Bài tập lớn chi tiết máy

Bài tập lớn chi tiết máy

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP HỒ CHÍ MINH

KHOA CƠ KHÍ

BỘ MÔN CHẾ TẠO MÁY

BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY

GVHD: PGS.TS NGUYỄN HỮU LỘC

ĐỀ TÀI: 11 PHƯƠNG ÁN: 7

MỤC LỤC

Danh mục các bảng 2

Danh mục các hình 2

Đề tài 2

Bài 1 THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG MÁY LÀM SẠCH CHI TIẾT DẬP Chương 1: Chọn động cơ và phân bố tỉ số truyền 2

Chương 2: Thiết kế đai thang 2

Chương 3: Thiết kế các bánh răng trong hộp giảm tốc 2

Chương 4: Thiết kế trục 2

4.1 Phân tích lực tác dụng 2

4.2 Trục i 2

4.3 Trục ii 2

4.4 Kiểm nghiệm then 2

Chương 5: Tính toán thiết kế ổ lăn 2

5.1 Chọn ổ lăn trục i 2

5.2 Chọn ổ lăn trục ii 2

5.3 Kết luận 2

Chương 6: Chọn dầu bôi trơn cho hộp giảm tốc 2

Bài 2 BỘ TRUYỀN VÍT ME – ĐAI ỐC Chương 7: Tính vít và đai ốc cơ cấu tay gạt 2

Bài 3 MỐI GHÉP REN 2

Chương 8: Tính toán mối ghép ren trên giá đỡ 2

TÀI LIỆU THAM KHẢO 2

DANH MỤC CÁC BẢNG

Bảng 1.1 Động cơ và phân phối tỷ số truyền 2

Bảng 1.2 Đặc tính kỹ thuật của hệ thống truyền động 2

Bảng 2.1 Thông số bộ truyền đai 2

Bảng 3.1 Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 2

Bảng 4.1 Kiểm nghiệm then trục I và trục II: 230

Bảng 4.2 Mômen trục I và trục II: 30

Bảng 4.3 Kiểm tra hệ số an toàn trục I và trục II: 30

Bảng 5.1 Kết quả tính toán chọn ổ lăn: 2

DANH MỤC CÁC HÌNH

Hình 1.1 Hệ thống truyền động máy làm sạch chi tiết dập 2

Hình 4.1 Phân tích lực tác dụng lên bộ truyền 2

Hình 4.2 Phân tích lực trên trục I 2

Hình 4.3 Phác thảo kết cấu trục I 2

Hình 4.4 Biểu đồ mômen trên trục I 2

Hình 4.5 Phân tích lực trên trục II 2

Hình 4.6 Phác thảo kết cấu trục II 2

Hình 4.7 Biểu đồ mômen trên trục II 2

Hình 7.1 Cơ cấu tay gạt 2

Hình 7.2 Biểu đồ nội lực và mômen 29

Hình 8.1 Kết cấu giá đỡ 40

Hình 8.2 Phân tích lực tác dụng 2

Hình 8.3 Điểm đặt lực 2

Xác định công suất động cơ và phân phối tỉ số truyền.

8-9 Vẽ sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền và tính giá trị các lực.

Tính toán thiết kế trục.

13 Bài tập lớn số 2 - Bộ truyền vít me – đai ốc.

SƠ ĐỒ 11.1 THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG MÁY LÀM SẠCH CHI TIẾT DẬP.

Hệ thống dẫn động xích tải gồm:

1- Động cơ điện; 2- Bộ truyền đai thang; 3- Hộp giảm tốc bánh răngnghiêng 1 cấp; 4- Nối trục xích; 5- Bộ phận công tác

Bảng số liệu.

Phương án 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10

Lực vòng thùng F, N 1900 2000 2100 2300 2500 1200 1300 1500 1600 1700Vận tốc vòng v, m/s 3,00 3,50 2,50 2,50 2,00 3,00 4,00 2,00 3,00 3,50 Đường kính thùng, D mm 650 700 750 800 900 400 450 500 550 600

(1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)

11.2 BỘ TRUYỀN VÍT ME – ĐAI ỐC

Tính vít và đai ốc cơ cấu tay gạt Tải trọng 2F tác dụng lên đai ốc, chiều dài vít

l (giá trị theo bảng) Dựng biểu đồ nội lực và mômen xoắn

a) Tải trọng lớn nhất tác dụng lên bulông

b) Xác định lực xiết V

c) Xác định đường kính d1 và chọn bulông

BÀI 1 THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG

MÁY LÀM SẠCH CHI TIẾT DẬP

Hình 1.1 Hệ thống truyền động máy làm sạch chi tiết dập

CHƯƠNG 1 CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN BỐ TỈ SỐ TRUYỀN

Xác định công suất và chọn động cơ điện cho hệ thống dẫn động là giaiđoạn đầu tiên rất quan trọng cho quá trình thiết kế các bộ phận khác Chúng tacần chọn loại động cơ có công suất phù hợp với hệ thống không quá thừa côngsuất (đảm bảo tính kinh tế và tiết kiệm năng lượng), không thiếu (đảm bảo antoàn và hiệu quả cho hệ thống)

1 Xác định công suất bộ phận công tác:

4 Số vòng quay của trục bộ phận công tác:

6 Ta chọn động cơ có công suất P đc=7,5 kW với số vòng quay và phân bố

tỷ số truyền và hệ thống truyền động chọn trên bảng 1.1

7 Với số vòng quay và tỷ số truyền trên bảng 1.1 ta chọn động cơ

4A132S4 với số vòng quay n=1455 vòng / phút; u đ=2,14; u br=4 và tỷ số truyền chung u ch=8,57

Bảng 1.1 Động cơ và phân phối tỷ số truyền.

Động cơ Số vòng quay

(vòng/phút)

Ti số truyềnchung, u ch

Bộ truyềnđai, u đ

Bộ truyền bánhrăng, u br

8 Theo các thông số vừa chọn ta có đặc tính kỷ thuật sau:

Bảng 1.2 Đặc tính kỹ thuật của hệ thống truyền động.

CHƯƠNG 2 THIẾT KẾ ĐAI THANG

Tính toán thiết kế bộ truyền đai thang với P1=5,82 kW; n=1455 vòng / phút; tỷ

Sai lệch với giá trị chọn trước 3,16 %

5 Khoảng cách trục nhỏ nhất xác định theo công thức:

Theo bảng 4.3 tài liệu [1], ta chọn đai có chiều dài:

−1

Thỏa điều kiện [i]=10 s−1

8 Tính toán lại khoảng cách trục:

Giá trị a vẫn thỏa mãn trong khoãng cho phép

9 Góc ôm đai bánh đai nhỏ

- Hệ số xét đến ảnh hưởng số dây đai C z, ta chọn sơ bộ bằng 1

- Hệ số xét đến ảnh hưởng chế độ tải trọng (theo bảng 4.8 tài liệu [1]):

C r=0,85

- Hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài dây đai (hình 4.21 tài liệu [1], ta có

L0=2240):

Lực vòng trên mỗi dây đai: 212 N

2.414 +4242.414−424=0,42

Hệ số ma sát nhỏ nhất để bộ truyền không bị trượt trơn

(Giả sử góc biến dạng bánh đai là γ=380)

fα min=fα 'sin(γ2)=0,42.sin 190=0,14

2 10−6

+2.4

180.100¿6,94 MPa

17 Tuổi thọ đai xác định theo công thức:

Trong đó: σ r=9 MPa ;i=5,49 s−1;m=8

Bảng 2.1 Thông số bộ truyền đai

Thông số Giá trị Thông số Giá trị

Dạng đai Đai thang loại B Số vòng chạy đai trong 1 giây,1/s 5,49Tiết diện đai,

CHƯƠNG 3 THIẾT KẾ CÁC BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC

1 Mômen xoắn trên trục của bánh dẫn T1=97650 Nmm Tỷ số truyền ¿3,15

Số vòng quay n=535 vòng / phút

2 Chọn vật liệu cho bánh dẫn và bánh bị dẫn Chọn thép 40Cr được tôi

cải thiện Theo bảng 6.13 tài liệu [1], đối với bánh dẫn ta chọn độ rắntrung bình HB1=260; đối với bánh bị dẫn, ta chọn độ rắn trung bình

6 Ứng suất tiếp xúc cho phép:

[σ H]=σ 0 H lim¿Z R Z V K L K XH

s H K HL¿ ¿Khi tôi cải thiện s H=1,1 , do đó:

[σ F 1]=468

1,75.1=267,4 MPa ;[σ F 2]=441

1,75.1=252 MPa

8 Theo bảng 6.15 tài liệu [1] do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên

ψ ba=0,3 ÷ 0,5, chọn ψ ba=0,4 theo tiêu chuẩn Khi đó:

ψ bd=ψ ba(u+1)

0,4.(3,15+1)

Theo bảng 6.4 tài liệu [1], ta chọn K Hβ=1,03 ; KFβ=1,06

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

Theo tiêu chuẩn, ta chọn m n=2,5 mm

11 Từ điều kiện 200≥ β ≥ 80 suy ra:

2,5.30cos(12,430)=76,8 mm

15 Theo bảng 6.3 tài liệu [1], ta chọn cấp chính xác 9 với v gh=6 m/s

16 Hệ số tải trọng động theo bảng 6.5 tài liệu [1], ta chọn:

K HV=1,05 ; KFV=1,09

17 Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc:

- Bánh bị dẫn:

[σ F 2]

Y F 2 =

2523,61=69,8

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

19 Ứng suất uốn tính toán:

Bảng 3.1 Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Tính toán thiết kế Thông số Giá trị Thông số Giá trị

Khoảng cách trục aw, mm 160 Góc nghiêng răng β, độ 12,43o

Đường kính vòng chia:

Bánh dẫn d1, mmBánh bị dẫn d2, mm

76,8243,2Dạng răng

Bánh răngtrụ răngnghiêng

Đường kính vòng đỉnh:

Bánh dẫn da1, mmBánh bị dẫn da2, mm

81,8248,2Chiều rộng vành răng

Bánh dẫn b1, mm

Bánh bị dẫn b2, mm

7065

Đường kính vòng đáy:

Bánh dẫn df1, mmBánh bị dẫn df2, mm

70,6237,0

Số răng

Bánh dẫn z1

Bánh bị dẫn z2

3095

Tính toán kiểm nghiệm Thông số Giá trị cho

phép Giá trị tính toán Nhận xét

Ứng suất tiếp xúc σ H,

Thỏa điềukiện tiếpxúcỨng

suất uốn

bền uốn

CHƯƠNG 4 THIẾT KẾ TRỤC

4.1 PHÂN TÍCH LỰC TÁC D

Hình 4.1 Phân tích lực tác dụng lên bộ truyền

- Lực tác dụng lên bộ truyền đai:

4.2 TRỤC I

Biết P1=5,47 kW ;T1=97650 Nmm, số vòng quay n1=535 vòng/ phút Vật liệutrục thép C35

(σ ch=304 MPa ;σ−1=255 MPa ;σb=510 MPa ; τ−1=128 MPa )

1 Phân tích lực tác dụng lên trục từ các chi tiết quay của hệ thống truyền động:

F a 1=F t 1 tanβ=2543 tan12.430=560,5 N

F r 1=F t 1 tanα

2543 tan200cos12,430 =947,8 N

2 Chọn vật liệu trục là thép C35, chọn sơ bộ ứng suất xoắn cho phép

Trong đó: l1=b1=70 mm

x=10 mm : khe hở giữa bánh răng và thành trong hộp giảm tốc

w=40 mm (theo bảng 10.2 tài liệu [1] ta chọn w=30 ÷ 60 khi

5 Vẽ biểu đồ moment uốn và xoắn:

- Trong mặt phẳng thẳng đứng yz, phương trình cân bằng momen tại điểm B là:

vậy R AY=639,5 N ; R BY=308,3 N, hướng lên như hình vẽ.

- Trong mặt phẳng ngang xz, phương trình cân bằng momen tại điểm B là:

∑M YB=F r (75+ 130)−R AX 130−F t 1.130 /2=0

⇒ R AX=

F r (75+130 )−F t 1 130

2130

6 Theo biểu đồ thì tiết diện nguy hiểm nhất tại vị trí D.

- Mômen uốn tại D:

M D=√M XD2

+M YD2

=√415702

+1300002=136500 Nmm

- Mômen xoắn tại D: T D=97650 Nmm

Ta bỏ qua ảnh hưởng của lực dọc trục nên ứng suất pháp tại tiết diện này thay đổi theo chu kỳ đối xứng biên độ: σ a=σ D=M D

W

Trục có một then, với đường kính d=40 mm, tra bảng phụ lục 13.1 tài liệu[2], ta chọn then có chiều rộng b=12 mm; chiều cao h=8 mm; chiều sâu rãnhthen trên trục t=5,0 mm; chiều sâu rãnh then trên mayơ t1=3,3 mm Khi đó:

3

Do đó:

σ a=1365005364,4 =25,4 MPa ;σm=0

Theo bảng 10.3 tài liệu [1], ta chọn ε σ=0,84 và ε τ=0,78

Theo hình 2.9 tài liệu [1], ta có hệ số ψ σ=0,025 và ψ τ=0,0175

7 Xác định hệ số an toàn tại C theo công thức:

Thép C35 (σ =304 MPa ;σ =255 MPa ;σ =510 MPa ; τ =128 MPa )

s σ= σ−1

K σ σ a/ε σ+ψ σ σ m=

2551,75.25,44/0,84+0,025.0=4,8

s τ= τ−1

K τ τ a/ε τ+ψ τ τ m=

1281,5.4,2/0,78+0,0175.4,2=15,7

Trong đó: l2=b2=65 mm

x=10 mm : khe hở giữa bánh răng và thành trong hộp giảm tốc

w=50 mm (theo bảng 10.2 tài liệu [1], w=40÷ 80 ; khi

T =200000 ÷ 400000 Nmm)

Suy ra: l=65+2.10+50=135 mm

Các khoảng cách còn lại được chọn như hình vẽ:

Hình 4.6 Phác thảo kết cấu trục II

5 Vẽ biểu đồ moment uốn và xoắn:

- Trong mặt phẳng thẳng đứng yz, phương trình cân bằng momen tại điểm B là:

- Trong mặt phẳng xz, các lực phân bố đối xứng so với hai gối tựa nên ta có:

Hình 4.7 Biểu đồ mômen trên trục II

6 Theo biểu đồ thì tiết diện nguy hiểm nhất tại vị trí C

- Momen uốn tại C:

M C=√M2XC

+M YC2

=√660892

+858262=108323 Nmm

- Momen xoắn tại C: T C=292431 Nmm

Ta bỏ qua ảnh hưởng của lực dọc trục nên ứng suất pháp tại tiết diện này thay đổi theo chu kỳ đối xứng biên độ: σ a=σ C=M C

W

Trục có một then, với đường kính d=50 mm, tra bảng phụ lục 13.1 tài liệu [2], ta chọn then có chiều rộng b=14 mm;chiều cao h=9 mm; chiều sâu rãnh then trên trục t=5,5 mm; chiều sâu rãnh then trên mayơ t1=3,8 mm Khi đó:

Theo bảng 10.3 tài liệu [1], ta chọn ε σ=0,84 và ε τ=0,78

Theo hình 2.9 tài liệu [1], ta có hệ số ψ σ=0,025 và ψ τ=0,0175

7 Xác định hệ số an toàn tại C theo công thức:

Thép C35 (σ ch=304 MPa ;σ−1=255 MPa ;σb=510 MPa ; τ−1=128 MPa)

K σ σ a/ε σ+ψ σ σ m=

2551,75.10,08/0,84+0,025.0=12,14

4.4 KIỂM NGHIỆM THEN

TRỤC I

1 Trục có hai then, với đường kính d=40 mm, ta chọn then có bề rộng

b=12 mm, chiều cao h=8 mm; chiều sâu then trên trục t=5,0 mm; chiềusâu then trên mayơ t1=3,3 mm Chiều dài mayơ ta chọn là 85 mm Chọnvật liệu cho then là C35

2 Chiều dài l của then: l=85−15=70 mm

3 Kiểm tra độ bền dập theo công thức:

 Then này đạt độ bền theo tính toán

TRỤC II

1 Trục có một then, với đường kính d=45 mm, ta chọn then có bề rộng

b=14 mm, chiều cao h=9 mm; chiều sâu then trên trục t=5,5 mm; chiềusâu then trên mayơ t1=3,8 mm Chiều dài mayơ ta chọn là 70 mm Chọnvật liệu cho then là C35

2 Chiều dài l của then: l=70−14=56 mm

3 Kiểm tra độ bền dập theo công thức:

 Then này đạt độ bền theo tính toán

Bảng 4.1 Kiểm nghiệm then trục I và trục II:

Đườngkính(mm)

Then (mm)

Chiềudài then

CHƯƠNG 5 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ Ổ LĂN

F a

F rB=

560,51763,7=0,318

Ta chọn ổ theo ổ bên trái (tại A) vì chịu tải trọng tác dụng lớn hơn

5 Tải trọng động quy ước Q:

Q A=(XV F rA+Y F aA)K σ K t¿(0,56.1 639,5+1,99.948,5).1,2 1=2694,8 N

6 Tuổi thọ tính theo triệu vòng:

L= 60 n L h

106Trong đó: L h=6.300 8=14400 giờ

Vậy đã chọn ổ lăn cỡ trung phù hợp

8 Tuổi thọ xác đinh theo công thức sau:

4 Xác định thành phần lực dọc trục sinh ra, đựa trên bảng 11.3 tài liệu [1]

F a

F rB=

525,41683,3=0,312

Ta chọn ổ theo ổ bên trái vì chịu tải trọng tác dụng lớn hơn

5 Tải trọng động quy ước Q:

Q A=(XV F rA+Y F aA)K σ K t¿(0,56.1 1271,9+ 1,99.913,6).1,2 1=3036,4 N

6 Tuổi thọ tính theo triệu vòng:

L= 60 n L h

106Trong đó: L h=6.300 8=14400 giờ

Tuổi thọ(triệu vòng)

Tuổi thọ(ngàn giờ)

CHƯƠNG 6 CHỌN DẦU BÔI TRƠN CHO HỘP GIẢM TỐC.

BÀI 2 BỘ TRUYỀN VÍT ME – ĐAI ỐC

CHƯƠNG 7 TÍNH VÍT VÀ ĐAI ỐC CƠ CẤU TAY GẠT

Tính vít và đai ốc cơ cấu tay gạt Tải trọng 2F tác dụng lên đai ốc, chiều dài vít

l (giá trị theo bảng) Dựng biểu đồ nội lực và mômen xoắn

1 Chọn thép thường hóa C45 (σ ch=390 MPa)

Đai ốc, chọn đồng thanh Br Al9Fe3

- Đối với đai ốc: [σ k]=40 MPa ;[σ d]=45 MPa

- Áp suất cho phép trên cặp thép – đồng thanh: [p ]=10(MPa)

3 Ren vuông chọn hệ số ψ h=1

4 Hệ số chiều cao đai ốc, đai ốc nguyên, ta chọn như sau: ψ H=1,5

5 Đường kính trung bình của ren:

Vì γ<ρ , bộ truyền vít me - đai ốc có khả năng tự hãm.

6 Số vòng ren trong đai ốc:

8 Kiểm tra độ bền theo ứng suất cho phép:

- Mômen trên ren:

σ tđ=√σ2+3 τ2=√10,882+3.32,642=57,57 MPa

⟹ σ tđ<[σ]=120 MPa

=> Điều kiện bền được thỏa

9 Kiểm tra thân vít theo điều kiện ổn định:

Tra bảng 8.4 tài liệu [1] thì δ ≥ δ th , tải trọng tới hạn được xác định theocông thức:

Hệ số an toàn:

s o=F ath

F a =

97518,52.9000 =5,4 ≥[s o]=4

⟹ Thỏa điềukiện

10 Xác định kích thước đai ốc (với [σ k]=50 MPa)

Đường kính ngoài đai ốc:

 Biểu đồ nội lực và mômen tren trục vít:

Hình 7.2 Biểu đồ nội lực và mômen.

BÀI 3 MỐI GHÉP REN

CHƯƠNG 8 TÍNH TOÁN MỐI GHÉP REN TRÊN GIÁ ĐỠ

Một giá đỡ chịu tác dụng tải trọng F = 8000 N được giữ chặt bằng nhóm 4bulông như hình Sử dụng mối ghép bulông có khe hở Vật liệu bulông là thépCT3 có giới hạn bền kéo cho phép [ k] = 100 MPa Hệ số ma sát giữa các tấmk] = 100 MPa Hệ số ma sát giữa các tấmghép f = 0,20, hệ số an toàn k =1,3 Hãy xác định:

a) Tải trọng lớn nhất tác dụng lên bulông

1 Trọng tâm của nhóm bulông tại G như trên hình vẽ

2 Dời lực F về trọng tâm G của nhóm bulông ta thay thế bằng lực F đặt tại G và mômen ngẫu lực M = F×c với c là khoảng cách từ G tới giá của lực F

Như trên hình vẽ thì bulông 2 chịu lực lớn nhất:

1,3.4764,71.0,2 =30970,5 N

Với các hệ số k =1,3 ;fα =0,2;i=1; F=F max=4764,7 N

5 Tính đường kính d1 của bulông

d1=√4.1,3 V πD [σ k] =√4.1,3.30970,5πD 100 =22,6 mm

Theo bảng 17.7 tài liệu [1], ta chọn bulông M27 có d1=23,752 mm

TÀI LIỆU THAM KHẢO

[1] Nguyễn Hữu Lộc, Cơ sở thiết kế máy, NXB Đại học Quốc gia TP Hồ Chí