = 188,509.0,285 = 53,72 mm Modun vịng trung bình mm tính vận tốc vịng: mm = me(1- 0,5ψbe) = 4.(1- 0,5.0,285) = 3,43 mm Vận tốc vịng chia trung bình:   d m1 n1 60000   96,04.486,62 60000  2,447(m / s)  Theo bảng 6.3 trang 203, ta chọn cấp xác c a truyền v i vận tốc vòng quay t i hạn vth = m/s Xác định lực tác dụng lên truyền: a Tác dụng lên bánh dẫn:  Lực vòng : t1= = 2574,74 N  Lực hư ng tâm: Fr1 = Ft1.tg cosδ1 =2574,74.tg200.cos17,350 = 894.49 N  Lực dọc trục Ft1.tg sinδ1 = 2574,74.tag200.sin17,350 = 279,46 N b Tác dụng lên bánh bị dẫn: Lực tác dụng có hư ng ngư c lại, đó:  = 894.49 N  = 279,46 N  = 2574,74 N 10 Chọn hệ số tải trọng động KHV KFV : i cấp xác vận tốc vịng 2,514 m/s, tra bảng 6.17 trang 245 (sách s thiết kế máy- Nguy n H u Lộc) ta đư c: KHv = KFv = 1,07 11.Tính tốn kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc: Theo công thức 6.114 trang 248: √ √ Trong :  KH = KHβ.KHV = 1,23.1,07 = 1,3161 Hệ số tải trọng tính  0,85 Hệ số kinh nghiệm x t đến giảm khả tải c a truyền bánh côn so v i truyền bánh trụ  ật liệu chế tạo c p bánh b ng th p th ZM =275 MPa1/2  ZH hệ số x t đến hình dạng c a bề m t tiếp xúc, =200  ZH = 1,76  Zε hệ số x t đến ảnh hư ng c a t ng chiều dài tiếp xúc Zε = √ εα = 1,88 – 3,2.( v i εα có giá tr khoảng 1,2-1,9 ) – ( ) = 1,73  Zε = √ = 0,87 Vậy : √ √ = 371,29 < [ √ √ ]= MPa  Điều kiện bền tiếp x c đư c th a 12 Xác định số tƣơng đƣơng: Theo công thức 6.108 trang 246: zv1 = zv2 =  Tính hệ số YF1 YF2 :V i u=3,2 z1=28, dựa vào bảng 6.20 Trang 112 sách tính tốn hệ dẫn động khí –TR NH CH T, ta chọn hệ số d ch ch nh bánh dẫn x1=0,33  bánh b dẫn x2 = -0,33 , v d ch ch nh đều: x1 + x2 = -Đối v i bánh dẫn: YF1 = = 3,62 -Đối v i bánh b dẫn: YF2 = 3,54  Đặc tính so sánh độ bền bánh (độ bền uốn ):  Bánh dẫn: ]  Bánh b dẫn: ] = 94,43  Ta ki m tra độ bền uốn theo bánh b dẫn có độ bền thấp 13 Tính tốn giá trị ứng suất chân răng: = = Trong : o KF = KFV.K β = 68,42 < [ζF2] = 334,29 hệ số tải trọng tính : KFV = 1,07 K β = + (KHβ – 1).1,5 = + (1,23 – 1).1,5 = 1,345  KF = 1,07.1,345 = 1,44 o mm modun chia trung bình  Do điều kiện uốn đư c th a BẢNG T M T T CÁC TH NG SỐ C Thơng số bánh Chiều dài ngồi Modun Chiều rộng vành Tỷ số truyền óc nghiêng Số Hệ số d ch ch nh Đường kính vịng chia trung b nh Đường kính vịng chia ngồi BỘ T UYỀN : Kích thƣớc Re=188,509 53,72 mm Z1=28 X1=0,33 dm1=96,04 mm de1=112 mm Z2=90 X2= -0,33 dm2=308,7 mm de2=360mm