Published on
Bài tập lớn Chi tiết máy – ĐHBK 2016
1. TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP. HỒ CHÍ MINH KHOA CƠ KHÍ BỘ MÔN CHẾ TẠO MÁY BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY GVHD: chúng tôi NGUYỄN HỮU LỘC SVTH: TRẦN MINH CHIẾN MSSV: 21300382 LỚP: CK13KSCD ĐỀ TÀI: 11 PHƯƠNG ÁN: 7 TP HỒ CHÍ MINH, tháng 11 năm 2015
3. DANH MỤC CÁC BẢNG Bảng 1.1 Động cơ và phân phối tỷ số truyền…………………………………………… 10 Bảng 1.2 Đặc tính kỹ thuật của hệ thống truyền động. …………………………….. 10 Bảng 2.1 Thông số bộ truyền đai…………………………………………………………… 14 Bảng 3.1 Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng………………………………………. 19 Bảng 4.1 Kiểm nghiệm then trục I và trục II:………………………………………. 3030 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: ………………………………………………….. 34
4. DANH MỤC CÁC HÌNH Hình 1.1 Hệ thống truyền động máy làm sạch chi tiết dập …………………………. 8 Hình 4.1 Phân tích lực tác dụng lên bộ truyền ………………………………………… 20 Hình 4.2 Phân tích lực trên trục I…………………………………………………………… 21 Hình 4.3 Phác thảo kết cấu trục I…………………………………………………………… 22 Hình 4.4 Biểu đồ mômen trên trục I………………………………………………………. 23 Hình 4.5 Phân tích lực trên trục II …………………………………………………………. 25 Hình 4.6 Phác thảo kết cấu trục II …………………………………………………………. 26 Hình 4.7 Biểu đồ mômen trên trục II……………………………………………………… 27 Hình 7.1 Cơ cấu tay gạt ……………………………………………………………………….. 36 Hình 7.2 Biểu đồ nội lực và mômen…………………………………………………….. 369 Hình 8.1 Kết cấu giá đỡ……………………………………………………………………….. 40 Hình 8.2 Phân tích lực tác dụng…………………………………………………………….. 41 Hình 8.3 Điểm đặt lực………………………………………………………………………….. 41 minhchienbku@gmail.com
5. ĐỀ TÀI NỘI DUNG Tuần lễ Nội dung thực hiện 1-2 Bài tập lớn số 1 – Thiết kế hệ thống truyền động máy làm sạch chi tiết dập. Tìm hiểu truyền động cơ khí trong máy. Xác định công suất động cơ và phân phối tỉ số truyền. 3-4 Tính toán bộ truyền đai thang. 5-6 Tính các bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng. 7 Báo cáo giữa kỳ. 8-9 Vẽ sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền và tính giá trị các lực. Tính toán thiết kế trục. 10 Chọn nối trục, then. 11 Chọn ổ lăn. 12 Chọn dầu bôi trơn. 13 Bài tập lớn số 2 – Bộ truyền vít me – đai ốc. 14 Bài tập lớn số 3 – Mối ghép ren. 15 Báo cáo cuối kỳ. 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 răng nghiêng 1 cấp; 4- Nối trục xích; 5- Bộ phận công tác.
