Báo cáo bài tập lớn chi tiết máy Đề số 6 – phương án 2

HCM TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP.HCM BAO CAO BAI TAP LON CHI TIET MAY DE SO 6 — PHUONG AN 2 Giảng viên hướng dẫn: PGS.TS... ĐÈ SÓ 6 PGS TS Nguyễn Hữu Lộc 6.1 THIET KE HE THONG TRUYEN

DAI HOC QUOC GIA TP HCM TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA

TP.HCM

BAO CAO BAI TAP LON CHI TIET

MAY

DE SO 6 — PHUONG AN 2

Giảng viên hướng dẫn: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc

Lớp: L03

Sinh viên thực hiện: Nguyễn Quốc Thanh

MSSV: 2114753

ĐÈ SÓ 6

PGS TS Nguyễn Hữu Lộc

6.1 THIET KE HE THONG TRUYEN DONG MAY LAM SACH CHI TIET DAP

Hệ thống dẫn động xích tải gồm:

1- cơ điện; 2- Bộ truyền đai thang; 3- Hộp giảm tốc bánh răng nghiêng |

(l1 năm

Một giá đỡ chịu tác dụng tải trọng F = 8000 N được giữ chặt bằng nhóm 4 bulông như hình Sử dụng mối ghép bulông có khe hở Vật liệu bulông là thép CT3 có giới hạn bèn kéo cho phép [ơ:] = 100 MPa Hệ số

ma sát giữa các tâm ghép £ = 0,20, hệ sô an toàn k =1,3 Hay xac dinh:

a) Tải trọng lớn nhât tác dụng lên bulông

b) Xác định lực xiết V

€) Xác định đường kính đ; và chọn bulông

m

Ƒ =2000N;0 = 3,50 — ;D = 7001mm; L = 5 năm

Giải Công suất bộ phận công tác:

Py = = oe = 7,00 kW

Hiệu suất bộ truyền:

Tne = 1 op X Not ¥ Na X Nor X Nnt

Chon: 7,; = 0,99 (Hig suat cla mot cap 6 lan 0,99 + 0,995)

Nor = 0,98 (Hew suất của một cặp 6 trượt 0,98 ~ 0,99)

Ta = 0,95 (te suất của bộ truyền đai 0,94 + 0,96)

Nor = 0,97 (Higw suất của bộ truyền bánh răng tru 0,96 + 0,98)

Ant = 0,98 (tu suất của nối trục)

> nn = 0,992 x 0,98 x 0,95 x 0,97 x 0,98 x 0,87

Công suất động cơ:

Po ,

The 0,87

Từ giá trị công suất động cơ vừa tính trén, ta chon P = 11,0 kW

Tốc độ tại bộ phận công tác:

60x103xø 60x103x3,50 ,

=————=——— -=Q95,49tòn hút

Thiét lập bảng chọn động cơ ta có:

Ta chọn Động cơ 3 Ta thiết lap bang tinh các thông số trên các chỉ tiết của đề, ta có:

é

0

ÁP (km)

ắ (Nm)

, P 7

Ta co: Py) ==————= —————= 7,29 kW TotXMnt 0,98x0,98

P= mm = ————=/7,59kW 0,99x0,97

P 7,59

te =“———= ————= 8,07 kW

Tính Momen xoắn dựa vào công thức: T = ——— Nm, ta điện được các Momen xoăn tại các chỉ tiết

Tính toán thiết kế bộ truyền đai thang với P, = 8,07kH/ n, = 970 vg/ph; tỷ số truyền

u = 2,03

Giải 1- Theo hình 4.22a: phụ thuộc vào công suất 8,07kW và số vòng quay 0 = 970 vg/ph

ta chon dai loai B Theo bang 4.3 voi dai loai B: b, = 14mm, by = 17mm, h =

10,5 mm; yo = 4,0mm; A = 138 mm?; d, = 125 + 280 mm

2- Đường kính bánh đai nhỏ đị = 1,2đ„„ = 1,2 x 125 = 150 Theo tiêu chuẩn ta chọn

d, = 140 hoặc 160mm Ở đây ta chọn dị = 140mm

3- Giả sử ta chọn hệ số trượt tương đối £ = 0,01

Đường kính bánh đai lớn đạ = ud,(1 — s) = 2,03.140(1 — 0,01) = 281,358mm.

