BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

bài tập lớn chi tiết máy về thiết kế hệ dẫn động băng tải hộp giảm tốc 2 cấp khai triển bộ truyền bánh răng trụ răng côn bộ truyền trục vítbánh vít bộ truyền đai 1) Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền. 2) Tính toán thiết kế các bộ truyền đai thang , bánh răng 12, 34, 56 . 3) Tính toán thiết kế trục 1 , 2 , 3. 4) Chọn ổ lăn cho trục 1, 2 , 3. Tài liệu tham khảo: Tài liệu 1: “ Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Trịnh Chất – Lê Văn Uyển , tập 1,2” Tài liệu 2: “ Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc” Tài liệu 3: “ Bài tập chi tiết máy – Nguyễn Hữu Lộc”

ĐẠI HỌC QUỐC GIA TP.HỒ CHÍ MINH ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP.HỒ CHÍ MINH



BÀI TẬP LỚN

CHI TIẾT MÁY

GVHD : Th.S Nguyễn Văn ThạnhSVTH : Nguyễn Thiện Tâm

MSSV: G1303517NHÓM: A0

TP.HỒ CHÍ MINH, THÁNG 10, NĂM 2015

Đề bài:

1) Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền.

2) Tính toán thiết kế các bộ truyền đai thang , bánh răng 1-2, 3-4, 5-6

3) Tính toán thiết kế trục 1 , 2 , 3

4) Chọn ổ lăn cho trục 1, 2 , 3

Tài liệu tham khảo:

- Tài liệu 1: “ Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Trịnh Chất – Lê Văn Uyển, tập 1,2”

- Tài liệu 2: “ Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc”

- Tài liệu 3: “ Bài tập chi tiết máy – Nguyễn Hữu Lộc”

1.1 Tính tỉ số truyền.

u chung=n đc

n ct

= 2960 37,914=78,07

Uchung=uđ.ubrngh ubrth.ubrnón.u trục vít.uxích Chọn : uđ = 2

ubrngh =1,25

ubrth =1,25

ubrnón =1,25

u trục vít =16 ⟹ uxích =1,2491

P4= P5

η ol 4 η trv=

2,468 0,99.0,75=3,324(kW )

P3= P4

η ol 3 η non=

3,324 0,99.0,95=3,534 (kW )

P2= P3

η ol 2 .η brth=

3,534 0,99.0,96=3,718(kW )

P1= P2

η ol 1 .η brngh=

3,718 0,99.0,97=3,872(kW )

6 3 6 3

2960

dc dc

- Công suất P trên các trục giảm dần khi ra xa động cơ

- Moment xoắn T trên cac trục tăng dần khi ra xa động cơ

1.4 chọn động cơ

- Điều kiện chọn động cơ : Pdc P nct; dc nsb

- Tra bảng cataloge đặc tính kĩ thuật của Công ty sản xuất động cơ điện Việt-Hungary ta chọn kiểu động cơ 3K200S2

-Ứng với số vòng quay n= 2960 vòng/ phút

Bảng thông số động cơ điện: ndb 3000(vg/ph)

Kiểu động

cơ

Công suất(kW)

Vận tốcquay, (v/p)

1.1 Chọn tiết diện đai

Dựa vào công suất Pdc và số vòng quay ndc theo đồ thị hình 4.22 trang 153 ( tài liệu 2) ta chọn đai loại A

Tra bảng 4.3 trang 128 ( tài liệu 2) Ta chọn được các thông số cho đai thang:

Dạng

đai

Kíhiệu

1

19.36( / )6*10000 6*10000

1.4 Tính khoảng cách trục a và chiều dài đai L

Chọn sơ bộ khoảng cách trục a theo đường kính d2

Nội suy theo bảng trang 153 ( tài liệu 2) với tỉ số truyền ud = 2

Với a = 304,85 , vậy a thỏa điều kiện

Với h là chiều cao mặt cắt ngang của dây đai được cho trong bảng 4.3 ( tài liệu2)