6. 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 1700 Vận 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 Thời gian phục vụ L, năm 7 5 6 7 6 5 6 6 7 6 (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. Bảng số liệu. PA F, kN l, mm Biên dạng ren PA F, kN l, mm Biên dạng ren 1 14 500 Ren hình thang 6 10 600 Ren vuông 2 9,5 500 7 9 700 3 13 500 8 8 700 4 12 600 9 7 700 5 11 600 10 6 800 11.3 MỐI GHÉP REN 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 bền kéo cho phép [k] = 100 MPa. Hệ số ma sát giữa các tấm ghép f = 0,20, hệ số an toàn k =1,3.. Hãy xác định: a) Tải trọng lớn nhất tác dụng lên bulông. b) Xác định lực xiết V. c) Xác định đường kính d1 và chọn bulông. minhchienbku@gmail.com
7. Bảng số liệu. PA F, N l,mm b, mm a,mm , rad 1 4000 750 230 400 /10 2 5000 650 250 450 /6 3 5500 600 270 500 /8 4 6000 550 280 500 /10 5 7000 500 300 550 /6 6 7500 450 320 600 /8 7 8000 450 320 600 /6 8 8500 400 350 650 /9 9 4500 700 250 450 0 10 6500 500 300 550 0
8. 8 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 Hệ thống dẫn động xích tải gồm: 1- Động cơ điện; 2- Bộ truyền đai thang; 3- Hộp giảm tốc bánh răng nghiêng 1 cấp; 4- Nối trục xích; 5- Bộ phận công tác. Số liệu 7: Lực vòng thùng: = 1300 ( ) Vận tốc vòng: = 4,00 ( / ) Đường kính thùng: = 450 ( ) Thời gian phục vụ: = 6 ( ă ) minhchienbku@gmail.com
9. 9 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 giai đoạn đầu tiên rất quan trọng cho quá trình thiết kế các bộ phận khác. Chúng ta cần chọn loại động cơ có công suất phù hợp với hệ thống không quá thừa công suất (đảm bảo tính kinh tế và tiết kiệm năng lượng), không thiếu (đảm bảo an toàn và hiệu quả cho hệ thống). 1. Xác định công suất bộ phận công tác: = 1000 = 1300.4 1000 = 5,2 2. Hiệu suất chung của hệ thống truyền động: = đ ( ) Hiệu suất đai, bánh răng, ổ lăng tra, nối trục xích theo bảng 3.3 tài liệu [1], ta chọn: đ = 0,95; = 0,97; = 0,99 ⟹ = 0,95.0,97. 0,99 . 1 = 0,894 3. Công suất cần thiết của động cơ: đ = = 5,2 0,894 = 5,82 ( ) 4. Số vòng quay của trục bộ phận công tác: = 6. 10 = 6. 10 × 4,00 450 = 169,8 ( ò / ℎú ) 5. Tỷ số truyền chung xác định theo công thức: = đ = đ Tỷ số truyền hộp giảm tốc là tiêu chuẩn và tỷ số truyền bộ truyền đai hoặc xích có thể chọn sơ bộ theo bảng 3.2 tài liệu [1]. 6. Ta chọn động cơ có công suất đ = 7,5 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 = 1455 ò / ℎú ; đ = 2,14; = 4 và tỷ số truyền chung = 8,57
10. 10 Bảng 1.1 Động cơ và phân phối tỷ số truyền. Động cơ Số vòng quay (vòng/phút) Ti số truyền chung, Bộ truyền đai, đ Bộ truyền bánh răng, 4A112M2 2922 17,21 3,44 5 4A132S4 1455 8,57 2,14 4 4A132M6 968 5,70 1,81 3,15 4A160S8 730 4,30 1,72 2,5 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. Trục Thông số Động cơ Trục I Trục II Công suất (kW) 5,82 5,47 5,2 Ti số truyền 2,72 3,15 Momen xoắn (Nmm) 38172 97650 292431 Số vòng quay (vòng/phút) 1455 535 170 Sau khi chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền, ta tính toán các bộ truyền đai và bánh răng. minhchienbku@gmail.com
