Báo cáo bài tập lớn chi tiết máy phương Án 16 Đề tài Đề số 2 thiết kế hệ thống dẫn Động băng tải

Chọn số răng sơ bộ của đĩa xích dẫn theo công thức .... Tính số răng đĩa xích lớn theo công thức .... Xác định các hệ số điều kiện sử dụng xích K theo công thức .... Chọn khoảng cách trụ

LỚP: L04

BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY

(ME 2007) Học kì 212/ năm học 2021 – 2022

MỤC LỤC

LỜI NÓI ĐẦU 1

1 Tính chọn động cơ điện 2

1.1 Chọn hiệu suất hệ thống 2

1.2 Tính công suất tương đương (công suất tính toán) 2

1.3 Xác định số vòng quay sơ bộ 2

1.4 Chọn động cơ điện, bảng thông số động cơ điện 3

1.5 Phân phối tỉ số truyền 3

1.6 Lập bảng đặc tính 3

1.6.1 Tính toán công suất trên trục 3

1.6.2 Tính số vòng quay các trục 4

1.6.3 Tính momen xoắn các trục 4

1.6.4 Bảng đặc tính động cơ 5

2 Thiết kế bộ truyền xích 5

2.1 Chọn loại xích 5

2.2 Chọn số răng sơ bộ của đĩa xích dẫn theo công thức 5

2.3 Tính số răng đĩa xích lớn theo công thức 5

2.4 Xác định các hệ số điều kiện sử dụng xích K theo công thức 5

2.5 Xác định công suất tính toán 6

2.6 Kiểm tra xích theo bảng 5.2 [1] 6

2.7 Xác định vận tốc trung bình của xích 7

2.8 Tính toán kiểm nghiệm bước xích 𝐩𝐜 theo điều kiện [𝐩𝟎] 7

2.9 Chọn khoảng cách trục sơ bộ, xác định số mắt xích và chiều dài xích 7

2.10 Kiểm tra xích theo hệ số an toàn và kiểm tra số lần va đập 8

2.11 Tính lực tác dụng lên trục 9

2.12 Các thông số bộ truyền xích 9

3 Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng một cấp 11

3.1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng 11

3.2 Xác định ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn cho phép và các chỉ tiêu tính 11 3.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép 11

3.2.2 Ứng suất uốn cho phép 13

3.2.3 Tính toán thiết kế theo độ bền tiếp xúc 14

4 Thiết kế trục – chọn then 18

4.1 Chọn vật liệu 18

4.2 Chọn sơ bộ đường kính trục 18

4.3 Xác định chiều dài trục 19

4.3.1 Trục I 20

4.3.2 Trục II 20

4.4 Thiết kế trục 21

4.4.1 Thiết kế trục I 21

4.4.2 Thiết kế trục II 25

4.5 Chọn then 29

4.5.1 Chọn then cho trục I 29

4.5.2 Chọn then cho trục II 29

4.5.3 Bảng thông số then cho 2 trục 30

4.6 Kiểm nghiệm trục và then 30

4.6.1 Kiểm nghiệm trục 30

4.6.2 Kiểm nghiệm then 33

5 Tính toán chọn ổ lăn và khớp nối 34

5.1 Thiết kế ổ lăn trục I 34

5.1.1 Xác định phản lực 𝐅𝐫 tác động lên ổ và chọn sơ bộ ổ 34

5.1.2 Xác định lực dọc trục phụ 35

5.1.3 Xác định tải trọng quy ước Q 36

5.1.4 Tuổi thọ tính theo triệu vòng quay 36

5.1.5 Khả năng tải động tính toán 37

5.1.6 Tính toán lại tuổi thọ ổ 37

5.1.7 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh 37

5.2 Thiết kế ổ lăn trục II 38

5.2.1 Xác định phản lực 𝐅𝐫 tác động lên ổ và chọn sơ bộ ổ 38

5.2.2 Tải trọng quy ước 38

5.2.4 Khả năng tải động tính toán 39

5.2.5 Tính toán lại tuổi thọ ổ 39

5.2.6 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh 40

5.3 Tính toán chọn khớp nối 40

5.3.1 Xác định đường kính sơ bộ 40

5.3.2 Momen xoắn 41

5.3.3 Chọn nối trục đàn hồi 41

5.3.4 Kiểm tra điều kiện bền 41

5.3.5 Tính lực nối trục 42

LỜI NÓI ĐẦU

Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại Vì vậy, việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất quan trọng trong công cuộc hiện đại hóa đất nước Hiểu biết, nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết kế các hệ thống truyền động là những yêu cầu rất cần thiết đối với sinh viên,

kỹ sư cơ khí

Trong cuộc sống, ta có thể bắt gặp các hệ thống truyền động ở khắp nơi, có thể nói nó đóng một vai trò quan trọng trong cả cuộc sống và sản xuất hiện nay Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu

Bài tập lớn môn học Chi tiết máy giúp ta tìm hiểu, thiết kế hộp giảm tốc và các

bộ phận truyền động liên quan, qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn học trước như: Nguyên lý máy, Vẽ kỹ thuật cơ khí, …; từ đó, giúp sinh viên

có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí Hộp giảm tốc là một trong những bộ phận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản như bánh răng, trục vít, ổ lăn, … Bài tập lớn môn Chi tiết máy không chỉ giúp sinh viên củng cố

và nắm vững các kiến thức từ các môn học trước còn giúp sinh viên rèn luyện tính tỉ

mỉ, khả năng tra cứu, tự đọc tài liệu và khả năng tính toán

Em chân thành gửi lời cảm ơn đến thầy Thân Trọng Khánh Đạt đã là người trực tiếp giảng dạy cũng như hướng dẫn giúp em hoàn thành bài tập lớn của môn học này

Với kiến thức còn hạn hẹp, vì vậy các thiếu sót là điều không thể tránh khỏi, vậy nên em rất mong nhận được sự góp ý từ thầy

1 Tính chọn động cơ điện

1.1 Chọn hiệu suất hệ thống

Hiệu suất truyền động: η = ηkn× ηol2 × ηbrn × ηxich

Trong đó các thông số hiệu suất sơ bộ được chọn từ Bảng 3.3 [1] :

ηol = 0.99: Hiệu suất ổ lăn (có 2 cặp ổ lăn)

ηbrn = 0.97: Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

ηxich = 0.96: Hiệu suất bộ truyền xích ống con lăn

→ η = ηkn× ηol2 × ηbrn × ηxich = 1 × 0.992× 0.97 × 0.96 = 0.91

1.2 Tính công suất tương đương (công suất tính toán)

Công suất trên trục băng tải P = F × v = 3500 × 2 = 7000W = 7 kW

Vì tải trọng thay đổi theo bậc nên công suất tương đương được tính như sau:

Tỉ số truyền chung của hệ u = uhgt× uxich

Trong đó, các giá trị tỉ số truyền được chọn sơ bộ từ Bảng 3.2 [1] :

uhgt = 3.5: Tỉ số truyền hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp

uxich = 3.5: Tỉ số truyền bộ truyền xích

u = uhgt× uxich = 3.5 × 3.5 = 12.25

nsb = u × nct = 121.32 × 12.25 = 1486.17 (vòng/phút) (2)

1.4 Chọn động cơ điện, bảng thông số động cơ điện

Từ các thông số tính toán theo (1) và (2) ta chọn động cơ điện thỏa:

{ Pđc > Pct = 7.36 (kW)

nđc  nsb = 1486.17 (vòng/phút)

Dựa vào Bảng P1.3 [2] ta chọn được động cơ điện có thông số như sau:

1.5 Phân phối tỉ số truyền

Tỉ số truyền thực sự:

u =nđc

nct =

1455121.32= 12

Tỉ số truyền hộp giảm tốc đã chọn: uhgt = 3.5

Tỉ số truyền xích được tính lại: uxich = 12

3.5= 3.43

1.6 Lập bảng đặc tính

1.6.1 Tính toán công suất trên trục

Công suất trên trục dẫn xích tải:

Pm = 6.7 kW Công suất trên trục II hộp giảm tốc:

Kiểu động cơ Công suất Vận tôc vòng quay

PII = Pm ηxich×ηol = 6.7

0.96×0.99 = 7.05 kW Công suất trên trục I hộp giảm tốc:

PI = PII

ηol×ηbrn = 7.05

0.99×0.97= 7.36 kW Công suất trên trục động cơ:

Pđc = PI ηkn =7.36

Tm = 9.55 × 106×P

n= 9.55 × 10

6× 6.7121.2= 527929 (N mm)

1.6.4 Bảng đặc tính động cơ

2 Thiết kế bộ truyền xích

* Thông số kỹ thuật bộ truyền xích ống con lăn:

Công suất bộ truyền: Pxich = PII = 7.05 (kW)