1.5 Kiểm tra số vòng chạy của đai trong một giây

250 125

2.73( ) 156,5304,85

o

rad a

- Hệ số ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng giữa các dây

Giả sử số dây đai của hệ thống chọn sơ bộ là 1  Cz = 1

- Hệ số ảnh hưởng của chế độ tải trọng Cr = 1

- Hệ số ảnh hưởng của chiều dài đai L

Lo là chiều dài đai thực nghiệm, tra trong hình 4,21 trang 151 ( tài liệu 2)

 đai loại A chọn L = 1700

0.903 1700

L

o

L C

o v u z r L

P z

Ta chọn z 2 C z 0,95 -Tính lại z:

 

1.67 3.2 0,941 0.862 1,128 0.95 1 0.903

o v u z r L

P z

 Vậy z=2

1.9 Chiều rộng các bánh đai và đường kính ngoài d của các bánh đai

Với đai loại A, dựa vào bảng 4.4 trang 129 ( tài liệu 2) ta tra được các thông

số bánh đai như sau ( giả sử góc chêm đai γ=φ =36o)

1.10 xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

Chọn hệ số tải động Kd = 1 theo bảng 4.7 trang 55 ( tài liệu 1)

Khối lượng dây đai qm = 0,105 (kg/m) được tra theo bảng 4.22 trang 64 (tài liệu 1) với đai loại A

Lực căng ly tâm sinh ra

dc t

2 6

1

2 6 max

( ) 102.3600

m r h

n : chỉ số mũ đường cong mỏi; m=5 đối với đai dẹt, m= 8 đối với đai thang

σr =9 :giới hạn mỏi của đai thang , tra bảng trang 145 (tài liệu 2)Thay vao công thức :

II/ Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng nghiêng

Bộ truyền kín được bôi trơn tốt thì dạng hỏng chủ yếu là tróc rỗ bề mặt răng

và ta tiến hành tính toán thiết kế theo ứng suất tiếp xúc

Thông số đầu vào:

Moment xoắn: T = 24984,9(1 Nmm)

- Giới hạn chảy σch = 450 MPa

Thép C45, tôi cải thiện phù hợp với công suất làm việc của hệ thống

Độ cứng được chọn ≤ 350 và quan hệ với nhau qua công thức

NFO1 = NFO2 = 4.106 ( chu kỳ)

1.3 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép

NFE2=NHE2=6,81948.108 chu kì

H H

MPa MPa

F F

MPa MPa

Kiểm tra điều kiện biên

H 1, 25 H2  495, 4 1, 25 481,8 602, 25   MPa thỏa điều kiện biên

1.4 Xác định ứng suất uốn cho phép

  OFlim FL

F

F

K s



Chọn SF=1,175 ta có:

1 max

2 max

Dãy 1: 40; 50; 63; 80; 125; 160; 200; 250; 315; 400

Dãy 2 : 140; 180; 225; 280; 355; 450

Ta chọn aw = 63 (mm)

1.7 Chọn module bánh răng m

m

z u

1 1

2 2

Tra bảng 6.13 trang 106 ( tài liệu 1) Chọn cấp chính xác bằng 8

1.12 Giá trị lực tác dụng lên bộ truyền

Theo công thức 6.33[tài liệu 1], ứng suất tiếp xúc bề mặt làm việc:

1

2 1

2 .( 1)

Theo bảng 6.5[tài liệu 1] Zm=274(MPa)1/3

Theo công thức 6.35[tài liệu 1] tanb cos( ).tan( )t 

Với arctan(tan(20 ) / cos(10,844)) 19,67o

b H

Theo công thức 6.42[ tài liệu 1]

Theo 6.1 với v=4,34 m/s, zv=1 với cấp chính xác động học là 8, chọn cấpchính xác về mặt tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công độ nhám Ra=2,5…1,25 m do đó ZR=0,95, da<700 mm, KxH=1

H H .Z Z K v R xH 495, 45 1 0,95 470, 7   MPa

Vậy H thỏa điều kiện: H [H]

1.14 Kiểm tra độ bền uốn:

Theo 6.43F1  2 T K Y Y1 F . F1 / ( b d mw w1 )

Theo bảng 6.7 trang 98[tài liệu 1] ta tra được K F 1,125

; theo bảng 6.14 trang 107 [tài liệu 1] với v<5 m/s, cấp chính xác 8 nội suy được K F 1, 2568