11. 11 CHƯƠNG 2 THIẾT KẾ ĐAI THANG Tính toán thiết kế bộ truyền đai thang với = 5,82 ; = 1455 ò / ℎú ; tỷ số truyền = 2,72. 1. Theo hình 4.22 tài liệu [1], phụ thuộc vào công suất 5.82 và số vòng quay = 1455 ò / ℎú , theo bảng 4.3 tài liệu [1] ta cho đai loại B với = 14 ; = 17 ; ℎ = 10,5 ; = 4,0 ; = 138 ; = 140 ÷ 280 . 2. Đường kính bánh đai nhỏ: = 1,2 = 1,2.140 = 168 . Theo tiêu chuẩn, ta chọn = 180 3. Vận tốc đai: = 60000 = . 180.1455 60000 = 13,71 / 4. Giả sử ta chọn hệ thống trượt tương đối với = 0,01. Đường kính bánh đai lớn: = (1 − ) = 2,72.180. (1 − 0,01) = 484,7 Theo tiêu chuẩn ta chọn: = 500 Tỷ số truyền khi đó: = (1 − ) = 500 180(1 − 0,01) = 2,81 Sai lệch với giá trị chọn trước 3,16% 5. Khoảng cách trục nhỏ nhất xác định theo công thức: 2( + ) ≥ ≥ 0,55( + ) + ℎ 2(180 + 500) ≥ ≥ 0,55(180 + 500) + 10,5 1360 ≥ ≥ 385 Ta có thể chọn sơ bộ = 1.2 = 600 6. Chiều dài tính toán của đai: = 2 + ( + ) 2 + ( − ) 4 = 2.600 + (500 + 180) 2 + (500 − 180) 4.600 = 2310
12. 12 Theo bảng 4.3 tài liệu [1], ta chọn đai có chiều dài: = 2500 = 2,5 7. Số vòng chạy của đai trong một giây: = = 13,71 2,5 = 5,49 Thỏa điều kiện [ ] = 10 8. Tính toán lại khoảng cách trục: = + √ − 8∆ 4 Trong đó: = − ( + ) 2 = 2500 − 180 + 500 2 = 1431,9 ∆= ( − ) 2 = 500 − 180 2 = 160 Do đó: = + √ − 8∆ 4 = 1431,9 + 1431,9 − 8.160 4 = 697,6 Giá trị a vẫn thỏa mãn trong khoãng cho phép. 9. Góc ôm đai bánh đai nhỏ = 180 − 57 ( − ) = 180 − 57 (500 − 180) 697,6 = 150,85 = 2,69 10. Các hệ số sử dụng: – Hệ số xét đến ảnh hưởng góc ôm đai: = 1,24(1 − / ) = 1,24(1 − , / ) = 0,934 – Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc: = 1 − 0,05(0,01 − 1) = 1 − 0,05(0,01. 13,71 − 1) = 0,956 – Hệ số xét đến ảnh hưởng tỷ số truyền (theo bảng 4.9 tài liệu [1]): = 1,14 vì = 2,72 – Hệ số xét đến ảnh hưởng số dây đai , ta chọn sơ bộ bằng 1. – Hệ số xét đến ảnh hưởng chế độ tải trọng (theo bảng 4.8 tài liệu [1]): minhchienbku@gmail.com
13. 13 = 0,85 – Hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài dây đai (hình 4.21 tài liệu [1], ta có = 2240): = = 2500 2240 = 1,018 11. Theo đồ thị 4.21c tài liệu [1], ta chọn [ ] = 4 , khi = 180 và đai loại B. 12. Số dây đai được xác định theo công thức: ≥ [ ] = 5,82 5.0,934.1,14.1,018.1.0.85.0,956 = 1,32 Ta chọn = 2 đai 13. Lực căng đai ban đầu: = = = 2.138.1,5 = 414 Lực căng mỗi dây đai: 2 = 207 Lực vòng có ích: = 1000 = 1000.5,82 13,71 = 424 Lực vòng trên mỗi dây đai: 212 14. Từ công thức = 2 + 1 − 1 2 = + (2 − ) = 2 + ; = 2 + 2 − Từ đó suy ra: = 1 2 + 2 − = 1 2,63 2.414 + 424 2.414 − 424 = 0,42 Hệ số ma sát nhỏ nhất để bộ truyền không bị trượt trơn. (Giả sử góc biến dạng bánh đai là = 38 ) = 2 = 0,42. 19 = 0,14 15. Lực tác dụng lên trục:
