Bài tập lớn chi tiết máy Đề tài thiết kế hệ thống dẫn Động thang máy Đề số 8

ĐỀ SỐ 8, PHƯƠNG ÁN 4 THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THANG MÁY... Xác định số răng tương đương bánh vít :... k3là khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ chọn bằng 20 mm và chiều c

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

-SINH VIÊN THỰC HIỆN : TỐNG VỸ THANH

MSSV : 2313088

LỚP : L01

THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH, 2025

M C L C Ụ Ụ

M C L C 2 Ụ Ụ

S l ơ ượ c v đ tài 3 ề ề

Ph n 1 : Ch n đ ng c và phân b t s truy n 4ầ ọ ộ ơ ố ỷ ố ề1.1.Ch n đ ng c đi n 4ọ ộ ơ ệ1.2.Thông s kỹ thu t trên tr c 6ố ậ ụ

Ph n 2 : Tính toán thi t k chi ti t máy 7ầ ế ế ế2.1.Thi t k b truy n đai 7ế ế ộ ề2.2.Thi t k b truy n tr c vít-bánh vít 12ế ế ộ ề ụ2.3.Thi t k b tr c 16ế ế ộ ụ2.4.Tính toán ch n .27ọ ổ2.4.L a ch n n i tr c 31ự ọ ố ụ2.4.Thi t k v h p 31ế ế ỏ ộ

Tài li u tham kh o 32 ệ ả

ĐỀ SỐ 8, PHƯƠNG ÁN 4 THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THANG MÁY

Phần 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ

TRUYỀN

1.1 Chọn động cơ điện:

Công suất trên trục công tác: 𝑃 = 4,3 (𝑘𝑊)

Hiệu suất chung:

𝜂 = 𝜂d 𝜂tv 𝜂nt 𝜂ol2 = 0,95 0,75 0,98 0,992 = 0.68

Tra bảng ta được:

Hiệu suất bộ truyền đai 𝜂d = 0,95

Hiệu suất trục vít 𝜂tv = 0,75

Hiệu suất nối trục 𝜂𝑛𝑡 = 0,98

Hiệu suất ổ lăn 𝜂ổ = 0,99

Công suất cần thiết của ộng cơ:

1.2 Thông số kỹ thuật trên trục

*Công suất trên trục

-Trục công tác : Pct = 4,3 (𝑘𝑊)

-Trục II: P ct

η nt η tv =0 , 98.0 ,75 4 ,3 =5,85 (kW)-Trục I: P2

η ol η ol =0 , 99.0 , 99 5 , 85 =5,97 (kW)

*Moment xoắn trên trục

n (v/ph) 715 316,37 35,15 16

T (Nm) 83,88 180,21 1589,4 2566,56

Phần 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY

2.1 Thiết kế bộ truyền đai

Số liệu ban đầu:

- Với công suất P = 7,5 kW và n1 = 715 v/ph, dựa vào

đồ thị trang 167(GT cơ sở thiết kế máy), ta chọn loại đai B với các thông số sau:

Theo tiêu chuẩn chọn L=1250(mm)=1,25(m) để nối đai

7)Số vòng chạy của đai trong 1 giây

i=L v=5 ,24 1 ,25=4,192s-1 < 10s-1 (thỏa điều kiện trơn trượt)

9)Góc ôm đai bánh đai nhỏ:

mm,L0=2240mm, v=5,24m/s với đai loại B

Số dây đai được xác định theo công thức:

z≥ P1

[ P0]C α C v C u C z C r C L=3 , 45.0 , 93.1 , 04.1 ,12.1.0 , 85.0 , 91 7 ,5 ≥2,59

Ta chọn z=3 đai

11)Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:

- Lực căng đai ban đầu:

Fr≈ 2F0.sinα1

2=2.621 sin152 ,15

2 =1205,5 N12)Ứng suất lớn nhất trong dây đai :

Suy ra chọn q = 10 theo tiêu chuẩn

4 Chọn sơ bộ 𝜂 theo công thức (7.11)

2.14 =168mmĐường kính vòng đáy df1 = d1 – 2,4m = 140 –

2,4.14 =106,4mmGóc xoắn óc vít γ

γ = arctgz1

q = arctg102 = 11,31°

Bánh vít

Đường kính vòng chia d2 = mz2 = 14.32 =

448mm

Đường kính vòng đỉnh da2 = m(z2 + 2) = 14.

