Thuyết minh tính toán thiết kế project on theory of machine and machine design – mdpr310423e

Xác định các thông số bộ truyền...07 - Tính chọn đường kính bánh đai - Tính khoảng cách trục - Tính chọn chiều dài đai - Tính và kiểm nghiệm điều kiện góc ôm III.4.. Tính kiểm nghiệm bền

TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT TP.HCM

KHOA CƠ KHÍ CHẾ TẠO MÁY

BỘ MÔN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

 0o0 

THUYẾT MINH TÍNH TOÁN THIẾT KẾ

PROJECT ON THEORY OF MACHINE AND MACHINE DESIGN – MDPR310423E

HỌ & TÊN SINH VIÊN: Cao Đình Thiên

GIẢNG VIÊN HƯỚNG DẪN: Mai Đức Đãi

GIẢNG VIÊN PHẢN BIỆN:

Tp HCM, Ngày 21 tháng 02 năm 2024

MỤC LỤC

I Tính toán công suất, tốc độ trục công tác 05

I.1 Thông số đầu vào 05

I.2 Tốc độ quay và công suất trên trục công tác 05

II Chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền 05

II.1 Thông số đầu vào 05

II.2 Chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền 05

II.3 Bảng thông số kỹ thuật hệ thống truyền động 06

III Tính toán, thiết kế bộ truyền đai 07

III.1 Thông số đầu vào 07

III.2 Chọn loại đai và tiết diện đai 07

III.3 Xác định các thông số bộ truyền 07

- Tính chọn đường kính bánh đai - Tính khoảng cách trục - Tính chọn chiều dài đai - Tính và kiểm nghiệm điều kiện góc ôm III.4 Xác định số dây đai 08

III.5 Xác định lực căng đai, lực tác dụng lên trục 08

III.6 Bảng thông số kỹ thuật bộ truyền Đai 09

IV Tính toán, thiết kế bộ truyền bánh răng 09

IV.1.Thông số đầu vào 09

IV.2.Chọn vật liệu 09

IV.3.Xác định ứng suất cho phép 10

IV.4.Xác định sơ bộ khoảng cách trục, a w 11

IV.5.Xác định các thông số ăn khớp 11

- Môđun - Số răng bánh dẫn, bị dẫn - Tính lại chính xác khoảng cách trục, a w - Kiểm tra sai lệch tỉ số truyền bộ truyền bánh răng IV.6.Kiểm tra sai lệch tỉ số truyền hệ thống 12

IV.7.Kiểm nghiệm bền 12

- Kiểm nghiệm răng – bền tiếp xúc - Kiểm nghiệm răng – bền uốn - Kiểm nghiệm răng – trường hợp quá tải IV.8.Tính lực tác dụng khi ăn khớp 14

- Lực vòng - Lực hướng tâm - Lực vòng trục IV.9.Bảng thông số kỹ thuật bộ truyền bánh răng 15

V Tính chọn nối trục 16

V.1 Thông số đầu vào 16

V.2 Chọn nối trục 16

V.3 Tính kiểm nghiệm bền 17

- Kiểm nghiệm bền dập vòng đàn hồi - Kiểm nghiệm bền uốn chốt V.4 Tính lực tác dụng lên trục 17

- Moment xoắn - Lực nối trục (hướng kính) VI Tính toán thiết kế trục, 17

VI.1.Thông số đầu vào 17

VI.2.Chọn vật liệu 17

VI.3.Tính toán thiết kế trục theo điều kiện bền, 18

- Tính sơ bộ đường kính trục từ điều kiện bền cắt (chỉ xem xét tải trọng moment xoắn)