Theo 6.47 [tài liệu 1]

0

630,006 56 4,34 10,35

F F

v b d K

z Z





Theo bảng 6.18 [tài liệu 1] tra được YF1  3, 63 YF2  3,6

MPa Y

1.15 Kiểm nghiệm về quá tải

Theo 6.48 [tài liệu 1] vớikqt  Tmax / T  2, 6

Góc nghiêng của răng: 10,844o

Đường kính đáy răng: df1 52,875 mm df2  66,875 mm

III/Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng thẳng (3-4)

Thông số đầu vào

- Giới hạn chảy σch = 450 MPa

Thép C45, tôi cải thiện phù hợp với công suất làm việc của hệ thống

Độ cứng được chọn ≤ 350 và quan hệ với nhau qua công thức

NFO1 = NFO2 = 4.106 ( chu kỳ)

1.3 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép

NFE1=NHE1=6,81984.108 chu kì

NFE2=NHE2=5, 455872.108 chu kì

H H

MPa MPa

F F

MPa MPa



Khi tôi cải thiệns  H 1,1

Vậy:

1 max

2 max

brn

z u

z

Sai số so với tỉ số truyền sơ bộ

2 69 2 1,5 72( )

2 90 2 1,5 93( )

n n

   

1,764 sin 2 sin 2.20

1 2

H w w Hv

v b d K

Trong đó: H 0,006: hệ số ảnh hưởng sai số ăn khớp theo bảng 6.8

sách ‘’Cơ sở thiết kế máy’’

Vậy thỏa điều kiện bền theo ứng suất tiếp xúc.

231, 4286

61.71 3,75

F F

217,5429

58,95 3,69

F F

Y



Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh bị dẫn có độ bền thấp hơn:

18/ Ứng suất uốn tính toán:

2 2 2

1 2

F w w Fv

F F

v b d K

Trong đó: F 0,016: hệ số ảnh hưởng sai số ăn khớp theo bảng 6.9

sách ‘’Cơ sở thiết kế máy’’

   

 2

Do đó độ bền uốn được thỏa

IV/Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng nón (5-6)

Thông số đầu vào

- Giới hạn chảy σch = 450 MPa

Thép C45, tôi cải thiện phù hợp với công suất làm việc của hệ thống

Độ cứng được chọn ≤ 350 và quan hệ với nhau qua công thức 6.32 trang

NFO1 = NFO2 = 5.106 ( chu kỳ)

1.7 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép

8 1

H HO m

HL

HE

N K

N

 Thỏa điều kiện không xảy ra biến dạng dẻo Chọn KHL = 1

Ứng suất tiếp xúc cho phép

MPa MPa

60 60 1 1130 9600 6,5088.10

6 O1 O2 5.10

6 6

8

5 10

0.44 16,5088.10

H FO m

FL

FE

N K

MPa MPa

Ứng suất uốn cho phép

 

 

1lim 1

2lim 2

.0,9 450 0,9

1,75.0,9 423 0,9

T K d

9/ Tính mô đun và số răng bánh răng:

Tra bảng 6.19 với d e1 84,77(mm) và u 1,3 z1p 23,8răng

84,77

2,2338

e e

d m

Đường kính vòng chia ngoài: d e1 m z e 1  2,5.38  95(mm).

Đường kính vòng chia trung bình:

12/ Xác định mô đun vòng trung bình:

m

d n

.Tra bảng 6.3 (Tài liệu 1, trang 203), chon cấp chính xác là 7

2 1

chiều rộng vành răng

K H  : hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên đôi 1

bánh răng

1 3

1 2

Hv

v bd K

Vậy thỏa điều kiện bền theo ứng suất tiếp xúc

15/ Xác định số răng tương đương:

1

1

1 2 2

2

38

47.726 cos cos 37,23

50

82.642 cos cos 52,77

60,2833,608679

16/ Tính toán giá trị ứng suất uốn tại chân răng:

Theo công thức 6.65 và 6.66 trang 108 sách ‘’Trịnh chất 1’’

1 2

F

T K Y Y Y

bmd Y Y

K   : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi

răng đồng thời ăn khớp

1 3

1 2

Fv

F F

v bd K

Hệ số tải trọng tính về tiếp xúc công thức 6.21 :

 1,143 1 2,165 2,474

Y

MPa Y

Vậy thỏa điều kiện bền theo ứng suất uốn

Bảng tóm tắt thông số bộ truyền bánh răng :

Thông số hình học Răng côn Răng trụ

Kín, thẳng Kín, thẳng Kín, nghiêngMomen xoắn, Nmm T3=29867 T2=24170,8 T1=19360

Số vòng quay, v/p n2=1130 n2=1469 n1=1910Khoảng cách trục (aw),

4660

4255

Đường kính vòng chia,

mm

81,46107,19

6990

43,2956,7Chiều rộng vành răng, mm 22,37 32

37

2026

20,01( )20

3 5( )

a  mm : bề rộng vai trục

bbr n  25,2( mm ); bbr t  37( mm )

 L  7,5 10 30,2 5 37 10 7,5 107, 2(        mm )

18,86( )20

Đường kính trục:  

3 33

3

5 5.38242,34

21, 22( )20

1 1

1 1 1

43,29

w a

w t

0482,16 335,61 177,5 0

324,04( )

xA

BY BY

y

r AY r BY

AY AY

AX BX

AX BX

R R

c/ Tính đường kính trục và kiểm tra bền: + Tại bánh răng trụ răng nghiêng:

   

3 3

td

M

MPa W

8 4 (25 4) ( ) 25

yu-Các hệ số: K 1,75 K 1,5 (Bảng 10.8/362) (Tài liệu 1)

0,1 0,05

    (Trang 359)0,91 0,89

+ Phát thảo trục:

tan 852,58cos14,07 827( )

t

w t

0

0 319,91 255 170,97 0

106,06( )

xC

DY DY

+ Chọn then: Với d2 25(mm), ta chọn then bằng có:b8(mm t), 4(mm)

td

M

MPa W

8 4 (25 4) ( ) 25

    (Bảng 10.3/360) -Hệ số an toàn tại C:

4,39 1,75 30,77 0,1 0

0,89

a

m

S K

- Tại bánh răng trụ răng thẳng:

-Kiểm nghiệm theo ứng suất uốn (trục có 1 then):

td

M

MPa W

8 4 (25 4) ( ) 25

    (Bảng 10.3/360) -Hệ số an toàn tại C:

5,18 1,75 26,06 0,1 0

0,89

a

m

S K

+ Phát thảo trục:

443,27( )

0

0 241,57 443,27 211,57 0 9,86( )

xE

FY FY

782,83( )

yE

FX FX

4 5

0

0 663,7 782,83 733, 292 0

Chọn d F 25(mm)(Theo tiêu chuẩn).

- Tại bánh răng trụ răng thẳng:

td

M

MPa W

8 4 (30 4) ( ) 30

    (Bảng 10.3/360) -Hệ số an toàn tại C:

5,67 1,75 23,05 0,1 0

   

26,11 1,5 3,02 0,05 3,02

0,81

a

m

S K

Vậy chọn ổ đũa côn trí dạng “o” với đường kính d  20mm

+Chọn sơ bộ ổ bi đỡ chặn cỡ trung với ký hiệu 46304 có C0  9170( ),N   12 (phụ lục 9.3, sách bài tập)

+

0,83 0,83 0,32 696,59 185,01( ) 0,83 0,83 0,32 330,137 87,68( )

87,68 867,59 955, 27( ) 955,27( )

Vậy chọn ổ bi đỡ chặn, bố trí dạng “o” với đường kính d  20mm

+Chọn sơ bộ ổ bi đỡ chặn cỡ trung với ký hiệu 46304 có C0  9170( ),N   12 (phụ lục 9.3, sách bài tập)

+

0,83 0,83 0,32 833,5 221,37( ) 0,83 0,83 0,32 746,29 198,21( )

221,37 827 1048,37( ) 1048,37( )

Chọn sơ bộ ổ bi đỡ cỡ trung với ký hiệu 305 có C0  11600( )N (phụ lục 9.1,sách bài tập).

0

162,7 0,014 0,311600