14. 14 ≈ 2 2 = 2.414. 150,85 2 = 806,5 16. Ứng suất lớn nhất trong dây đai: = + + = + 0,5. + + ⇒ = 207 138 + 212 2.138 + 1200. 13,71 . 10 + 2.4 180 . 100 = 6,94 17. Tuổi thọ đai xác định theo công thức: = . 10 2.3600 = 9 6,94 . 10 2.3600.5,49 = 2029,7 ờ Trong đó: = 9 ; = 5,49 ; = 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 5,49 Tiết diện đai, mm2 138 Đường kính bánh dẫn d1,mm 180 Số dây đai z 2 Đường kính bánh bị dẫn d2, mm 500 Khoàng cách trục a, mm 697,6 Ứng suất lớn nhất σmax, MPa 6,93 Chiều dài đai L, mm 2500 Lực căng đai ban đầu Fo, N 414 Góc ôm đai α, độ 153,85 Lực tác dụng lên trục Fr, N 806,5 minhchienbku@gmail.com
16. 16 Khi tôi cải thiện = 1,1 , do đó: [ ] = 590.0,9 1,1 . 1 = 482,7 [ ] = 560.0,9 1,1 . 1 = 458,2 Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán: [ ] = 0,45([ ] + [ ]) = 0,45(482,7 + 458,2) = 423,4 Do [ ] < [ ] = 458,2 nên ta chọn [ ] = [ ] = 458,2 7. Ứng suất uốn cho phép: [ ] = Chọn = 1,75 , ta có: [ ] = 468 1,75 . 1 = 267,4 ; [ ] = 441 1,75 . 1 = 252 8. Theo bảng 6.15 tài liệu [1] do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên = 0,3 ÷ 0,5, chọn = 0,4 theo tiêu chuẩn. Khi đó: = ( + 1) 2 = 0,4. (3,15 + 1) 2 = 0,83 Theo bảng 6.4 tài liệu [1], ta chọn = 1,03; = 1,06 9. Khoảng cách trục của bộ truyền bánh răng xác định theo công thức: = 43( + 1) [ ] = 43(3,15 + 1) 97650.1,03 0,4. 458,2 . 3,15 = 129,3 Theo tiêu chuẩn, ta chọn = 160 10. Môđun răng = (0,01 ÷ 0,02) = 1,6 ÷ 3,2 Theo tiêu chuẩn, ta chọn = 2,5 . 11. Từ điều kiện 20 ≥ ≥ 8 suy ra: 2 8 ( ± 1) ≥ z ≥ 2 20 ( ± 1) 2.160. 8 2,5. (3,15 + 1) ≥ z ≥ 2.160. 20 2,5. (3,15 + 1) 30,5 ≥ ≥ 29 minhchienbku@gmail.com
17. 17 Ta chọn = 30 răng suy ra số răng bánh bị dẫn: = 30.3,15 = 94,5 ta chọn = 95 Góc nghiêng răng: = 2,5. (30 + 95) 2.160 = 12,43 12. Tỷ số truyền sau khi chọn số răng: = = 95 30 = 3,16 13. Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền bánh răng: Đường kính vòng chia: = = 2,5.30 cos(12,43 ) = 76,8 = = 2,5.95 cos(12,43 ) = 243,2 Đường kính vòng đỉnh: = + 2 = 76,8 + 2.2,5 = 81,8 = + 2 = 243,2 + 2.2,5 = 248,2 Đường kính vòng chân: = − 2,5 = 76,8 − 2,5.2,5 = 70,6 = + 2,5 = 243,2 − 2,5.2,5 = 237 Tính lại khoảng cách trục: = ( + ) 2 = 2,5. (30 + 95) 2cos(12,43 ) = 160 Chiều rộng vành răng: – Bánh bị dẫn: = = 0,4.160 = 64 ⇒ ℎọ = 65 – Bánh dẫn: = + 5 = 65 + 5 = 70 14. Vận tốc vòng bánh răng: = 60000 = . 76,8.535 60000 = 2,2 / 15. Theo bảng 6.3 tài liệu [1], ta chọn cấp chính xác 9 với = 6 / 16. Hệ số tải trọng động theo bảng 6.5 tài liệu [1], ta chọn:
18. 18 = 1,05 ; = 1,09 17. Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc: = 2 ( + 1) = 275.1,76.0.96 76,8 2.97650.1,03.1,05. (3,15 + 1) 70.3,15 = 381,5 = 381,5 < [ ] = 458 do đó điều kiện bền tiếp xúc được thỏa. 18. Hệ số dạng răng : – Đối với bánh dẫn: = 3,47 + 13,2 = 3,47 + 13,2 30 = 3,91 – Đối với bánh bị dẫn: = 3,47 + 13,2 = 3,47 + 13,2 95 = 3,61 Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng (độ bền uốn): – Bánh dẫn: [ ] = 267,4 3,91 = 68,4 – Bánh bị dẫn: [ ] = 252 3,61 = 69,8 Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh dẫn có độ bền thấp hơn: 19. Ứng suất uốn tính toán: = 2 = 2.3,91.97650.1,06.1,09 243,2.70.2,5. cos(12,43 ) = 21,2 = 21,2 ≤ [ ] = 267,4 Do đó độ bền tiếp xúc được thỏa. minhchienbku@gmail.com
19. 19 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 12,43 Môđun , mm 2,5 Đường kính vòng chia: Bánh dẫn d1, mm Bánh bị dẫn d2, mm 76,8 243,2 Dạng răng Bánh răng trụ răng nghiêng Đường kính vòng đỉnh: Bánh dẫn da1, mm Bánh bị dẫn da2, mm 81,8 248,2 Chiều rộng vành răng Bánh dẫn b1, mm Bánh bị dẫn b2, mm 70 65 Đường kính vòng đáy: Bánh dẫn df1, mm Bánh bị dẫn df2, mm 70,6 237,0 Số răng Bánh dẫn z1 Bánh bị dẫn z2 30 95 Tính toán kiểm nghiệm Thông số Giá trị cho phép Giá trị tính toán Nhận xét Ứng suất tiếp xúc , MPa 458,2 381,5 Thỏa điều kiện tiếp xúc Ứng suất uốn , 267,4 21,2 Thỏa độ bền uốn, 252
20. 20 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: = 2 si n 2 = 2.414. 153,85 2 = 806,5 – Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng: = = 2 = 2.97650 76,8 = 2543 = = . = 2543. 12.43 = 560,5 = = = 2543. 20 12,43 = 947,8 4.2 TRỤC I Biết = 5,47 ; = 97650 , số vòng quay = 535 ò / ℎú . Vật liệu trục thép C35 ( = 304 ; = 255 ; = 510 ; = 128 ). minhchienbku@gmail.com
21. 21 1. Phân tích lực tác dụng lên trục từ các chi tiết quay của hệ thống truyền động: Hình 4.2 Phân tích lực trên trục I – Lực tác dụng lên bộ truyền đai: = 2 sin 2 = 2.414. 153,85 2 = 806,5 – Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng: = 2 = 2.97650 76,8 = 2543 = . = 2543. 12.43 = 560,5 = = 2543. 20 12,43 = 947,8 2. Chọn vật liệu trục là thép C35, chọn sơ bộ ứng suất xoắn cho phép [ ] = 20 . 3. Xác định đường kính sơ bộ trục theo công thức: ≥ 0,2[ ] = 97650 0,2.20 = 29 Theo tiêu chuẩn ta chọn = 30 tại vị trí thân trục lắp bánh đai. 4. Chọn kích thước dọc trục: ≈ + 2 + Trong đó: = = 70 = 10 : khe hở giữa bánh răng và thành trong hộp giảm tốc = 40 (theo bảng 10.2 tài liệu [1] ta chọn = 30 ÷ 60 khi = 80000 ÷ 100000 ) Suy ra: = 70 + 2.10 + 40 = 130 .
22. 22 Khoảng cách chọn trong bảng 10.2 tài liệu [1], không nhỏ hơn 50 ÷ 75 , ta chọn = 75 . Các khoảng cách còn lại được chọn như hình vẽ: Hình 2.3 Phác thảo kết cấu trục I 5. Vẽ biểu đồ moment uốn và xoắn: – Trong mặt phẳng thẳng đứng yz, phương trình cân bằng momen tại điểm B là: = . 130 − . 130/2 − = 0 – Moment do lực dọc tạo ra là: = /2 = 560,5.76,8/2 = 21523,2 ) ⟹ = . 65 + 130 = 947,8.65 + 21523,2 130 = 639,5 Phương trình cân bằng lực theo phương y: − + = 0 ⟹ = − = 947,8 − 639,5 = 308,3 vậy = 639,5 ; = 308,3 , hướng lên như hình vẽ. minhchienbku@gmail.com