- Định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt tải

- Xác định ngoại lực từ bộ truyền tác dụng lên trục

- Xác định đường kính & chiều dài các đoạn trục

- Chọn kích thước tiết diện then theo đường kính trục

VI.4.Tính kiểm nghiệm bền 23

- Kiểm nghiệm trục – bền mỏi

- Kiểm nghiệm trục – bền tĩnh

- Kiểm nghiệm then – bền dập

- Kiểm nghiệm then – bền cắt

6.5 Bảng tổng kết thông số đường kính trục 286.6 Dung sai lắp ghép 28

VII Chọn Ổ lăn 29

VII.1 Trục 1 29VII.1.1 Thông số đầu vào 29VII.1.2 Chọn ổ lăn 29

- Chọn loại ổ

- Chọn kích thước ổ

- Tính kiểm nghiệm khả năng tải động ổ

- Tính kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh ổ

- Dung sai trục, ổ trục

VII.2 Trục 2 30VII.2.1 Thông số đầu vào 30VII.2.2 Chọn ổ lăn 30

- Chọn loại ổ

- Chọn kích thước ổ

- Tính kiểm nghiệm khả năng tải động ổ

- Tính kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh ổ

- Dung sai trục, ổ trục

VIII Tính toán vỏ hộp, các chí tiết phụ 31

VIII.1 Thân vỏ hộp 31VIII.2 Bu lông vòng 32VIII.3 Chốt định vị 32VIII.4 Cửa thăm 33VIII.5 Nút thông hơi 33VIII.6 Nút tháo dầu 33VIII.7 Que thăm dầu 34

I Tính toán công suất, tốc độ trục công tác

I.1 Thông số đầu vào

- Năng suất trộn, Q =14500 kg/h

- Đường kính(trong) thùng trộn, D =0 ,55 m

- Trọng lượng vật liệu trộn, Gv =2200 N

- Góc nâng vật liệu, α=820

- Góc nghiêng của thùng so với phương ngang, β=30

- Khối lượng riêng của vật liệu trộn, ρ =1300 kg/m3

c) Công suất cần thiết sử dụng cho công tác trộn vật liệu (bao gồm năng lượng tiêu hao cho cặp ổ lăn) [1]

P2=G v R o ω sin α 10−3=2,9247 kW

P3(kW), Công suất mất mát do ma sát ở ổ trục trộn

P3=0 ,1.(P1+P2)=0,4701 kW

II Chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền

II.1 Thông số đầu vào

- Công suất cần thiết cung cấp cho máy công tác, P lv =5,1713 kW

- Số vòng quay trục công tác, n lv =69 ,93 vòng/ phút

II.2 Chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền

- Công suất cần thiết trên trục động cơ [2]

P ctđc=P lv

η =η đ ×(η ol)3

η đ=¿ 0,95 - hiệu suất bộ truyền đai (hở)

η kn=¿0,98 - hiệu suất khớp nối

- Chọn động cơ

Chọn tỉ số truyền chung sơ bộ u sb =u nsb ×u hsb =3× 4 5=1 3 ,5

Tính số vòng quay sơ bộ cần thiết trên trục động cơ [2]

- Phân phối tỉ số truyền

Tỉ số truyền chung của hệ thống

II.3 Bảng thông số kỹ thuật hệ thống truyền động [2]

- Công suất cần thiết trên trục công tác (trục III)

III Tính toán, thiết kế bộ truyền Đai/Xích

III.1 Thông số đầu vào

- Công suất cần thiết trên trục dẫn, P =5,9631 kW

- Tỉ số bộ truyền đai, u =3 ,09

- Sồ vòng quay trục dẫn, n =971 rpm

III.2 Chọn loại đai và tiết diện đai [2]

b(mm)

h(mm)

Chọn đường kính bánh đai tiêu chuẩn d2=560 mm

- Tính tỉ số truyền bộ truyền đai [2]

C α =1 ,24.(1−e

−α1

suy theo giá trị vận tốc )

III.6 Bảng thông số kỹ thuật bộ truyền đai

Thông số Kí hiệu Giá trị Đơn vịCông suất trên trục dẫn P 5,9631 kW

Lực căng đai (per one belt) F0 257 N

Lực tác dụng lên trục F r 1513,4 N

IV Tính toán, thiết kế bộ truyền bánh răng

4.1 Thông số đầu vào Chọn vật liệu chế tạo bánh răng

- Công suất trên trục bánh răng dẫn, P1=5,6649 kW

- Tốc độ quay trục bánh răng dẫn, n1=314,239rpm

- Tỉ số truyền, u =u br =4 , 5

- Moment xoắn trục bánh răng dẫn, T1=172162 N mm

- Thời gian làm việc, L H =18000 giờ

Giới hạnbền

Giới hạnchảy

[σ¿¿H 1]¿: ứng suất tiếp xúc cho phép bánh răng dẫn

[σ¿¿H 2 ]:ứng suất tiếp xúc cho phépbánh răngbị dẫn¿

σ ° Hlim =2 × H B 1 , 2+70 : ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở

N HE =60 c n L H =339378120 số chukỳ thay đổi ứng xuất tươngứng

(bánhrăng dẫn=bánh răng bịdẫn);c=1 số lầntiếp xúc/vòng quay;

n =314 , 24 số vòngquay ; L H =18000 ,thời gian phục vụ

m H =6 :bậc đườngcongmỏi khithử về tiếp xúc¿

hợp độ cứng HB≤ 350¿

- Xác địnhứng suất uốn cho phép :

Tính [σ¿¿F 1 ]và[σ F 2 ]theo côngthức 6.2 a[2]¿

[σ¿¿F 1 , 2]=σ Flim K FC K FL

[σ ¿¿ F 1 ]=277 , 71(MPa);[σ ¿¿ F 2 ]=262 ,29 (MPa) ¿¿

Trong đó : [σ¿¿F 1]¿: ứng suất uốn cho phép bánh răng dẫn

[σ¿¿F 2]¿: ứng suất uốn cho phép bánh răng bị dẫn

: số chu kỳ thay đổiứng suất cơ sở khi thử uốn

N FE =60 c n L H =339378120: số chukỳ thay đổi ứng suất

tương đương (bánh răngdẫn=bánh răngbị dẫn); c=1 ,số

lầntiếp xúc / vòngquay; L H =18000 , thời gian phục vụ

m F =6 ,bậc đườngcong mỏi khi thử vềuốn

ψ bd =0,918 ; hệ số phân bố không đều tải trọng trênchiều rộng vành răng

K Hβ =1 , 05 hệ số phân bố kh đềutảitrọng trên chiều rộngvànhbánh răngtheo ψ bd

4.5 Xác địnhcác thông số ăn khớp

- Xác địnhmô đun , m (mm),công thức6.17 [2]

m =(0 , 01÷ 0 , 02).aw=1 , 8÷3, 6 →Chọnm=3 (mm)

- Chọn sơ bộ góc nghiêngbánh răng:[2]

Kiểm tra sailệch tỉ số truyền hệ thống

- Tính sailệch tỉ số truyền hệ thống Điều kiện đầu bài ∆ u hệ thống ≤ 5 %

∆ u hệthống=u brtt ×u đtt −u ch

u ch × 100 %=−2,321 % Trong đó :

u ch , tỉ số truyền chung của hệ thống

u đtt =d2/[d1(1−ξ )]=3,143 ;tỉ số truyềnthực bộ truyền đai

u brtt =z2/ z1, tỉ số truyềnthực bộ truyền bánh răng

4.7 Kiểm trađộ bền tiếp xúc

- Tínhứng suất tiếp xúc ơ H , và kiểm tra điều kiệnbền tiếp xúc theo công thức6.33[2]:

ε α=[1 , 88−3 , 2(1

z1+ 1

K Hβ =1 , 05 ;hệ số phân bố đềutải trọng trên chiềurộng vànhbánh răng

K Hα =1 ,13 ;do bánh răng nghiêng

δ H =0,002; hệ số kể đếnảnh hưởng củacác sai số ăn khớp

g o =73 ;hệ số kể đếnảnh hưởng sai lệchcác bước răngbánh 1 và2

v Hmax =700 ;khảnăng chịu tải trọngđộng lớn của bánhrăng

K F =K Fβ K Fα K Fv =1, 54 ;hệ số tải trọng khi tính về uốn

K Fβ =1 , 1;hệ số phân bố khôngđềutải trọng trên chiềurộng

vành răngkhi tính vềuốn

K Fα =1, 37 ;hệ số phân bố khôngđềutải trọng chocác đôirăng

đồng thời ăn khớp khi tính vềuốn

K Fv=1+ v F b w d w 1

δ F=0,006

- Kiểm nghiệm bền răng về quá tải

Kiểm traứng suất tiếp xúc cực đại cho phép theocông thức 6.48[2]