Theo tiêu chuẩn ta chọn dạ = 280mm

Tỷ số truyền: 1 = = im = 2,02

Sai léch so với giá trị chọn trước 0,53%

4- Khoảng cách trục nhỏ nhất xác định theo công thức:

(ay + 4;) >a> 0,55(d; + 4;) +h 2(140 + 280) >a> 0,55(140 + 280) + 10,5

840 > a > 241,5mm

Ta có thể chọn sơ bộ a = 1,2d; = 336mm khi u = 2

Chiêu dài tính toán của đai:

d,t+d d, —d, |?

4 n( 280 + 140) (280 — 140)

2 + 4.336 L=2.336+ = 1346,32mm

Theo bang 4.3, ta chọn đai có chiều dài L = 1400mm = 1,4m

mrdịm _— 7.140.970

60000 60000

5- Vận tốc dai v, = =7,11m/s

Số vòng chạy của đai trong một giây:

i=}= =— = 5,08s~1, Ũ = 10s~1!, do đó điều kiện được thoả

Tính toán lại khoảng cách trục a:

aut Vk2—BA?

4

{dy + dp | mx (140 + 280]

k=L- 5 = 1400 — 5 = 740,27 mm

yw Gea ds _ 280-140 = 2+ —— _ =

740,27 + V 740,272 — 8 x 702

az

4 Giá trị a vẫn thỏa mãn khoảng cho phép tính được ở mục 4

6- Góc ôm đai bánh đai nhỏ

đ; — đị 280 — 140

a, = 180° — 57 = 180° —57 36339 = 158,04° = 2,76 rad

7- Các hệ số sử dụng:

- _ Hệ số xét đến ảnh hưởng góc ôm dai:

ay 158,04

C, = 1,24 x (1 - e-n) = 1,24x (1 —e 110 ) = 0,95

- _ Hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc

C,=1- 0,05(0,01v — 1) =1- 0,05(0,01 x 7,112 - 1) = 1,02

- Hés6 xét dén anh hudng ty sé truyén u:

ng v (1.14 - 112) + 1,12 = 1,13

Ta nội suy được hệ sô: É, = —

- _ Hệ số xét đến ảnh hưởng số dây đai C,, ta chon so b6 bang |

- _ Hệ số xét đến ảnh hưởng chế độ tải trong:

C, = 0,9 (Làm việc 2 ca)

- _ Hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dai dai:

6h s 1400

Lo

Theo bang 4.8, ta chon [Po] = 2,07 kW khi d = 140 mm, Lo = 2240 mm, v =7,11 m/s

va dai loai B

Số đây đai được xác định theo công thức

= [fh|fafu,¿G€, 2,07 x 0,95 x 1,02 x 0,92 x 1 x 0,9 x 1,02 4,8

Ta chon z=5 dai

8- Lực căng đai ban đầu:

Fạ= A|ø| = 2A, |o| = 5x 138 x 1,5 = 1035N

Lực căn dây mỗi đai: = = 207N

Lực vòng có ích:

1000P, _ 1000 x 8,07

t

Lực vòng trên mỗi dây đai: 227,00N

9-

158,04

a

FE, = 2F, sin (2) = 2 x 1035 x sin ( ) = 2032,11 N

10- Theo đề bài, hệ thống làm việc 2 ca, mỗi ca 8 giờ => Mỗi ngày làm viéc 2 x 8 =