+ Tải trọng thay đổi, va đập nhẹ

+ Bôi trơn liên tục

+ Độ căng xích điều chỉnh được

+ Đường nối tâm trục với phương ngang song song với nhau

+ Làm việc hai ca, khoảng cách trục nên chọn trong khoảng (30 ÷ 50)pc, ở đây

ta chọn a = 40pc

2.2 Chọn số răng sơ bộ của đĩa xích dẫn theo công thức

* z1 = 29 − 2 × u = 29 − 2 × 3.43 = 23 (răng)

2.3 Tính số răng đĩa xích lớn theo công thức

* z2 = uxich× z1 = 3.43 × 23 = 79 (răng) thỏa (z2 < zmax = 120)

2.4 Xác định các hệ số điều kiện sử dụng xích K theo công thức

* Theo công thức 5.22 [1]

và Bảng các hệ số K [1], ta có:

K = Kr × Ka × Ko× Kdc × Kb× Klv = 1.2 × 1 × 1 × 1.1 × 0.8 × 1.12 = 1.18 Trong đó:

+ Ka - hệ số xét đến ảnh hưởng của khoảng cách trục: do chọn a = 40pcnên Ka = 1

+ Ko - hệ số xét đến ảnh hưởng cách bố trí bộ truyền: do đường nối tâm song song trục ngang nên Ko = 1

+ Kdc - hệ số xét đến ảnh hưởng của khả năng điều chỉnh lực căng xích:

2.6 Kiểm tra xích theo bảng 5.2 [1]

* Theo Bảng 5.4 [1] và công thức 5.25 [1], ta chọn được các thông số thỏa

2.7 Xác định vận tốc trung bình của xích

* Ta có công thức sau: v = z1 ×p c ×n 1

60000 =23×25.4×415.71

60000 = 4.05 (m/s)

2.8 Tính toán kiểm nghiệm bước xích 𝐩𝐜 theo điều kiện [𝐩𝟎]

* Với [p0] chọn theo Bảng 5.3 [1] là 23 MPa, ta kiểm nghiệm bước xích đã chọn theo công thức:

= 19.33 (mm)

Do pc = 25.4 (mm) > 19.33 (mm) nên điều kiện trên được thỏa

2.9 Chọn khoảng cách trục sơ bộ, xác định số mắt xích và chiều dài xích

2

×pca

* Để tránh xích không chịu lực căng quá lớn, ta giảm khoảng cách trục một đoạn (0.002 ÷ 0.004) × a = 1.88 ÷ 3.76 (mm)

* Ta chọn a = 940 (mm)

2.10 Kiểm tra xích theo hệ số an toàn và kiểm tra số lần va đập

* Theo Bảng 5.6 [1] với bước xích pc = 25.4 (mm), ta chọn [i] = 20

Lực căng do lực ly tâm gây nên: Fv = qm× v2 = 2.17 × 4.052 = 35.59 (N) Lực căng ban đầu của xích:

Kf: Hệ số phụ thuộc vào độ võng của xích Kf = 6 khi xích nằm ngang;

Kf = 3 khi góc nghiêng giữa đường tâm trục và phương nằm ngang nhỏ hơn

400; Kf = 1 khi xích thẳng đứng Ở đây xích nghiêng 200 nên Kf = 3

chọn được dl = 15.88

Bánh bị dẫn d2

185.96 638.72 Bước xích pc (mm) 25.4

Khoảng cách trục a

(mm)

940 Đường kính vòng đỉnh

Bánh dẫn da1Bánh bị dẫn da2

203.74 656.5 Chiều dài xích L (mm) 3403.6

Bánh dẫn df1Bánh bị dẫn df2

169.9 622.66

3 Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng một cấp

* Từ bảng đặc tính động cơ ở phần 1, ta có các thông số thiết kế sau:

- Bánh chủ động:

+ Công suất: PI = 7.36 (kW) + Momen xoắn trên trục bánh chủ động: TI = 48308 (Nmm) + Số vòng quay bánh chủ động: nI = 1455 (vòng/phút)

- Bánh bị động:

+ Công suất: PII = 7.05 (kW) + Momen xoắn trên trục bánh bị động: TII = 161958 (Nmm) + Số vòng quay bánh bị động: nII = 415.71 (vòng/phút)

- Thời gian làm việc 300 ngày, 2 ca, mỗi ca làm việc 8 giờ

Lh = 300 × 2 × 8 = 4800 (giờ)

3.1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng

Chọn thép 40Cr được tôi cải thiện Theo Bảng 6.3 [1] ta chọn được

độ rắn trung bình đối với bánh dẫn HB1 = 250, HB2 = 240 theo công thức H1 > H2+ (10 ÷ 15)HB