Kiểm traứng suất uốn cực đại cho phép theo công thức6.49[2]

4.9 Bảngthông số kỹ thuật bộ truyền bánh răng

Tốc độ quay trục dẫn n1 314,239 vòng / phút

Mômen xoắn trêntrục dẫn T1 172162 N mm

Tỉ số truyền ( phân phối) u br 4,5

Tt=1472408 (N mm)−moment xoắncầntruyền trên trục lắpnối trục

Bảng kíchthước của nốitrục chốt theobảng 9.10 [2], mm:

VI. Tính toán thiết kế trục

VI.1.Thông số đầu vào

6.2 Chọn vật liệu

Vật liệu Nhiệt luyện Độ cứng(HB) Giới hạn bềnσ

b(MPa) Giới hạn chảyσch(MPa)

6.3.Tínhtoánthiết kế trục theođiều kiện bền , chọn then

Chọnlm 22=100 (mm)

k1=10−Khoảng cáchtừ mặt mút củachi tiết

quay đến thànhtrong của hộp

k2=10−Khoảng cáchtừ mặt mút ổ đếnthành trongcủahộp

Khoảng cách gốiđỡ và điểm đặt lực Trục 1:

l12=−lc 12=−0 ,5.(lm 12+bo 1)+k3+hn=69(mm)

l13=2l11=118(mm)Trục 2:

l21=l13=118(mm)

lc 22=0,5 (lm 22+bo 2)+k3+hn=94, 5(mm)Tínhtoánthiết kế trục theođiều kiện bền tĩnh (thuyết bền4) Tính phản lựctại các gốiđỡ

Trục 1 Trênmặt phẳng yOz

Trục 2 Trênmặt phẳng yOz

→ R Ax =2057 , 9+719 ,1=2777(N)

Ứ ng suất tương đươngtheo thuyết bền 4

Trục 1 Tínhmoment tại các tiết diệnnguy hiểm Tạitiết diện A :

Tínhmoment tại các tiết diệnnguy hiểm

→ Chọnd A =32(mm)(lắp bánh đai) Tạitiết diện B :

→ ChọndB=60(mm)(lắpbánhrăng)Tạitiết diệnC :

σ eqA max =max( √M xA2

→ Thảo mãnđiều kiện bềntại A Tạitiết diện B :

Với đường kínhtrục, d A =32(mm), Chọn:

Kíchthước tiết diệnthen: b =10(mm), h=8(mm)Chiều sâurãnhthentrên trục :t1=5(mm), t2=3.3 (mm) Chiều dài then:l =44 : 49 ,5(mm)=¿chọn l t=45

Đ iềukiện bền dập và điều kiệncắt

Với đường kínhtrục, dC=38(mm), Chọn:

Kích thước tiết diệnthen: b =12(mm), h=8(mm)Chiều sâurãnhthentrên trục :t1=5(mm), t2=3.3(mm)Chiều dài then:l =44 : 49 ,5(mm)=¿chọn l t=45

Đ iềukiện bền dập và điều kiệncắt

Với đường kínhtrục, dB=60(mm), Chọn:

Kích thước tiết diệnthen: b=18(mm), h =11(mm) Chiều sâurãnhthentrên trục :t1=7(mm), t2=4 , 4(mm) Chiều dài then:l=80: 90(mm)=¿chọnl t=90

Đ iềukiện bền dập và điều kiệncắt

Với đường kínhtrục, dD=52(mm), Chọn:

Kích thước tiết diệnthen: b =16 (mm),h=10(mm)Chiều sâurãnhthentrên trục :t1=6(mm), t2=4 ,3 (mm)Chiều dài then:l=80: 90(mm)=¿chọnl t=80

Đ iềukiện bền dập và điều kiệncắt

→ Vậy đường kínhtrục tại tiết diệnC thỏa độ bền mỏi

Theo bảng 10.10[2], → Chọnε σ =0 ,81 Theo bảng 10.12[2],→ Chọn K σ =2 , 01 Theo bảng 10.8[2], → Chọn K x =1 ,1