(32+2)=476mmĐường kính vòng đáy df2 = m(z2 – 2,4) = 14

(32-2,4)=414,4mmKhoảng cách trục aw = 0,5m(q + z2) =

0,5.14(10 + 32) = 294mm

Đường kính lớn nhất

≤ da2 + 6m/(z1+2)=

476 + 6.14/(2+2) = 497mm

với ρ = arctgf = arctg2 ,360,0480 ,36 = 2,018°

8 Tính toán lại ứng suất cho phép

[σ H] = 175−35vs = 175 – 35.2,36 = 92,4 MPa

9 Xác định số răng tương đương bánh vít :

10.Tính toán nhiệt theo công thức (7.47):

t1 = t0+ 1000 P1(1−η)

K T A (1+ψ ) = 30 + 16.20 0,294 1000.5 , 97(1−0 ,75) 1 ,7

(1+0 ,3) = 58,75° ≤ [t1] = 95°

Nhiệt độ nằm trong phạm vi cho phép

1) Chọn vật liệu trục vít là thép 40Cr được tôi với độ

rắn > 40 HRC sau đó được mài và đánh bóng ren vít

Chọn sơ bộ ứng suất cho phép [σ] = 70 MPa

l12 = 0 ,5.(l m 12 +b0)+k3+h n= 70mm

với : l m12là chiều dài mayơ của bánh đai chọn l m12 = 50mm

b0là chiều rộng của ổ lăn dược xác định gần bằng 20

mm

k3là khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ

chọn bằng 20 mm và chiều cao nắp ổ h n chọn bằng

15mm

Sau khi có kích thước ta tiến hành kiểm nghiệm độ bền

trục: Khoảng công xôn:

l c 12 =0 ,5.(l m 12 +b0)+k3+h n= 0,5.(50+20) + 20 +15 = 70mm

4)Vẽ biểu đồ momen uốn và momen xoắn :

Trong mặt phẳng đứng ZY, phương trình cân bằng

Mômen xoắn : T = T1 = 180,21.103 = 180210 Nmm

Biểu đồ lực:

5) Kiểm tra điều kiện bền của trục vít

Các biểu đồ mômen thì tại tiết diện nguy hiểm nhất là

điểm C

- Mômen uốn tại C: MC = √611419,0922+208860 ,522 =

646108,3681 Nmm

- Mômen xoắn tại C: TC = 0

- Công thức xác định chính xác đường kính trục tại B

(tiết diện lắp ổ lăn bên phải )

Mtd = √M B2+0 ,75T B

2

=√84385 2

+0 ,75.1802102 = 177419,168 Nmm

Suy ra : dB≥√3 M td

0 ,1 [σ ] =3

√177419,168

0 ,1.70 = 29,374 mmChọn theo tiêu chuẩn ta có: dA = dB = 30mm

- Công thức xác định chính xác đường kính trục tại D

(tiết diện lắp bánh đai bên phải)

Mtd = √M D2

+0 ,75T D

2 =√02+0 ,75.1802102 = 156066,438 NmmSuy ra : dD≥√3 M td

0 ,1 [σ ] =3

√156066,438

0 ,1.70 = 28,145 mmChọn theo tiêu chuNn ta có: dD = 28 mm

6) Chọn then:

Kiểm ngiệm điều kiện bền dập và bền cắt đối với then

bằng:

Với các tiết dịên trục dùng mối ghép then cần tiến hành

kiểm nghiệm mối ghép về độ bền dập và độ bền cắt

theo công thức sau:

σ d= 2T

d l t (h−t1)≤ [σ d]

τ c= 2T

d l t b ≤ [τ c]

trong đó [σd] = 100 MPa ứng suất dập cho phép tra trong

bảng 9.5 [1] và cho phép lớn hơn giá trị cho phép 5% và

[τc] = 40 ÷ 60 MPa là ứng suất cắt cho phép

Bảng kiểm nghiệm then :

Đường

kính (mm)

Then(mm) Chiềudài

then l(mm)