23. 23 – Trong mặt phẳng ngang xz, phương trình cân bằng momen tại điểm B là: = (75 + 130) − . 130 − . 130/2 = 0 ⇒ = (75 + 130) − . 130 2 130 = 806,5(75 + 130) − 2543.130/2 130 = 0,3 ≈ 0 ⇒ = − = 2543 − 806,5 = 1736,5 Biểu đồ mômen: Hình 4.4 Biểu đồ mômen trên trục I
24. 24 6. Theo biểu đồ thì tiết diện nguy hiểm nhất tại vị trí D. – Mômen uốn tại D: = + = 41570 + 130000 = 136500 – Mômen xoắn tại D: = 97650 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: = = Trục có một then, với đường kính = 40 , tra bảng phụ lục 13.1 tài liệu [2], ta chọn then có chiều rộng = 12 ; chiều cao ℎ = 8 ; chiều sâu rãnh then trên trục = 5,0 ; chiều sâu rãnh then trên mayơ = 3,3 . Khi đó: = 32 − ( − ) 2 = 40 32 − 12.5(40 − 5) 2.40 = 5364,4 Do đó: = 136500 5364,4 = 25,4 ; = 0 Ứng suất xoắn: = trong đó momen cản xoắn: = 16 − ( − ) 2 = 40 16 − 12.5(40 − 5) 2.40 = 11647,6 Do đó: = 97650 11647,6 = 8,4 Khi ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động: = = 2 = 8,4 2 = 4,2 – Tại tiết diện có sự tập trung ứng suất là rãnh then. Theo bảng 10.8 tài liệu [1], ta chọn = 1,75 với = 600 , = 1,5 Theo bảng 10.3 tài liệu [1], ta chọn = 0,84 và = 0,78. Theo hình 2.9 tài liệu [1], ta có hệ số = 0,025 và = 0,0175. minhchienbku@gmail.com
26. 26 3. Xác định đường kính sơ bộ trục theo công thức: ≥ 0,2[ ] = 292431 0,2.20 = 41,8 Theo tiêu chuẩn ta chọn = 45 tại vị trí thân trục lắp ổ bi. 4. Chọn kích thước dọc trục: ≈ + 2 + Trong đó: = = 65 = 10 : khe hở giữa bánh răng và thành trong hộp giảm tốc = 50 (theo bảng 10.2 tài liệu [1], = 40 ÷ 80 ; khi = 200000 ÷ 400000 ) Suy ra: = 65 + 2.10 + 50 = 135 . 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: = . 135 + . 135/2 − = 0 Moment do lực dọc tạo ra là: = /2 = 560,5.243,2/2 = 68156,8 minhchienbku@gmail.com
27. 27 ⟹ = − . 135 2 126 = 68156,8 − 947,8.135 2 135 = 31,3 Vậy = 31 (hướng lên) Phương trình cân bằng lực theo phương y: + − = 0 ⟹ = + = 947,8 + 31,3 = 979,1 vậy = 979,1 , hướng như hình vẽ. – Trong mặt phẳng xz, các lực phân bố đối xứng so với hai gối tựa nên ta có: = = 2 = 2543 2 = 1271,5 Biểu đồ mômen: Hình 4.7 Biểu đồ mômen trên trục II
28. 28 6. Theo biểu đồ thì tiết diện nguy hiểm nhất tại vị trí C. – Momen uốn tại C: = + = 66089 + 85826 = 108323 – Momen xoắn tại C: = 292431 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: = = Trục có một then, với đường kính = 50 , tra bảng phụ lục 13.1 tài liệu [2], ta chọn then có chiều rộng = 14 ;chiều cao ℎ = 9 ; chiều sâu rãnh then trên trục = 5,5 ; chiều sâu rãnh then trên mayơ = 3,8 . Khi đó: = 32 − ( − ) 2 = 50 32 − 14.5,5(50 − 5,5) 2.50 = 10747,1 Do đó: = 108323 10747,1 = 10,08 ; = 0 Ứng suất xoắn: = trong đó momen cản xoắn: = 16 − ( − ) 2 = 50 16 − 14.5(50 − 5) 2.50 = 23018,9 Do đó: = 292431 23018,9 = 12,70 Khi ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động: = = 2 = 12,7 2 = 6,35 – Tại tiết diện có sự tập trung ứng suất là rãnh then. Theo bảng 10.8 tài liệu [1], ta chọn = 1,75 với = 510 , = 1,5. Theo bảng 10.3 tài liệu [1], ta chọn = 0,84 và = 0,78. Theo hình 2.9 tài liệu [1], ta có hệ số = 0,025 và = 0,0175. minhchienbku@gmail.com