Theo bảng 10.9[2],→ Chọn K y =1, 5

Trục 1 d (mm) Vị trí

6.6 Dung sai lắp ghép

Kích thước chính

Vòng trong ổ bi dùng :k 6 Vòng ngoài ổ bi dùng : H 7 Lắp bánh răng , khớp nối ,bánh đaidùng : H 7 / k6 Then

12(dung sai lắpổ lăn trong) ∅ 35 k 6

13 (bánhrăng) ∅ 38 H 7 /k6

14 (dung sailắp ổ lănngoài) ∅ 80 H 7

Trục

21(dungsai lắpổ lăn trong) ∅ 55 k 6

22 (bánhrăng) ∅ 60 H 7 /k6

23 (dung sai lắp ổ lănngoài) ∅ 120 H 7

Tải động :C =41,5 (kN )Tảitĩnh :C0=26 ,5(kN ) Lựa chọn kích cỡ ổ lăntheo công thức tínhtuổi thọ

Thời gianlàm việc của ổ lăn

Tuổithọ của ổ lăn [6]

L 10 h=L10 106

P)p

=444(triệu vòng quay) Trong đó :

Xác địnhtải trọng động ổ lăn P

Đối với ổ bi đỡ- chặn

Trong đó :

Thời gianlàm việc của ổ lăn Tuổithọ của ổ lăn [6]

L10 h= L10 106

60 n =244685>Lh L10=(C

P)p

Xác địnhtải trọng động ổ lăn P

Đối với ổ bi đỡ- chặn

Trong đó :

→ Vậy khả năng tải động của ổ lănthỏa mãnđiều kiệnlắp đặt

VIII Tính toán vỏ hộp, các chi tiết phụ

8.1 Thân vỏ hộp

Nhiệm vụ của hộp giảm tốc là:bảo đảm vị trí tương đối giữa các chitiết và bộ phận máy , chịu tải trọng do các chi tiết lắptrên vỏ truyền đến , đựng dầu bôi trơn , bảo vệ các chi tiết máy tránh bụi bặm và chỉ tiêu cơ bản của vỏ hộp giảm tốc làđộ cứng cao , khốilượng nhỏ Tadùng vật liệu gang xámGX 15−32

Hộp giảm tốc đúc có các thông số cơ bản như sau:

Chiều dày:

Thân hộp, Nắp hộp, ❑1

 = 9 mm

1 = 8 mmGân tăng cứng:

Chiều dày, eChiều cao, h

Độ dốc

e = 8 mm

h = 52 mmĐường kính:

Chiều dày bích thân hộp, S3Chiều dày bích nắp hộp, S4

Bề rộng bích nắp và thân, K3

S3= 18 mm

S4 = 18 mm

K3 = 43 mmKích thước gối trục, Tra bảng 18-2 [1]:

Đường kính ngoài và tâm lỗ vít: D3, D2

Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ: K2Tâm lỗ bulông cạnh ổ: E2và C

Giữa bánh răng với thành trong hộp :

Trọnglượng hộp giảm tốc a =200 mm :140 kg ,bảng 18[1 ]vàchọnkiểu nâng b , bảng 18-2:

Ren d d1 d2 d3 d4 d5 h h1 h2 l f b c x r r1 r2 Khối lượng

8.7 Que thăm dầu

Chọn que thăm dầu có chiều dài L = 92 mm

Tài liệu tham khảo

[1] Hồ Lê Viên, Các máy gia công vật liệu rắn & dẻo – Tập 2, NXB , 2003

[2] Trịnh Chất, Lê Văn Uyển, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – tập 1,2, NXB Giáo dục, 2006

[3] Nguyễn Hữu Lộc, Thiết kế chi máy và chi tiết máy, NXB ĐHQG Tp.HCM, 2020

[4] ABB Catalogue – Low voltage General performance cast iron motors for Asian markets, 2023:

https://new.abb.com/motors-generators/iec-low-voltagemotors/general-performance-motors

[5] Trần Thiên Phúc, Thiết kế chi tiết máy công dụng chung, Nhà xuất bản ĐHQG, 2011

[6] SFK Rolling Bearings Catalogue, PUB BU/P1 10000/2 VI 6/2014