3.2 Xác định ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn cho phép và các chỉ tiêu tính

3.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép

* Số chu kỳ làm việc cơ sở NHO = 30 × HB2.4

NHO2 = 30 × 2402.4 = 1.5 × 107 (chu kỳ)

* Số chu kỳ làm việc tương đương khi bộ truyền làm việc với chế

độ tải trọng thay đổi theo bậc:

NHE = 60c∑ ( Ti

Tmax)

mH2

niti

Trong đó: ni, ti, Ti: số vòng quay, thời gian làm việc tính bằng giờ

và momen xoắn trong chế độ làm việc thứ i

Tmax: momen xoắn lớn nhất trong các momen Ti

Trong đó: NHE - Số chu kỳ làm việc tương đương

NHO - Số chu kỳ làm việc cơ sở

mH - Bậc của đường cong mỏi, có giá trị bằng 6

Vì cả NHE1, NHE2 đều lớn hơn NHO1, NHO2 nên KHL1 = KHL2 = 1

* Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] = σ0Hlim0.9KHL

3.2.2 Ứng suất uốn cho phép

* Số chu kỳ làm việc cơ sở NFO = 5 × 106 với tất cả các loại thép

* Số chu kỳ làm việc tương đương với tải trọng thay đổi theo bậc:

Trong đó: NFE - Số chu kỳ làm việc tương đương

NFO - Số chu kỳ làm việc cơ sở

mF - Bậc của đường cong mỏi, có giá trị bằng 6

Vì cả NFE1, NFE2 đều lớn hơn NFO nên KFL1 = KFL2 = 1

* Ứng suất uốn cho phép [σF] =σOFlim K FC

sF KFL

Trong đó: σOFlim - giới hạn mỏi uốn tương ứng với NFO, tra theo

σOFlim1 = 1.8HB1 = 1.8 × 250 = 450 (MPa)

σOFlim2 = 1.8HB2 = 1.8 × 240 = 432 (MPa) [σF1] =σOF1lim K FC

3.2.3 Tính toán thiết kế theo độ bền tiếp xúc

* Chọn ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] = √0.5([σH1]2+ [σH2]2) = √0.5(4502+ 466.362) = 458.25 (MPa)

* Chọn hệ số chiều rộng vành khăn ψba, tính ψbd và chọn sơ bộ

hệ số tải trọng tính KH = KHβChọn ψba = 0.4 do độ rắn 2 bánh nhỏ hơn 350 và lắp đối xứng

aw = 43(3.5 + 1)√ 48308 × 1.04

0.4 × 458.252× 3.53

aw = 107.38 (mm), theo tiêu chuẩn ta chọn aw theo Dãy 1 aw =

2a w cos8°

mn(u+1) ≥ z1 ≥2awcos 20°

mn(u+1) 2×125×cos8°

2(3.5+1) ≥ z1 ≥2×125cos20°

2(3.5+1)

27.5 ≥ z1 ≥ 26.1, như vậy ta chọn được z1 = 27 (răng)

z2 = uz1 = 3.5 × 27 = 94.5, chọn z2 = 95 (răng) Góc nghiêng răng:

cos12.58°= 55.33 (mm)

d2 =mnz2

cosβ = 2×95

cos12.58°= 194.67(mm)

+ Đường kính vòng đỉnh:

da1 = d1+ 2mn = 55.33 + 2 × 2 = 59.33 (mm)

da2 = d2+ 2mn = 194.67 + 2 × 2 = 198.67 (mm) + Chiều rộng vành răng:

b2 = ψbaaw = 125 × 0.4 = 50 (mm)

b1 = b2+ 5 = 50 + 5 = 55 (mm)

* Tính vận tốc vòng v và chọn cấp chính xác bộ truyền + Vận tốc vòng bánh răng:

dw1 = 68 × √48308×1.04×(3.52+1)

0.9×458.25×3.52 3

= 47.52 (mm)

σH =275 × 1.71 × 0.79

2 × 48308 × 1 × 1.11 × 1.16 × 1.04 × (3.52 + 1)

50 × 3.523

σH = 116.66 (MPa)

σH < [σH] = 458.25 (MPa) Như vậy độ bền tiếp xúc được thỏa mãn

* Kiểm nghiệm theo độ bền uốn:

Ứng suất uốn được tính theo công thức:

σF2 =YFFtKFYεYβ

b w m n ≤ [σF2] Trong đó: - Yε = 1

εα: hệ số xét đến ảnh hưởng của trùng khớp ngang

Số răng tương đương :

Bánh dẫn: [σF1 ]

Y F1 =267.14

3.93 = 67.97

Chọn ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 ÷ 40 (MPa)