30. 30 chiều sâu then trên mayơ = 3,8 . Chiều dài mayơ ta chọn là 70 . Chọn vật liệu cho then là C35. 2. Chiều dài l của then: = 70 − 14 = 56 3. Kiểm tra độ bền dập theo công thức: ( = − = 56 − 14 = 42; ℎ = 9 ; = 0,4ℎ = 3,6 ): = 2 = 2.292431 3,6.45.42 = 85,96 ≤ [ ] = 150 Kiểm tra then theo độ bền cắt: = = 2 = 2.292431 14.45.42 = 22,10 ≤ [ ] = 80 Then này đạt độ bền theo tính toán. Bảng 4.1 Kiểm nghiệm then trục I và trục II: Đường kính (mm) Then (mm) Chiều dài then l, mm Mômen T, Nmm ( ) ( ) bxh t1 Trục I 40 12×8 5 70 97650 26,31 7,01 Trục II 45 14×9 5,5 56 292431 85,96 22,10 Bảng 4.2 Mômen xoắn trục I và trục II: Đường kính mm Mômen chống uốn W Mômen cản xoắn Wo Trục I 40 5364,4 Nmm 11647,6 Nmm Trục II 45 7611,3 Nmm 16557,5 Nmm Bảng 4.3 Kiểm tra hệ số an toàn trục I và trục II: Đường kính d, mm s Trục I 40 0,84 0,78 15,52 8,38 4,8 15,7 4,6 Trục II 45 0,84 0,78 12,08 6,35 12,14 10,39 7,89 minhchienbku@gmail.com
32. 32 Ta chọn ổ theo ổ bên trái (tại A) vì chịu tải trọng tác dụng lớn hơn. 5. Tải trọng động quy ước : = ( + ) = (0,56.1.639,5 + 1,99.948,5). 1,2.1 = 2694,8 6. Tuổi thọ tính theo triệu vòng: = 60 10 Trong đó: = 6.300.8 = 14400 ờ = 535 ò / ℎú ⟹ = 60.535.14400 10 = 462,24 ệ ò 7. Khả năng tải động tính toán: = √ = 2694,8 462,24 = 20836 < = 26200 Vậy đã chọn ổ lăn cỡ trung phù hợp. 8. Tuổi thọ xác đinh theo công thức sau: = = 26200 2694,8 = 919 ệ ò = 10 60 = 10 . 919 60.535 = 28,6 à ờ ≈ 11,9 ă 5.2 CHỌN Ổ LĂN TRỤC II 1. Lực hướng tâm tác dụng tại ổ A: = + = 31,3 + 1271,5 = 1271,9 Lực hướng tâm tác dụng tại ổ B: = + = 979,1 + 1271,5 = 1604,8 Lực dọc trục tác động lên ô lăn A: minhchienbku@gmail.com
34. 34 7. Khả năng tải động tính toán: = √ = 3036,4 146,9 = 1271,9 < = 25700 Vậy đã chọn ổ lăn cỡ nhẹ phù hợp. 8. Tuổi thọ xác đinh theo công thức sau: = = 25700 3036,4 = 383,8 ệ ò = 10 60 = 10 . 383,8 60.170 = 37,6 à ờ = 15,6 ă 5.3 KẾT LUẬN Bảng 5.1 Kết quả tính toán chọn ổ lăn: Trục Ký hiệu Tải trọng động quy ước (N) Khả năng tải tính toán (N) Tuổi thọ (triệu vòng) Tuổi thọ (ngàn giờ) I 208 2694,8 20836 919 28,6 II 209 3036,4 1271,9 383,8 37,6 minhchienbku@gmail.com
35. 35 CHƯƠNG 6 CHỌN DẦU BÔI TRƠN CHO HỘP GIẢM TỐC. Vì ta có ứng suất tiếp xúc = 381,5 Vận tốc vòng: 2,2 / Độ rắn bề mặt răng : 250 = 260 Nên ta có: = 10 . . = 10 260. 381,5 2,2 = 172 Theo đồ thị hình 13.9 tài liệu [1], ta chọn dầu bôi trơn có = 60. 10 / Theo bảng 13.1 tài liệu [1], ta chọn dầu bôi trơn 68
36. 36 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. Hình 7.1 Cơ cấu tay gạt Bảng số liệu: P.A ( ) ( ) Biên dạng ren 7 9 700 Ren vuông 1. Chọn thép thường hóa C45 ( = 390 ) Đai ốc, chọn đồng thanh Br Al9Fe3. 2. Ứng suất cho phép: – Đối với vít: [ ] = [ ] = = 390 3 = 130 – Đối với đai ốc: [ ] = 40 ; [ ] = 45 – Áp suất cho phép trên cặp thép – đồng thanh: [ ] = 10 ( ) 3. Ren vuông chọn hệ số = 1 4. Hệ số chiều cao đai ốc, đai ốc nguyên, ta chọn như sau: = 1,5 5. Đường kính trung bình của ren: minhchienbku@gmail.com
37. 37 d = . . [ ]. = 2. . . [ ]. = 2.9000 . 1,5.10.1 = 19,54 Ta có thể chọn theo tiêu chuẩn ren hệ mét: = 30 ; = 3.5 ; ℎ = 1,75 ; = 26,5 ; = 28,25 ; 5. Góc nâng ren vít: = = 3,5 . 20 ⟹ = arctan 3,5 20 = 3,18 Góc ma sát qui đổi: = arctan( ) = arctan(0,1) = 5,71 Vì < , bộ truyền vít me – đai ốc có khả năng tự hãm. 6. Số vòng ren trong đai ốc: = ℎ[ ] = 2.9000 . 28,25.1,75.10 = 11,59 Ta chọn = 12 ò Chiều cao đai ốc: = . = 12.1,75 = 21 7. Hiệu suất bộ truyển: ƞ = 0,9 ( + ) = 0,9 (3,18 ) (3,18 + 5,71 ) = 0,32 8. Kiểm tra độ bền theo ứng suất cho phép: – Mômen trên ren: = . 2 ( + ) = 2.9000. 28,25 2 . (3,18 + 5,71 ) = 39769 + Ứng suất tại tiết diện nguy hiểm của vít: = = 16 = 16.39769 . 26,5 = 10,88 + Ứng suất pháp tại tiết diện nguy hiểm của vít: = 4 = 4.2.9000 . 26,5 = 32,64
39. 39 Biểu đồ nội lực và mômen tren trục vít: Hình 7.2 Biểu đồ nội lực và mômen.
40. 40 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 4 bulông như hình. Sử dụng mối ghép bulông có khe hở. Vật liệu bulông là thép CT3 có giới hạn bền kéo cho phép [ k] = 100 MPa. Hệ số ma sát giữa các tấm ghép f = 0,20, hệ số an toàn k =1,3.. Hãy xác định: a) Tải trọng lớn nhất tác dụng lên bulông. b) Xác định lực xiết V. c) Xác định đường kính d1 và chọn bulông. Hình 8.3 Kết cấu giá đỡ Bảng số liệu PA F, N l,mm b, mm a,mm , rad 7 8000 450 320 600 /6 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 minhchienbku@gmail.com
41. 41 Hình 8.24 Phân tích lực tác dụng Hình 8.35 Điểm đặt lực = . (30 ) = 450 + 160. (30 ) . (30 ) = 469,7 Tại G có = 8000 và = = 8000.469,7 = 37,6. 10 3. Lực do F tác dụng vào từng bulông = = = = /4 = 8000/4 = 2000 Do nhóm có 4 bulông có khoảng cách đến trọng tâm G bằng nhau = = = = = 2 + 2 = 600 2 + 320 2 = 340 Nên lực do M tác dụng lên từng bulông:
42. 42 = = = = . = 37,6. 10 4.340 = 2764,7 Như trên hình vẽ thì bulông 2 chịu lực lớn nhất: = = + + 2 = / / − = − 30 = −1,92 ≈ 0 ⟹ = + = 2000 + 2764,7 = 4764,7 4. Sử dụng phương án bulông lắp có khe hở giữa lỗ và bulông Lực xiết: = = 1,3.4764,7 1.0,2 = 30970,5 Với các hệ số = 1,3; = 0,2; = 1; = = 4764,7 5. Tính đường kính của bulông. = 4.1,3. . [ ] = 4.1,3.30970,5 . 100 = 22,6 Theo bảng 17.7 tài liệu [1], ta chọn bulông M27 có = 23,752 minhchienbku@gmail.com
43. 43 TÀI LIỆU THAM KHẢO [1] Nguyễn Hữu Lộc, Cơ sở thiết kế máy, NXB Đại học Quốc gia TP. Hồ Chí Minh, 2013. [2] Nguyễn Hữu Lộc, Bài tập Chi tiết máy, NXB Đại học Quốc gia TP Hồ Chí Minh, 2015. [3] Trịnh Chất – Lê Văn Uyển, Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí, NXB Giáo Dục.