BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY
ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI BÀI LÀM BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY BÀI 1: Tính toán bộ truyền đai truyền từ động cơ đến hộp giảm tốc máy tiện. I. Chọn loại đai và tiết diện đai. 1. Chọn loại đai Đai thang hẹp (đai sợi tổng hợp) tỉ số giữa chiều rộng tính toán t b đo theo lớp trung hòa và chiều cao h của tiết diện hình thang 1,05 1,1 t b h = + 2. Tiết diện đai Do công suất N = 4,4 kW, n 1 = 1200 vòng/ph nên tra bảng ta chọn loại đai Y A : Kích thước tiết diện: b t = 11, b = 13, h =10, y 0 = 2,8 Diện tích tiết diện A = 81 mm 2 Đường kính bánh đai nhỏ d 1 = 100 – 200 (mm) Chiều dài giới hạn l = 560 – 4000 (mm) II. Xác định các thông số bộ truyền 1. Đường kính bánh đai nhỏ d 1 : Ta chọn d 1 = 140 mm Vận tốc đai: 1 1 4 8,8 / 6.10 d n v m s π = = Đường kính bánh đai lớn: 1 2 140.4,5 639,6 1 1 0,015 d u d ε = = = − − mm với ε=0,015 Vậy chọn d 2 theo tiêu chuẩn: d 2 = 630 mm Tính lại tỉ số truyền 2 1 630 4,569 (1- ) 140(1-0,015) d u d ε ′ = = = . Suy ra sai lệch: - 4,5- 4,569 1,5% 5% 4,5 u u u u ′ ∆ = = = < (thỏa mãn) 2. Khoảng cách trục a: Với u = 4,5, lấy 2 0,925 a d = ⇒ a = 0,925d 2 = 683 mm. Khoảng cách trục a thỏa mãn: 0,55(d 1 + d 2 ) + h a≤ ≤ 2(d 1 + d 2 ) 1 3. Chiều dài đai l : 2 1 2 1 2 ( - ) 2 ( ) 2662,74 2 4 d d l a d d a π = + + + = mm. Chọn l theo tiêu chuẩn: l = 2500 mm Kiểm nghiệm về tuổi thọ của đai: -3 1 1 4 3,5.10 10 .6.10 d nv i l l π = = = < (thỏa mãn) 4. Góc ôm 1 α trên bánh đai nhỏ: 0 0 0 0 1 2 1 57 180 - ( - ) 139 120d d a α = = > (thỏa mãn). ( Đai sợi tổng hợp 0 α 120≥ ) III. Xác định số đai Số đai z : [ ] 1 d Pk z P ≥ . Trong đó: Công suất cho phép [ ] 1 1 0 ( ) 9550 l T n P P c c α ∆ = + . Với c α là hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm 1 α , 0,887c α = , 1 l c = . Chọn P 0 = 3,4 (với v đai = 8,8m/s và d 1 = 140mm); 1 ΔT là số gia mômen xoắn (N.m), với u = 4,5 > 2,40 ta chọn 1 ΔT = 4,2 (loại đai Y A ). Suy ra: [ ] 4,2.1200 (3,4.0,887.1 ) 3,54 9550 P = + = MPa Vậy [ ] 1 4,4.1,2 1,49 3,54 d Pk z P ≥ = ; . Chọn số đai: 2z = (đai). Từ đó ta có: Chiều rộng bánh đai: ( 1) 2B z t e= − + . Tra bảng ta có t =15, e = 10 Suy ra B = 35mm Đường kính ngoài của bánh đai : 0 2 a d d h= + . Tra bảng ta có h 0 = 3. Vậy : Bánh đai 1 : 1 1 0 2 146 a d d h= + = mm Bánh đai 2 : 2 2 0 2 636 a d d h= + = mm IV. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục 1. Lực căng trên 1 đai : 2 1 0 780. . . d v Pk F F v c z α = + . Trong đó: v F là lực căng do lực li tâm gây ra, do trục điều chỉnh được nên v F = 0 v là vận tốc vòng, 8,8 /v m s= 1 P = 4,4kW Suy ra 0 780.4,4.1,2 0 264 8,8.0,887.2 F N= + = 2. Lực tác dụng lên trục: 0 1 0 139 2 . .sin( ) 2.264.2.sin( ) 989,13 2 2 r F F z N α = = = 3 BÀI 2. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng làm việc trong hộp giảm tốc 1 cấp. I. Chọn vật liệu Vật liệu làm bánh răng nhỏ là thép C50 tương ứng với thép 50 Liên Xô, tôi cải thiện có độ rắn 240HB, gới hạn bền 640 b MPa σ = , giới hạn chảy 380 ch MPa σ = . Vật liệu làm bánh răng lớn là thép C45 tương ứng với thép 45 Liên Xô, thường hóa, độ rắn 200HB, giới hạn bền 600 b MPa σ = , giới hạn chảy 340 ch MPa σ = , phôi rèn. II. Ứng suất cho phép 1. Ứng suất tiếp xúc cho phép Số chu kì chịu tải tương đương N HE2 của bánh lớn: 3 2 max 60 ( ) . . i HE i i T N c n t T = ∑ Dựa vào số liệu bài ra và sơ đồ tải trọng, ta có: 3 1 2 1 max 60. . . . . i i HE i i T t n N c t u T t = ÷ ∑ ∑ ∑ 3 3 7 516 3,2 4,4 =60.1. .12500. 1 . +0,85 . =14,3.10 2 8 8 ÷ Số chu kì cơ sở N HO của thép C45 thường hóa chế tạo bánh lớn là 10.10 6 . Vậy N HE2 > N HO . Do đó K HL2 = 1 Số chu kì chịu tải tương đương của bánh nhỏ lớn hơn số chu kì chịu tải tương đương bánh lớn u lần nên: N HE1 = u.N HE2 = 2.14,3.10 7 = 28,6.10 7 Tra bảng với độ rắn bề mặt bánh răng nhỏ 240HB có thể lấy N HO = 16.10 6 .Đối với bánh răng nhỏ N HE1 > N HO1 và K HL1 = 1 , nên 0 lim1 lim1H H σ σ = ; 0 lim2 lim2H H σ σ = Giới hạn bền mỏi tiếp xúc: lim 2 70 H HB σ = + Chọn rắn bánh nhỏ HB 1 = 240, bánh lớn HB 2 = 200, ta có: lim1 2.240 70 550 H MPa σ = + = lim2 2.200 70 470 H MPa σ = + = Ứng suất tiếp xúc cho phép của mỗi bánh răng tính theo công thức : [ ] lim . . . . H H R V L xH H Z Z K K S σ σ = ÷ Lấy . . . R V L xH Z Z K K = 1, hệ số an toàn S H = 1,1 ta có: 4 Bánh nhỏ: 1 550 500 1,1 H MPa σ = = Bánh lớn: 2 470 427 1,1 H MPa σ = = Suy ra ứng suất tiếp xúc cho phép của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng là: [ ] 2 427 H H MPa σ σ = = 2. Ứng suất uốn cho phép Số chu kì chịu tải tương đương của bánh lớn: 6 6 6 2 max 516 3, 2 4,4 60 ( ) . . 60.1. .12500.(1 . 0,85 . ) 2 8 8 i HE i i T N c n t T = = + ∑ =11,8.10 7 > N FO = 4.10 6 Số chu kì chịu tải tương đương của bánh nhỏ N FE1 = u.N FE2 > N FO . Do đó K FL = 1 đối với cả 2 bánh răng. Mặt khác do bộ truyền quay một chiều nên K FC = 1. Ta có: Giới hạn bền mỏi uốn: 0 lim lim . . F F FL FC K K σ σ = Hay: 0 lim1 lim1 1 1,8 1,8.240 432 F F HB MPa σ σ = = = = 0 lim2 lim2 2 1,8 1,8.200 360 F F HB MPa σ σ = = = = Ứng suất mỏi uốn cho phép: [ ] lim . . . F F R S xF F Y Y K S σ σ = . Trong đó: Hệ số an toàn S F = 1,7 (phôi rèn thường hóa hoặc tôi cải thiện) Hệ số K xF = 1 (đường kính các răng dưới 400mm) Hệ số Y R = 1 Hệ số Y S = 1,08 - 0,16lg(m) = 1,03 (môđun m = 2) Suy ra : Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ : [ ] 1 1,03 432. 261 1,7 F MPa σ = = Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn : [ ] 2 1,03 360. 218 1,7 F MPa σ = = Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải : Bánh răng nhỏ : [ ] 1 max 2,8 2,8.380 1064 H ch MPa σ σ = = = Bánh răng lớn : [ ] 2 max 2,8 2,8.340 952 H ch MPa σ σ = = = Ứng suất uốn cho phép khi quá tải : Bánh răng nhỏ : [ ] 1 1 max 2,2 2,2.240 528 F HB MPa σ = = = Bánh răng lớn : [ ] 2 2 max 2,2 2,2.200 440 F HB MPa σ = = = 5 III. Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền 1. Khoảng cách trục ω a 1 3 2 ( 1) ( ) . . H a H ba T k a K u u β ω σ ψ = ± . Trong đó : K a = 49,5 (MPa) 1/3 ( tra bảng đối với bánh răng thẳng làm bằng thép ) Tỉ số truyền u = 2 Mômen xoắn trên trục bánh chủ động T 1 : 6 6 1 1 1 5,5 9,55.10 . 9,55.10 . 101793( . ) 516 P T N mm n = = = Tra bảng ta có : [ ] 427 H MPa σ = , 0,4 ba b a ω ω ψ = = với ω b là chiều rộng vành răng, Hβ k =1,01 (tra bảng với ba ψ =0,4 ) Vậy suy ra 3 2 101793.1,01 49,5.(2 1). 132,2 427 .2.0,4 a ω = + = mm. Chọn ω a = 132 mm 2. Đường kính vòng lăn bánh nhỏ ( ) [ ] 1 3 1 2 . . 1 . . . H d H bd T k u d K u β ω σ ψ ± = . Trong đó : K d = 77 (MPa) 1/3 , tra bảng đối với răng thẳng bằng thép, Hβ k = 1,01 T 1 = 101793 N.mm, [ ] H σ = 427 MPa 0,53. ( 1) 0,53.0,4.(2 1) 0,636 bd ba u ψ ψ = ± = + = Suy ra : 3 1 2 101793.1,01.(2 1) 77. 85 427 .2.0,636 d ω + = ; mm IV. Xác định các thông số ăn khớp 1. Xác định môđun (0,01: 0,02) (0,01: 0,02).132 1,32: 2,64m a ω = = = Chọn m = 2,5 2. Xác định số răng 6 [ ] [ ] 1 2 2.132 35 ( 1) 2,5(2 1) a Z m u ω = = = + + Với Z 1 = 35 suy ra Z 2 = u.Z 1 = 2.35 = 70 (răng) Số răng tổng Z t = Z 1 +Z 2 = 105 (răng) Tính lại khoảng cách trục : 2,5.105 131,25 2 2 t mZ a ω = = = (mm) Ta chọn ω a =132 mm , khi đó ta dùng dịch chỉnh : Hệ số dịch tâm : 1 2 132 -0,5.( ) -0,5.(35 70) 0,3 2,5 a y Z Z m ω = + = + = Hệ số 1000 1000.0,3 2,857 105 y t y k Z = = = , theo đó ta tra được 0,054 x k = Hệ số giảm đỉnh răng : . 0,054.105 0,00567 1000 1000 x t k Z y∆ = = = Tổng hệ số dịch chỉnh : 0,3 0,00567 0,30567 t x y y= + ∆ = + = Do đó hệ số dịch chỉnh của bánh răng 1 là : ( ) 2 1 1 35.0,3 0,5( . ) 0,5.(0,30567 ) 0,103 105 t t Z Z x x y Z − = − = − = Và 2 1 0,30567 0,103 0,203 t x x x= − = − = Góc ăn khớp : 0 105.2,5. os20 os 0,9344 2.132 t c c ω α = = . Do đó 0 20 52 t ω α ′ ; 3. Các kích thước của các bánh răng Đường kính vòng chia : 1 1 2,5.35 87,5d mZ= = = mm 2 2 2,5.70 175d mZ= = = mm Chiều rộng vành răng : 1 . 0,636.85 54 d b d ω ω ψ = = = mm V. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng : [ ] 1 1 2 ( 1) H M H H H Z Z Z T K u d b u ε ω ω σ σ ± = ≤ Trong đó : Z M = 275 (MPa) 1/3 (hệ số kể đến cơ tính vật liệu) Z H = 1,76 (tra bảng đối với răng trụ răng thẳng) Ta có 4 4 1,6 1,6 0,894 3 3 Z α α ε ε ε − − = ⇒ = = = 7 1 85d ω = mm, T 1 =101793 N.mm . H H Hv K K K β = với H K β =1,01 và 1 1 1 2 H Hv H H v b d K T K K ω ω β α = + , 0H H a v g v u ω δ = . Tra bảng ta có : H δ = 0,004 ; 0 g = 47 ; 1 1 2,3 6000 d n v ω π = = Suy ra : 132 0,004.47.2,3. 351 2 H v = = . Vậy 351.54.85 1 1,078 2.101793.1,01 Hv K = + = 1,089 H K⇒ = Từ đó ta được : [ ] 275.1,76.0,894 2.101793.1,089.(2 1) 399,5 427 85 54.2 H H MPa MPa σ σ + = = < = (TM) VI. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng : [ ] 1 1 1 1 1 2 F F F Fv F T Y K K b d m β ω ω σ σ = ≤ và [ ] 2 2 1 2 1 F F F F F Y Y σ σ σ = ≤ . Trong đó : 1F Y , 2F Y là các hệ số dạng răng, tra bảng ta có : 1F Y = 3,68 ; 2F Y = 3,55 1,05 F K β = (hệ số tập trung tải trọng) Fv K là hệ số tải trọng động, 1 1 1 2 F Fv F v b d K T K ω ω β = + . Với 0F F a v g v u ω δ = Tra bảng ta có : F δ = 0,011 ; g 0 = 47 Suy ra 132 0,011.47.2,3 9,66 2 F v = = Do đó 9,66.54.85 1 1,21 2.101793.1,05 Fv K = + = . Suy ra : [ ] 1 1 2.101793 .3,68.1,05.1,21 82,95 261 54.85.2,5 F F MPa σ σ = = < = (thỏa mãn) [ ] 2 2 3,55 82,95. 80,02 218 3,68 F F MPa MPa σ σ = = < = (thỏa mãn) VII. Kiểm nghiệm răng về quá tải Để tránh hiện tượng biến dạng dư và gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại ax ( ) H m σ không vượt quá một giá trị cho phép : 8 [ ] ax ax ( ) H m H qt H m K σ σ σ = ≤ . Trong đó hệ số quá tải axm qt T K T = Suy ra [ ] ax 2 ax ( ) 399,5 1,45 481,1 952 H m H m MPa MPa σ σ = = < = Để phòng biến dạng dư hoặc hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất uốn cực đại ax ( ) F m σ tại mặt lượn chân răng không vượt quá một giá trị cho phép : [ ] ax ax ( ) F m F qt F m K σ σ σ = ≤ Ta có : [ ] 1 ax 1 ax ( ) 82,95.1,45 120,3 528 F m F m MPa MPa σ σ = = < = (thỏa mãn) [ ] 2 ax 2 ax ( ) 80,02.1,45 116,1 440 F m F m MPa MPa σ σ = = < = (thỏa mãn) VIII. Xác định các kích thước của bộ truyền bánh răng Vì tính toán kiểm nghiệm các điều kiện bền của bánh răng đều thỏa mãn nên ta có được các kích thước và thông số của bộ truyền bánh răng như sau : 1. Khoảng cách trục : 132a ω = mm 2. Mô đun : 2,5m = mm 3. Chiều rộng vành răng : 54b ω = mm 4. Tỉ số truyền : 2u = 5. Số răng của bánh răng : 1 35Z = ; 2 70Z = 6. Hệ số dịch chỉnh : 1 0,103x = mm ; 2 0,203x = mm 7. Đường kính chia : 1 87,5d = mm ; 2 175d = mm 8. Đường kính đỉnh răng: 1 1 1 2(1 ) 87,5 2(1 0,103 0,00567).2,5 93 a d d x y m= + + − ∆ = + + − = mm 2 2 2 2(1 ) 175 2(1 0,203 0,00567).2,5 181 a d d x y m= + + − ∆ = + + − = mm 9. Đường kính đáy răng: 1 1 1 (2,5 2 ) 87,5 (2,5 2.0,103).2,5 81,8 f d d x m= − − = − − = mm 2 2 2 (2,5 2 ) 175 (2,5 2.0,203).2,5 169,8 f d d x m= − − = − − = mm 10. Đường kính cơ sở: 0 0 1 1 . os20 87,5. os20 82,22 b d d c c= = = mm 0 0 2 2 . os20 175. os20 164,45 b d d c c= = = mm 9 . ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI BÀI LÀM BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY BÀI 1: Tính toán bộ truyền đai truyền từ động cơ đến hộp giảm tốc máy tiện. I. Chọn loại đai và tiết diện đai. 1. Chọn loại đai Đai. thang hẹp (đai sợi tổng hợp) tỉ số giữa chi u rộng tính toán t b đo theo lớp trung hòa và chi u cao h của tiết diện hình thang 1,05 1,1 t b h = + 2. Tiết diện đai Do công suất N = 4,4 kW,. chọn loại đai Y A : Kích thước tiết diện: b t = 11, b = 13, h =10, y 0 = 2,8 Diện tích tiết diện A = 81 mm 2 Đường kính bánh đai nhỏ d 1 = 100 – 200 (mm) Chi u dài giới hạn l = 560 – 4000