Chiềudài làmviệc củathen lt(mm)

Môme

n T(Nmm)

σd(MPa)

τc(MPa)

bx

h t1Trụ

-Hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình :

Then Mômen

chốnguốn W

Mômencản xoắnW0bxh t1

Trục vít

45(C) 9112,5 1822528(D) 8x7 4,0 1835,99 3981,122

3 0,78 70,90 0 9,45 - 28(D) 0,8

-3 0,89 0 22,63 - 9,79

-εσ , ετ là hệ số kích thước tra trong bảng

10.3 [3] σa , τa là biên độ của ứng suất

tính theo:

sσ , sτ là hệ số an toàn xét riêng cho ứng

suất uốn và ứng suất xoắn:

Kết quả kiểm ngiệm hệ số an toàn cho thấy các đoạn trục

đều thoã mãn hệ số an toàn kiểm nghiệm trục theo độ bền

mỏi Ngoài ra trục còn đảm bảo về độ cứng

- Chiều dài mayơ của bánh vít là lm22 = (1,2 1,8).d = 112

mm

- Khoảng cách từ mặt mút trong bánh vít đến thành trong

của hộp bằng khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong

v i Dớ o là đường kính vòng tròn qua tâm các ch t khi dùng n i tr c ố ố ụ

- Tại A : MA = √M AX2+M BX2

=√0 2

+508608 2 =508608 Nmm

-> MAtd = √M A2+0 ,75.T2

= √5086082+0 ,75.15894002 = 1467421,673 Nmm

Với các tiết dịên trục dùng mối ghép then cần tiến hành

kiểm nghiệm mối ghép về độ bền dập và độ bền cắt

theo công thức sau:

σ d= 2T

d l t (h−t1 )≤ [σ d]

τ c= 2T

d l t b ≤ [τ c]

trong đó [σd] = 100 MPa ứng suất dập cho phép tra trong

bảng 9.5 [1] và cho phép lớn hơn giá trị cho phép 5% và

[τc] = 40 ÷ 60 MPa là ứng suất cắt cho phép

Bảng kiểm nghiệm then :

Đường

kính

(mm)

Then(mm) Chiềudài

then l(mm)

Chiềudài làmviệccủathen lt(mm)

MômenT(Nmm)

σd(MPa)

τc(MPa)bxh t1

Trụ

c I 63(C) 18x11 7,0 110 104 1589400 121,642 26,954Trụ

c I 60(D) 18x11 7,0 110 104 1589400 127,724 28,301

5) Tính toán, kiểm nghiệm độ bền trục và độ bền mỏi

Vật liệu trục : thép C45, tôi cải thiện

σb = 850 MPa

với: σ-1 = 0, 4 σb = 340 MPa ; τ-1 = 0,223σb = 189,55 Mpa

- Hệ số xét đến ảnh hưởng tập trung tải trọng: Kσ ,Kτ

Bảng số liệu:

Thông

số

Đườngkính(mm)

Then Mômen

chốnguốn W

Mômencản xoắnW0

Đường kính

Trục

bánh vít 63(C) 0,78 0,74 32,59 17,29 4,84 10,96 7,25

εσ , ετ là hệ số kích thước tra trong bảng

10.3 [3] σa , τa là biên độ của ứng suất

sσ , sτ là hệ số an toàn xét riêng cho ứng

suất uốn và ứng suất xoắn:

Kết quả kiểm ngiệm hệ số an toàn cho thấy các đoạn trục

đều thoã mãn hệ số an toàn kiểm nghiệm trục theo độ bền

mỏi Ngoài ra trục còn đảm bảo về độ cứng

2.4 TÍNH TOÁN CH N Ọ Ổ

I) LỰA CHỌN Ổ LĂN TRỤC VÍT

-Do trục vít chịu lực dọc trục và yêu cầ thiết kế về điều kiện bền thì ta chọn ổ ở trục vít như sau:

-Bên trái chọn hai ổ đũa côn, bên phải chọn ổ bi đở.Đối với hai

ổ đũa côn thì ta lắp chúng đối xứng nhau tạo thành hình

giống như O

1) Tính cho ổ đở bên phải với đường kính d = 30 mm

-Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ:

F r=√R BX2

+R BY

2 = √840,4852+1083,379 2 = 1371,17 N-Do không có lực dọc trục nên hệ số X= 1; Y = 0

-Các hệ số Kσ, K τ và V chọn bằng 1.