4.2 Chọn sơ bộ đường kính trục

d ≥ √16T

π[τ]

3 Trong đó, ta lấy [τ] mang trị số nhỏ ở trục đầu vào và lớn ở trục đầu ra:

Vì trục I nối với động cơ qua khớp nối nên đường kính sơ bộ của trục I phải thỏa

* Theo Bảng 10.2 [1], ta lần lượt chọn sơ bộ đường kính trục và bề rộng ổ lăn theo tiêu chuẩn:

lm22 = (1.2 ÷ 1.5) × dII - Chiều dài may-ơ đĩa xích

lm12 = (1.2 ÷ 1.5) × 35 = 42 ÷ 52.5 (mm)

Ta chọn : lm12 = 50 (mm)

boII = 21 (mm) - Chiều rộng ổ lăn trên trục II

lm23 = (1.2 ÷ 1.5)dII = 42 ÷ 52.5 (mm) Chọn lm23 = 50 (mm)

l23 = 0.5 × (50 + 23) + 8.5 + 10 = 55 (mm)

l21 = 2l23 = 2 × 55 = 110 (mm)

Do trục I có khớp nối trục, để dễ chế tạo, dễ thay thế ta chọn nối

trục đàn hồi, thông số dựa vào Bảng 16-10a [2] ta chọn D0 = 90

∑Fx = 0

RAx− Ft1+ RCx+ Fnt = 0

RAx = 1129.48 (N) Phương trình cân bằng lực theo trục y:

∑Fy = 0

RAy− Fr1+ RCy = 0

RAy− 651.21 + 227.6 = 0

RAy = 423.61 (N)

T

* Biểu đồ mômen trục I vẽ bằng Matlab:

*Dựa vào biểu đồ nội lực, tính mômen uốn tổng hợp tại từng tiết diện theo công thức:

Mtđ = √Mx2+ My + 0.75T2

MtđA = √02+ 02+ 02 = 0

MtđB = √23298.552+ 62121.42+ 0.75 × 483082 = 78435.57 (N.mm)

MtđC = √02+ 282002+ 0.75 × 483082 = 55936.6 (N.mm)

MtđD = √02+ 02+ 0.75 × 483082 = 41835.96 (N.mm) Đường kính tiết diện tính lại theo công thức sau:

= 22.37 (mm)

Phương trình cân bằn momen tại điểm H:

∑MHx = 0

−Fr2× HG − RFy× FH − Ma2 − Ftx× EH = 0

−651.21 × 55 − RFy× 110 − 37930.48 − 1740.74 × 185 = 0

RFy = −3598 (N) Như vậy chiều thực tế của RFy ngược chiều hình vẽ (hướng xuống)

∑Fy = 0

Ftx+ RFy+ Fr2 + RHy = 0

RHy = −Fr2− RFy− Ftx= −651.21 + 3598 − 1740.74 = 1206 (N) Phương trình cân bằng lực theo trục x:

∑Fx = 0

RFx− Ft2+ RHx = 0

RHx = Ft2− RFx = 1746.23 − 873.115 = 873.115 (N)

* Biểu đồ momen trục II:

* Biểu đồ mômen trục II vẽ bằng Matlab:

* Dựa vào biểu đồ nội lực, tính mômen uốn tổng hợp tại từng tiết diện theo công thức:

Mtđ = √Mx2+ My2+ 0.75T2

MtđE = √02+ 02+ 0.75 × 1619582 = 140259.74 (N.mm)

MtđF = √130555.52+ 02+ 0.75 × 1619582 = 191618.2 (N.mm)

MtđG = √1978902+ 48021.332+ 0.75 × 1619582 = 247263.62 (N.mm)

MtđH = √02+ 02+ 02 = 0 Đường kính tiết diện tính lại theo công thức sau:

= 28.13 (mm)

Vị trí F và H là tiết diện lắp ổ lăn, ta chọn theo dãy tiêu chuẩn và theo kết cấu ta được dF = dH = 40 (mm)

Vị trí G là tiết diện lắp bánh răng có lắp then, theo dãy tiêu chuẩn ta chọn dG =

Chiều dài may-ơ đĩa xích:

lmx = (1.2 ÷ 1.5)dE = 42 ÷ 52.5 (mm)

Ta chọn lmx = 50 (mm)

4.5.3 Bảng thông số then cho 2 trục

Trục Đường kính tiết diện (mm) Kích thước then

4.6.1.1 Kiểm nghiệm theo độ bền mỏi

* Hai trục vừa được thiết kế được kiểm nghiệm độ bền mỏi theo các công thức sau đây: