Thuyết minh tính toán thiết kế đồ án thiết kế máy đề số 04 phương án 02

Xác định các thông số xích, bộ truyền xích...0o0 8 - Tính chọn số răng đĩa xích - Xác định bước xích - Tính khoảng cách trục và số mắt xích - Kiểm nghiệm điều kiện số lần va đập III.4..

TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT TP.HCM

KHOA CƠ KHÍ CHẾ TẠO MÁY

BỘ MÔN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

GIẢNG VIÊN HƯỚNG DẪN: Mai Đức Đãi

Tp HCM, Ngày 25 tháng 12 năm 20o0 22

Trường ĐHSPKT TP.HCM ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY, MMH: MDPR310423

Khớp nối Hộp giảm tốc

1 Động cơ điện 2

3

4

5

Hình 1: Sơ đồ động Hình 2: Minh họa vít tải

Điều kiện làm việc:

- Tải trọng không đổi, quay một chiều

- Thời gian làm việc 5 năm (30o0 0o0 ngày/năm, 2 ca/ngày, 6 giờ/ca)

- Sai số tỉ số truyền hệ thống ∆𝑢/𝑢 ≤ 5%

Số liệu cho trước:

3 Đường kính vít tải D (m) 0o0 3

Mục lục

I Tính toán công suất, tốc độ trục công tác 0o0 6

I.1 Thông số đầu vào 0o0 6

I.2 Công suất trên trục công tác 0o0 6

I.3 Tốc độ quay trục công tác 0o0 6

II Chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền 0o0 6

II.1 Thông số đầu vào 0o0 6

II.2 Chọn động cơ, pan phối tỉ số truyền 0o0 6

II.3 Bảng thông số kỹ thuật hệ thống truyền động 0o0 8

III Tính toán, thiết kế bộ truyền xích 0o0 8

III.1 Thông số đầu vào 0o0 8

III.2 Chọn loại xích 0o0 8

III.3 Xác định các thông số xích, bộ truyền xích 0o0 8

- Tính chọn số răng đĩa xích

- Xác định bước xích

- Tính khoảng cách trục và số mắt xích

- Kiểm nghiệm điều kiện số lần va đập

III.4 Kiểm nghiệm bền quá tải theo hệ số an toàn 0o0 9

III.5 Xác định các thông số đĩa xích và lực tác dụng lên trục 10o0

III.6 Bảng thông số kỹ thuật bộ truyền xich 10o0

IV Tính toán, thiết kế bộ truyền bánh răng 11

IV.1.Thông số đầu vào 11

IV.2.Chọn vật liệu 11

IV.3.Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép 11

IV.4.Tính ứng suất uốn cho phép 12

IV.5.Xác định sơ bộ khoảng cách trục, aw và tính chọn môđun 12

IV.6.Tính số răng dẫn, bị dẫn, tính lại khoảng cách trục 13

IV.7.Tính các sai lệch 13

- Tỉ số truyền thực tế bộ truyền bánh răng - Sai lệch tỉ số truyền bộ truyền bánh răng - Sai lệch tỉ số truyền hệ thống IV.8.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 13

IV.9.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 14

4.10o0 Kiểm nghiệm bền răng về quá tải……….15

4.11 Lực tác dụng khi ăn khớp và thông số hình học của bánh răng………15

Bảng thông số thống kê tính toán………16

V Tính chọn nối trục 13

V.1 Thông số đầu vào 14

V.2 Chọn nối trục 15

V.3 Tính kiểm nghiệm bền 16

- 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, chọn then 18

VI.1.Thông số đầu vào 19

VI.2.Chọn vật liệu 20o0

VI.3.Tính toán thiết kế trục theo điều kiện bền, chọn then 21

- Lực tác dụng từ các bộ truyền

- 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 nội lực phát sinh trong 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 22

- Kiểm nghiệm trục – bền mỏi

- Kiểm nghiệm trục – bền tĩnh

- Kiểm nghiệm then – bền dập

VI.5.Kiểm nghiệm then – bền cắt Bảng tổng kết thông số đường kính trục 23

- Tính kiểm nghiệm khả năng tải động ổ

- Tính kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh ổ

- Tính kiểm nghiệm khả năng tải động ổ

- Tính kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh ổ

- Dung sai trục, ổ trục

I Tính toán công suất, tốc độ trục công tác

I.1 Thông số đầu vào

- Loại vật liệu vận chuyển: Muối

- Năng suất, Q=30 tấn/h

- Đường kính vít tải, D=0,3 m

- Chiều dài vận chuyển, L=14 m

- Góc nghiên vận chuyển, λ=200

I.2 Công suất trên trục công tác

Công suất trên trục vít tải, Plv( kW ) [1]

Plv= QL

Q=40 tấn/h, năng suất vận chuyển

L=14 m, chiều dài vận chuyển

ω=2,5, hệ số cản trở chuyển động của vật liệu vận chuyển (muối) [1]

λ=20 × π /180=0,3490659rad, góc nghiên vận chuyển

I.3 Tốc độ quay trục công tác

Tốc độ quay trục công tác, nlv( vòng / phút ) [1]

60 π D3 K ρ c =111,6142489 vòng/ phút

D=0,3 m, đường kính vít

K=1 hệ số phụ thuộc bước vít (điều kiện làm việc bình thường )[1]

ρ=1,3tấn/m3, khối lượng riêng liệu vận chuyển (xi măng ) [1]

ψ=0,25, hệ số điền đầy (xi măng ) [1]

c=0,65, hệ số phụ thuộc góc nghiên vít tải [1]

II Chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền

II.1 Thông số đầu vào

- Công suất trục vít tải, Plv=4,053538039 kW

- Số vòng quay trục vít, nlv=111,6142489 vòng / phút

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

- Công suất trên trục động cơ [2]

Pctđc= Plv

η=ηx× ( ηol)3× ηbr×ηkn=0,8672144342 - hiệu suất truyền toàn hệ thống

ηx= ¿ 0o0 ,95: - hiệu suất bộ truyền xích (che kín)

ηol=0,99 - hiệu suất truyền động 1 cặp ổ lăn

ηbr=0,96 - hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng (kín)

ηkn= ¿0o0 ,98 - nối trục

- Phân phối tỉ số truyền

usb= ux×ubr=12,6 - tỉ số truyền sơ bộ

Chọn sơ bộ ux=3,15 - tỉ số truyền bộ truyền đai

ubr=4 - tỉ số truyền bộ truyền bánh răng

- Số vòng quay sơ bộ cần thiết

nsb= usb×nlv=12,6 ×111,6142489=1406,3395 vòng/ phút

- Chọn động cơ điện

Chọn động cơ không đồng bộ 3 pha, rotor lòng sóc

- Tính sai lệch tỉ số truyền sơ bộ

∆ u= | nmotor− nsb|

| 1425−1406,3395 |

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

-Công suất cần thiết trên trục động cơ - trục vít tải

- Bảng thông số kỹ thuật hệ thống truyền động

Trục

Trục công tác(trục làm việc)

- Các điều kiện làm việc của bộ truyền:

- Tải trọng không đổi, quay một chiều

- Thời gian làm việc 5 năm (30o0 0o0 ngày/năm, 2 ca/ngày, 6 giờ/ca)

- Chọn loại xích: xích ống con lăn

K0=1, hệ số kể đến ah bố trí bộ truyền (đầu bài cho < 60o0 0o0 )

Ka=1, hệ số kể đến ảnh hưởng khoảng cách trục (chọn a = 40o0 p)

Chọn a=40 p=40 25,4=1016 (mm )Ttài liệu 5.11[1]

- Kiểm tra điều kiện trị số bước xích lớn nhất cho phép, bảng 5.8 trang 83

- Giảm bớt khoảng cách trục để giảm lực căng xích:

∆a = 0o0 ,0o0 0o0 2 10o0 21,40o0 0o0 382 = 2,0o0 4280o0 0o0 8 (mm) => a =10o0 19,3576 (mm)

2 Kiểm nghiệm số lần va đập của bản lề xích trong 1 giây

i= Z1 n

15 Zc= 4,2019231≤ [ i ] =30= ¿ Thõa

Trong đó :

Số lần va đập cho phép (bảng 5.9 tài liệu [1])

3 Kiểm nghiệm bền quá tải:

Kđ Ft+ F0+ Fv= 31,282662≥ [ S ] =9,3= ¿ Thõa CT 5.15 tài liệu [1

Trong đó[S] = 9,3 (Hệ số an toàn tra bảng 5.10o0 tài liệu [1])

Q = 5670o0 0o0 (N) tải trọng phá hỏng ( bảng 5.2 tài liệu [1])

Kđ=1,35 hệ số tải trọng động

q=2,6 (kg) Khối lượng 1m xích (bảng 5.2 tào liệu [1])

kf= 4 Hệ số phụ thuộc độ võng f của xích và bố trí bộ truyền

IV thiết kế bộ truyền bánh răng

1 Thông số đầu vào (Input data)

- Số vòng quay trên trục công tác , nlv=111.6142489

- Số vòng quay motor, nđc= n1=1425 vòng / phút

- Công suất trên trục bánh răng dẫn, P1= 4,580720894 kW

- Tốc độ quay trục bánh răng dẫn, n1= 1425 vòng/ phút

- Tỉ số truyền, ubr= 4

- Momen xoắn trên trục, T1=30698 N mm

- Thời gian làm việc, LH=5 300 6 2=18000(giờ )

2 Tính toán xác định các thông số bộ truyền bánh răng

Vật liệu Nhiệt

luyện

Độ cứng HB Giới

hạnbền σb

Giớihạnchảy

¿ (MPa) [ σH]

(MPa)

¿ (MPa)

- Theo bảng 6.2 tài liệu [1] thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 180o0 ÷350o0

thép 40o0 , 45, 40o0 X, 40o0 XL…thường hóa hoặc tôi cải thiện)

- SH=1,1 hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc, bảng 6.2 [1]

- σF lim¿0 =1,8 HB ¿ ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở, bảng 6.2 [1] (nhóm vật liệu thép 40o0 ,

45, 40o0 X, 40o0 XL…thường hóa hoặc tôi cải thiện)

- SF=1,75 hệ số an toàn khi tính về uốn, bảng 6.2 [1]

- Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 245 MPa, độ rắn bánh lớn HB2 = 230o0 MPa

- NHE, NFE : Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.

- c, n, LH: lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trong

một phút và tổng số giờ làm việc của bánh răng

- Ứng suất tiếp xúc cho phép: [ σ ]H= σ

¿

Chọn [ σ ¿¿ H ]=[σ ¿¿ H 2]=481,8181818 MPa ¿¿ ( chọn [σH H ] là giá trị nhỏ hơn trong hai giá

trị [σH H1] và [σH H2] với bánh răng trụ răng thẳng )

- KFChệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải (đặt tải một phía, quay một chiều KFC=1)

- Ứng suất uốn cho phép: [ σ ]F= σ

Vì: NFE> NFO 1= ¿ KFL1=1 và NFE> NFO 2= ¿ NFL 2=1

- Ứng suất quá tải cho phép được xác định:

- ¿ ¿ (trong điều kiện nhiệt luyện thường hóa hoặc tôi cải thiện) theo công thức

aw= Ka(u+1) ¿

Chọn aw=120 mm khoảng cách trục (nên chọn khoảng cách trục đến các giá trị tận

cùng bằng 0o0 hoặc 5, tham khảo tài liệu [1] trang 99)

Trong đó:

Ka=49,5 hệ số phụ thuộc vật liệu cặp bánh răng, loại răng thẳng hoặc nghiên Bảng 6.5 [1]

(thép - thép, răng thẳng: 49,5; răng nghiên: 43)

T1=30698 N mm Moment xoắn trên trục chủ động[ σ ]H= 481,82 MPa Ứng suất tiếp xúc cho phép

ψba=0,315 Hệ số chiều rộng vành răng, phụ thuộc vào vị trí lắp bánh răng lên

trục, và độ cứng vật liệu HB1, HB2 Bảng 6.6, bánh răng bố trí đối xứng, HB1, HB2 < 350o0 HB, 𝜓𝑏𝑎 = 0o0 ,3 ~ 0o0 ,5, 𝜓𝑏𝑎 𝑚𝑎𝑥 = 1,2 ~1,6; nên họn theo các giá trị tiêu chuẩn 0o0 ,315; 0o0 ,4; 0o0 ,5 Page

95 'Thiết kế máy & Chi tiết máy" Nguyễn Hữu Lộc 𝜓𝑏𝑎 lớn sẽ làm giảm kích thước, khối lượng

bộ truyền nhưng làm tăng sự phân bố tải không đều trên chiều rộng vành răng

KHβ=1,05 Hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, bảng 6.7 [1], tra

theo trị số 𝜓𝑏𝑑 (lấy theo số lớn hơn gần nhất) & sơ đồ bố trí bánh răng trên trục sơ đồ 6, HB1,HB2 < 350o0 HB; ψbd=0,53 ψba.(u+1)

ψbd=0,53 0,315 (4 +1)=0,83475 chọn 1 (lấy theo số lớn hơn gần nhất)

2.4 Xác định các thông số ăn khớp :

- Xác định mô đun, 𝑚 (mm) (6.17) [1]:

m=(0,01 ÷0,02) aw

1,2<m<2,4 Chọn m=2 Chọn 𝑚 theo tiêu chuẩn bảng 6.8 [1];

- Đối với bánh răng trụ răng thẳng (góc nghiên răng β = 0o0 ):

- Số răng 𝑧1 (bánh răng dẫn) tính theo công thức (6.19) [1], lấy số nguyên:

24 =4, tỉ số truyền thực bộ truyền bánh rang.

3 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc:

- Tính ứng suất tiếp xúc 𝜎𝐻, và kiểm tra bền điều kiện bền tiếp xúc theo công thức

(6.33) [1]:

σH= ZMZHZε√ 2 T1KH( u± 1)

( bwu dw12 ) ≤ ¿

Trong đó:

ZM=274 ¿: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp Tra bảng 6.5 [1]

ZH Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, theo công thức (6.34)[1]

ZH= √ 2 cosβb

sin 2αtw= √ sin 2.20 2 1 =1,763929606 với tgβb=cosαt tgβb, và

αtw= αt= arctg ( cosβ tgα ) Chú ý với bánh trụ răng thẳng cos βb=1

αtw= αt= arctg ( cosβ tgα ) = arctag ( tg20 cos 0 ) =20

δH=0,006 là hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 6.15 [1]

go=56, là hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2, tra bảng 6.16[1]

vmax, xác định từ khả năng chịu tải trọng động lớn của bánh răng, tra

4 Kiểm nghiệm về độ bền uốn:

- Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng được tính

KFβ=1,1 hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng

vành răng khi tính về uốn, tra bảng 6.7 [1]

KFα=1 hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi

tính về uốn, tra bảng 6.14[1], (𝐾𝐹𝛼 = 1 cho trường hợp răng thẳng)

KFv hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính

về uốn tính theo công thức (6.46) [1]:

δF=0,016 Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 6.15

g0=56(cấp chính xác cấp 8) Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các

bước răng bánh 1 và 2, tra bảng 6.16

Yε= 1

εα=

1 1,7133 =0,584 hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

Yβ=1− β

0

140 =1 hệ số kể đến độ nghiêng của răng.

- Số răng của bánh răng tương đương:

zv 1= z1

cos β3=

24 cos (0) =24 (răng)

zv 2= z2

cos β3=

96 cos (0) =96 (răng)

- Chọn bánh răng không dịch chỉnh, tra bảng 6.18 ta được: YF 1=4, YF 2=3,61

- Trường hợpσF 1≥[σ ¿¿ F 1] ¿ hoặc σF 2≥[σ ¿¿ F 2] ¿ cần tăng môđun, 𝑚, chọn lại các thông

số bánh răng z1, z2, β … và tính toán lại

- YR=1 Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượng chân răng

- YS=1,09 – 0,0695 ln (m)=1,09−0,0695 ln(2)=1,032(Hệ số xét đến độ

- nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất, m là mô đun)

- KxF=1Hệ số xét đến kích thướt bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.

Ta có: σF 1<[ σ ¿¿ F 1] ¿, σF 2<[ σ ¿¿ F 2] ¿ => Thõa độ bền uốn

5 Kiểm nghiệm răng về độ quá tải:

- Kiểm tra ứng suất tiếp xúc cực đại cho phép theo công thức (6.48) [1]

Thông số Ký hiệu Giá trị Đơn vị

63 20o0 10o0 0o0 336 10o0 4 50o0 36 71 6 570o0 0o0 4 28 21 20o0 20o0

- Kích thước cơ bản của vòng đàn hồi

- Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi

σd= 2 k T

Z D0.dc l3=

2.1,5 30698

6 71 10 15 =1,441220567 ≤ [ σd] =(2 ÷ 4) MPa

→ thỏa mãn điều kiện

σd: ứng suất dập cho phép của vòng cao su [σ ]d=2 ÷ 4 ( M P a )

- Điều kiện sức bền của chốt:

σu= k T l0

0,1.dc3 D0 Z =

1,5.30698 31 0,1.103.71 6 =33,50838028≤ [ σu] =(60 ÷80 ) MPa

→ thỏa mãn điều kiệnTrong đó

VI Tính toán thiết kế trục

6.1 Chọn vật liệu

Dựa vào đặt điểm làm việc của hộp giảm tốc và tải trọng tác dụng lên các trục trong quá trình hệthống làm việc, cộng với việc để thuận lợi cho quá trình thống nhất hóa trong hệ chế tạo, các thông tinchọn vật liệu cho các trục như sau: Chọn thép C45, thường hóa với cơ tính như sau: 𝜎𝑏 = 60o0 0o0 MPa; 𝜎𝑐ℎ

= 340o0 MPa và ứng suất xoắn cho phép [𝜏] = (12 ÷ 20o0 ) MPa

6.4 Tính khoảng cách gối đỡ và các điểm đặt lực:

- Chiều dài mayơ nửa khớp nối, đối với nối trục vòng đàn hồi trên trục 1, ta có:

lm 12=(1, 4 ÷ 2 ,5 ) d1=(1, 4 ÷ 2 , 5).25=(35 ÷ 62.5) mm

→Chọn lm 12=51 (mm), (Công thức 10o0 13, tài liệu [1])

- Chiều dài mayơ bánh răng trụ trên trục 1, ta có:

lm 13=(1, 2÷ 1 ,5 ) d1=(1, 2÷ 1 , 5).25=(30 ÷ 37,5) mm

→Chọn lm 13=35 (mm), (Công thức 10o0 13, tài liệu [1])

- Chiều dài mayơ đĩa xích trên trục 2, ta có:

- Từ bảng 10o0 3, tài liệu [1] chọn được các khoảng cách k1, k2, k3và hn

k1=10 : Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa

các chi tiết quay

k2=5: Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp

k3=10: Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ.

hn=15: Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông.

Khoảng cách gối đỡ và điểm đặt lực (bảng 10.4)

6.5 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục và tính phản lực tại các gối đỡ

- Khoảng cách giữa các gối đỡ:

dA=20 mm ;dB= dD=25 mm ;dC=30 mm

Trục I

[ σ ] =67 ứng suất cho phép của thép chế tạo trục, tra bảng 10o0 5, tài liệu [1]

- Tại tiết diện A:

- Tại tiết diện D: vì MtdD=0, để phù hợp kết cấu cũng như lắp đặt, ta nên chọn dB= dD

Theo tiêu chuẩn ta chọn lại các đường kính như sau:

- Tại tiết diện A:

Trục II : Tính đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm (Theo công thức 10o0 17[1])

[ σ ] = 55 ứng suất cho phép của thép chế tạo trục, tra bảng 10o0 5, tài liệu [1]

- Tại tiết diện A: MtdD=0, vì, để phù hợp kết cấu cũng như lắp đặt, ta nên chọn dA= dC

- Tại tiết diện B:

Bảng thông số đường kính trục

Tiết diệnTrục

6 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi và độ bền tĩnh khi quá tải:

- Chọn và kiểm nghiệm then

- Sử dụng then bằng cho toàn bộ trục

- Điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt theo công thức 9.1 và 9.2 , tài lệu [1]

Trong đó:

Then cho trục gắn khớp nối với đường kính trục d = 20o0 (mm)

lt=(0,8 ÷ 0,9) lm 12=(0,8 ÷ 0,9) 51=(40,8 ÷ 45,9 )=> Chọn lt=45(mm)

T =30698(N.mm): momen xoắn tác dụng lên trục 1

- Chọn mối ghép then bằng cho trục lắp bánh răng:

T =116704(N.mm): momen xoắn tác dụng lên trục 2

- Chọn mối ghép then bằng cho trục lắp đĩa xích:

T =116704(N.mm): momen xoắn tác dụng lên trục

- Kiểm nghiệm độ bền mỏi của đường kính trục tại tiết diện