-Tải trọng qui ước: Qr = (X.V.F.r +Y.Fa ).Kσ.K τ = 1371,17 N

-Số vòng quay trục vít: n = 316,37 v/ph

-Thời gian làm việc của ổ: Lh =10000h

-Thời gian làm việc tính bằng triệu vòng quay:

L=60 n L h

106 =60.316 ,37.10000

106 = 189,822 triệu vòng quay

- Khả năng tải động tính toán:

C n =Q 10√L3 = 1371 ,17.10√189,8223 = 6355,443 N

- Tra bảng ta được cở ổ như sau:

Ký hiệu ổ d(mm) D(mm) B(mm) r(mm) C(KN) C 0(KN)

2) Tính cho hai ổ đũa côn bên trái với d = 30 mm

- Lực hướng tâm tác dụng lên 2 ổ:

F r=√R AX2

+R AY

2 = √840,8352+2460,439 2 = 2600,147 NSuy ra : FrA1 = FrA2 = 2600,1472 = 1300,073 N

- Tải trọng dọc trục do trục vít gây ra: Fa = 7095,53 N

-Chọn góc côn α=14o Theo bảng 11.3, hệ số tải trọng dọc trục:

Do đó theo bảng 11.3 tra được: X = 0,4 và Y = 0,4 cotg14°

=1,6

-Chọn Kσ=1 do tải trọng tĩnh, Kτ=1 và V =1 do vòng trong quay

- Tải trọng động quy ước:

Qr = (X.V.F.r +Y.Fa ).Kσ.Kτ = (0,4 2600,147 +1,6 7095,53).1.1= 12392,907 N

- Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay:

-Theo phụ lục (9.4) ta chọn ổ cỡ trung rộng với kí hiệu

7606,α=14° , với các số liệu sau:

II) LỰA CHỌN Ổ CHO TRỤC BÁNH VÍT

- Ta chọn ổ đũa côn với đường kính trong d = 60 mm

- Lực hướng tâm tác dụng lên ổ A:

S2 = 0,83.e.FrA2 = 0,83.0,374 6420,521 = 1993,058 N

Do S1 < S2 và Fa =1680,97 N > S2 -S1 =1993,058 −1180,873 = 821,185 N, do đó tải trọng dọc trục tính toán đối với ổ bên trái:Fa1 = S1 = 1180,873 N

Đối với ổ phải:

Fa2 = S1 + Fa = 1180,873 + 1680,97 = 2861,843 N

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

- Vì tỉ số: F a 2

F rB=2861,8436420,521 =0,446 > e = 0,374

Do đó theo bảng 11.3 tra được: X = 0,4 và Y = 0,4 cotg14°

=1,6

-Chọn Kσ=1 do tải trọng tĩnh, Kτ=1 và V =1 do vòng trong quay

- Tải trọng động quy ước:

Qr = (X.V.F.r +Y.Fa ).Kσ.Kτ = (0,4 6420,521 +1,6 2861,84).1.1= 7147,152 N

- Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay:

- Ta tính lại tuổi thọ của ổ:

σ F= l c kT

0 ,1 d c3D0 z=42.1 ,25.1589400

0 ,1.183 170 10 = 84,164 MPa

2.6 THIẾT KẾ VỎ HỘP:

Chiều dày: -Thân hộp δ

Chiều dày bích nắp hộp 18mm18mm

E2=22,5mm và R2 =18,5mm

C=60mmChiều cao gối trục h h=18mm

thành trong của hộp ∆=10mm

Số lượng bulông nền z Z=4

TÀI LIỆU THAM KHẢO

[1] Nguyễn Hữu Lộc, Cơ sở thiết kế máy, NXB ĐHQG TPHCM,2004

[2] Nguyễn Hữu Lộc, Bài tập chi tiết máy, NXB ĐHQG TPHCM,2005

[3] Trịnh Chất – Lê Văn Uyển, Tính toán thiết kế hệ dẫn động