16 giờ

Giả thiết rằng một năm có 300 ngày Đề bài yêu cau thời gian làm việc trong 5 năm, nên

tuôi thọ của hệ thông mà đề bài yêu câu là:

L=5x300 x 16 = 24000 giờ

Tuổi thọ đai xác định theo công thức:

(g2) xi

Lh — ˆ~ 2 xasnxi

(với m là chỉ số của đường cong mỏi; a, là giới hạn mỏi của đai)

Như vậy, đề thỏa mãn yêu cầu đề bài thì L„ > L

( Or } xi0

Ø, max

eel

2 x 3600 xi

8

( 3 ) x107

——^*“——> 24000

2 x 3600 x 5,08 -

© On, max<5,14MPa

Ứng suất lớn nhất trong dây đai:

ble 1.2 Properties of Belt Materials

Leather 2.0 6.0 30.0 1,150 50

Rubber 1.6 6.0 10.0 1,150 30

Fabric I5 3.0 15.0 950 25

Plastic 40 6.0 60.0 1,050 60

Chọn dây đai với vật liệu là Leather có mô đun đàn hồi E= 30 MPa; khối lượng riêng ø =

1150 kg/m?

F

Omax = 0 + Fy + Oy = 0g + 0,50, + 0, + đại = 0a + 0,5 X Gt ev? x 10-6 +

207 95 3 2” "DU 2 1150 x 7,112 x 10-8 +2 x4

Như vậy ta chọn vật liệu đai là Leather (vì thỏa đ„„„ < 5,14 MPa)

290 „

đị

x 30 = 4,09Mpa

15- Tính lại tuổi thọ của đai, ta có:

Ớc \" 1n? (2 8 aay

Bảng thông số bộ truyền đai:

ai dai

Duong kinh banh dai da d,

Duong kinh banh dai bi đ;

â

ự ụ ụ EF 2032,11 N

Tuần 5 — 7:

5-7 Tính các bộ truyền trong hộp giảm tốc (bánh răng, trục vít) Vẽ sơ đồ lực tác

dụng lên các bộ truyền và tính giả trị các lực

Chỉ tiết

Động cơ Trục I Trục H Bộ phận công tác Thông số

Tỉ số truyền 2.03 5 1

So vong quay

(vong/phut)

Céng suat P (kW) 8.07 7,59 7.29 7,00

Momen xoan (Nm) 79.45 151,69 728,47 700,07

Do bộ truyền kín (hộp giảm tốc) được bôi tron tét thi dang hong chu yéu la tréc 16 bé mat răng và ta tiền hành tính toán thiết kế theo ứng suất tiếp xúc

1- Mô-men xoắn trên trục của bánh dẫn T¡ = 151,69 Nm Tý số truyền tu = 5

Số vòng quay n = 477,83 vong /phit

2- Chọn vật liệu cho bánh dẫn và bánh bị dẫn Chọn thép 45Cr được tôi cải thiện

Theo bảng 6.13 đối với bánh dẫn, ta chọn độ rắn trung bình HB¡ = 250; đối với bánh bị

dẫn ta chọn độ rắn trung bình Hữ; = 228 Vật liệu này có khả năng chạy ra tốt

3- Số chu kỳ làm việc cơ sở:

Nyo, = 30HB,* = 30 x 25074 = 1,71 x 107 chủ kỳ

Nuo2 = 30HB,* = 30 x 22874 = 1,37 x 10’ chu ky

Ngọi = Ngọ; = 5 x 105 chu kỳ

4- Do bánh răng trong hộp giảm tốc làm việc với chế độ tải trọng và số vòng quay không đổi:

Ly = Lụ x 365K, x 24K„„ = Š x 365 x TC x 24 x — = 24000 giờ

Nui = 60cnL, = 60 x 1 x 477,83 x 24000 = 6,8 x 108 chu ky

Do làm việc với tải trọng không đổi:

Nur, = Nạgụịi = 6,8 x 108 chu kỳ; Nụy; = Nạp = 1,4+x 108 chu kỳ

Vì: Nhgị > Nuois Nuez > Nuo2s Neer > Neos Nee2 > Neo2

Nên: Kui = Kuu¿ = Kpui = Kpu¿ = 1

5- Theo bảng 6.13, giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng xác định như sau:

Oon lim = 2HB + 70, suyra:

Oon limi = 2 X 250+ 70 = 570 MPa

Va nh lim? =2x228+70= 526 MPa

Oor lim = 1,8HB, suy ra:

OoF limt = 1,8 250 = 450 MPa

Va Oor lim2 = 1,8 X 228 = 410,4 MPa

6- Ung suất tiếp xúc cho phép:

0,9 Kup,

|| = 90H lim

Sy

Khi tdi cai thién s,, = 1,1, do do:

0,9 x1

on| = 570x i 466,4 MPa

,

0,9 x1

,

Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán:

Trong đó: 7, | = v0,5 | 466,44 + 430,44 | = 448,761 MPa

430,4< lzn| < 538MPa Suy ra gia tri 7, | = 448,761 MPa

7- Ứng suất uốn cho phép:

_ Khi,

Ớr | — Øgg tim ———

Sp Chon Sp = 1,75, ta co:

ñ = 450 x 1 = 257 MPa; |øs;] = 410,4 x = 234,5 MPa

8- Theo bang 6.15 do banh rang nam d6i ximg cac 6 truc nén W,, = 0,3 + 0,5, chon

Wha = 0,4 theo tiéu chuan, khi do:

Vial + 1) 0,4|5 + 1)

Word = — 2 = 2 = 1,2 Theo bang 6.4, ta chon Kyg = 1,05; Keg = 1,10

9 — Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng xác định theo công thức:

151,69 x 1,05

v

ba| Ởn Theo tiêu chuẩn, ta chọn a, = 200mm

10- Mé-dun rang m = (0,01 = 0,02 Jay =2+4mm

Theo tiéu chuan ta chon m = 2mm

11- Tir diéu kién 20° > B > 8°

miut1

mị wit)

2x 200 x cos| 8° 2 200 x cos(20° )

@ 33,01 > z, > 31,32

Như vậy Z¡ = 33 răng Suy ra số răng bánh bị dẫn: Z¿ = 1 Z¡ = 5 x 33 = 165răng Góc nghiêng răng:

2(Z + Z¡) 2 x (165 + 33)

) = arccos ) = 8,109614456°

Sau đó, ta xác định các thông số hình học chủ yếu bộ truyền bánh rang (bang 6.21)

Đường kính vòng chia:

1 cosB cos(8,109614456°) 3."

2 cosB cos(8,109614456°) 3

Đường kính vòng đỉnh:

212

đại = dy + 2m = ——-+2x2=— —mm

1000 1012

Khoảng cách trục: đụ, = 2cos{ 8,109614456 } ~ 2cos(8,109614456 ) = 200mm

Chiều rộng vành răng:

Banh bi dan b, = W,,@ = 0,4 X a = 0,4 x 200 = 80mm

12- Vận tốc vòng bánh răng:

ndịm TFX ae X 477,83

Theo bảng 6.3 ta chọn cấp chính xác 9 với Đạp = 6m/S

13- Hệ số tai trong K yy va Kpy theo bảng 6.6, ta chọn:

Kuy = 1,04; Kpy = 1,07

Hệ số tải trọng phân bố không đều giữa các răng K„„(Bảng 6.11) và Kz„(Bảng 6.35):

Trong tính toán sơ bộ, có thê lây Ku„ = 1

Hệ số trùng khớp dọc £; = b„ SH} ~ tÙpạ % ayy le) - 180>1

Khi hệ số trùng khớp dọc £; > 1:

Kina _ 4+ (s = 1Ì(nz = 5) _ 4+ (s„=1)9 =5)_„

Ae, Ae,

14- Tính toán kiểm nghiệm giá trị độ bền tiếp xúc:

"= ZuZuZe v2 x 103T¡Ku|tu + 1

byu

- Hệ số xét đến co tinh vat ligu: Zy = 190MPa'/ d(do cặp vật liệu tạo ra bánh răng đều làm bằng thép 45Cr)

- Hệ số xét đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc Z„;:

4cos 8 _ v4 eos| 8,109614456°)

sin{ 2a, ) R sin| 2 x 20°)

- Hệ số trùng khớp ngang £„:

1 1 1 1

= 1,746

- Hệ sô xét đên tông chiêu dải tiệp xúc Z„:

1

Z, = V—= V— = 0,75679

= 1746 7

- Hệ số tải trọng tính với K„x = Ku„ = 1

Ky = KuuKupKuyKp„ = 1 x 1,05 x 1,04 x 1= 1,092

190 x 2,4821 x 0,75679 V? x 103 x 151,69 x 1,092(5 + 1) 5

Oy = 200/3 80 x5 = 344,508

Ơn < lou

Do đó điều kiện bền tiếp xúc được thoả

15- Xác định số răng tương đương Z„;và Z„s:

“1 = £ 33 \=34răng

cos3 Ø cos”| 8,109614456° }

z Zp , 165 ` 170 rã

"cos B cos*[8,109614456" | rang

- Hệ số dạng răng Ÿ„:

B? 3474+ 84 = 386

34

+ Đối với bánh dẫn: Y;¡ = 3,47 +

Zy1

Bf = 3474+ 24 = 355

+ Đối với bánh bị dẫn: Yz¿ = 3,47 +

Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng (độ bền uốn):

- Bánh dẫn: |1| OF = ?7 = 66,58

Ypq 3,86

- Bánh bị dẫn: lore) _ 2345 _ 66,06

Ta kiêm tra độ bên uốn theo bánh bị dẫn có độ bèn thấp hơn:

16- Ứng suất uốn tính toán theo công thức (6.92):

— Y„F,KpY,Y,

Ởr2

b,m

Trong do:

Hệ số xét đến ảnh hưởng của trùng khớp ngang:

873

Hệ sô xét đên ảnh hưởng của góc nghiêng răng đên độ bên uôn:

W2 = =1 _ €, x B — 1—1,8x 8,109614456 — —— 0,87836 ;

Hệ số dạng răng theo số răng tương đương Z„:

W;; = 3,47+ — + 0,092x

Yoo = 3,47 F2 = 3,47 + 170 "17p 13,2 _ 279 *0 T 0,092 x 02 = 3,55 , x Of = 3,

Hệ số tải trọng tinh: Kr:

Kẹ = KgaKpgKzyKz„ = 1.1,10.1,07.1 = 1,177

a

Keg=1 ¢ 6 6a Ọ ữa các răng khi tính độ é

T1

Thay F, = 2 x 10° T-vào công thức 6.92, ta được công thức mô đun ?n:

wil

151,69 500

3,55 x2 x 10 x m—x 1,177 x =>

= 68,06420871MPa < or = 234,5MPa

a a ê a 6 ên bánh răng trụ răng nghiêng

a

Modun m

rang, Z,

22

Góc

Đườ

Đường kính vòng di

ông vành răng, mm Ủị

by

ô

Phân tích lực

Trục Il

Truc Il

Truc |

Lực vòng F;:

Fy = Fy = 2x 108 —=2x 108 x = = 4550,7N

3 Lực hướng tâm F,:

FE.=EFs= Fy tan@y — 4550,/7tan20° - 1673 049844N

ne "ˆ” cọosỹ — cos8,109614456° - ,

Lue doc truc F,:

Foy = Fy = FP, tanB = 4550,7 tan 8,109614456° = 684,4396305N