Đồ án thiết kế máy cấu trúc bản thuyết minh tính toán thiết kế

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.. Chú ý khoảng cách giữ

C U TRÚC B N THUY T MINH TÍNH TOÁN THI TẤẢẾẾ KẾ

Đ ÁN THI T K MÁYỒẾẾ SV xem chi ti t bên dếưới

(SV c n gi i h n max s trang: 40 trang)ầớ ạố

Ph n text màu đ là ph n hầỏầướng d n, SV c n xóa n iẫầộ

SV có th s d ng tr c ti p file này, thêm n i dung chiể ử ụựếộ ti t vào các m cếụ

1

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: GIẢNG VIÊN PHẢN BIỆN:

2

Tp HCM, Ngày 10 tháng 06 năm 2022

Đề bài: SV chụp hình đầu bài có đầy đủ thông tin số liệu & chữ ký xác nhận của GVHD

3

Mục lục

I Tính toán công suất, tốc độ trục công tác 01

I.1 Thông số đầu vào 01

I.2 Công suất trên trục công tác 02

I.3 Tốc độ quay trục công tác 03

II Chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền 04

II.1 Thông số đầu vào 04

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

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

Tùy vào đầu bài đã cho, SV xóa đi phần nội dung truyền đai hoặc xích 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 07

III.5 Xác định lực căng đai, lực tác dụng lên trục 07

III.6 Bảng thông số kỹ thuật bộ truyền Đai 07

IV.Tính toán, thiết kế bộ truyền bánh răng 07

4.1 Thông số đầu vào 07

- Kiểm nghiệm bền dập vòng đàn hồi - Kiểm nghiệm bền uốn chốt 5.4 Tính lực tác dụng lên trục 17

- Moment xoắn - Lực nối trục (hướng kính) VI.Tính toán thiết kế trục, chọn then 18

6.1 Thông số đầu vào 19

6.2 Chọn vật liệu 20

6.3 Tính toán thiết kế trục theo điều kiện bền, chọn then 21 - Lực tác dụng từ các bộ truyền

SV vẽ sơ đồ phân tích lực tác dụng từ các bộ truyền khi làm việc cụ thể nối trục, đai, xích, bánh răng Chú ý khoảng cách giữa nối trục, gối, bánh răng, bánh đai, đĩa xích là các thông số chưa biết và sẽ xác định trong các bước tính toán tiếp theo phía sau.

- Tính sơ bộ đường kính trục từ điều kiện bền cắt (chỉ xem xét tải trọng moment xoắn) 4

- Định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt tải - Xác định ngoại lực từ bộ truyền tác dụng lên trục

Xem bánh đai, đĩa xích, bánh răng là các đối tượng tuyệt đối cứng, sử dụng nguyên lý dời lực xác định ngoại lực tác dụng lên trục (vẽ sơ đồ tải trọng cho các trục)

- Xác định nội lực phát sinh trong trục

Vẽ các biểu đồ nội lực (chỉ cần vẽ biểu đồ moment uốn, xoắn Cho phép bỏ qua biểu đồ lực cắt)

- Xác định đường kính & chiều dài các đoạn trục - Chọn kích thước tiết diện then theo đường kính trục

6.6 Tính kiểm nghiệm bền 22

- Kiểm nghiệm trục – bền mỏi - Kiểm nghiệm trục – bền tĩnh - Kiểm nghiệm then – bền dập - Kiểm nghiệm then – bền cắt (khi chọn then bằng có thể bỏ qua kiểm nghiệm này)

7.1.1 Thông số đầu vào 25

Bao gồm: đường kính ngõng trục tại vị trí lắp ổ, tốc độ quay trục vòng/phút, thời gian phục vụ, phản lực gối 7.1.2 Chọn ổ lăn 25

- 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 7.2 Trục 2 26

7.2.1 Thông số đầu vào 25

Bao gồm: đường kính ngõng trục tại vị trí lắp ổ, tốc độ quay trục vòng/phút, thời gian phục vụ, phản lực gối 7.2.3Chọn ổ lăn 25

- Chọn loại ổ - Chọn kích thước ổ - Tính kiểm nghiệm khả năng tải động ổ - Tính kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh ổ

Chi tiết nội dung thuyết minh, công thức, định dạng, trích dẫn tài liệu tham khảo…SV có thể tham khảo như sau:

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=40 tấn h/ - Đường kính vít tải, D=0,35 m - Chiều dài vận chuyển, L=15 m - Góc nghiên vận chuyển, λ=200

I.2 Công suất trên trục công tác Công suất trên trục vít tải, Pt(kW) [1]

367(+sin)=4,646 kW

Q=40 tấn h/ , năng suất vận chuyển L=15 , chiều dài vận chuyểnm

ω=2,5, hệ số cản trở chuyển động của vật liệu vận chuyển (muối) [1] λ=20 ×π/180 0,3490659= rad , 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=199,3 vòng phút/ D=0,35 m đường kính vít

K=0,8 hệ số phụ thuộc bước vít, giả sử liệu khó vận chuyển, mài mòn [1] ρ=1,0tấn/m3, khối lượng riêng liệu vận chuyển (muối) [1]

ψ=0,25 hệ số điền đầy (muối) [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, Pt=4,646 kW - Số vòng quay trục vít, nlv=199,3 vòng/ phút II.2 Chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền

- Công suất trên trục động cơ [2] Pct=Pt

η=ηđ×(ηol)3×ηbr×η - hiệu suất truyền toàn hệ thốngkn ηđ=¿ 0,95: - hiệu suất bộ truyền đai (hở) ηol=0,97 - hiệu suất truyền động 1 cặp ổ lăn

ηbr=0,99 - hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiên (kín) 6

ηkn=¿0,98 - - Phân phối tỉ số truyền

usb=uđ×ubr - tỉ số truyền sơ bộ

Chọn sơ bộ uđ=2,24 - tỉ số truyền bộ truyền đai ubr=3,15 - tỉ số truyền bộ truyền bánh răng usb=7,056

- Số vòng quay sơ bộ cần thiết

nsb=u ×nsblv=199,3 ×7,056=1406 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

- Bảng thông số kỹ thuật hệ thống truyền động

III Tính toán, thiết kế bộ truyền Đai/Xích

III.1 Thông số đầu vào III.2 .

7

III.3 .SV xem chi tiết phần mục lục

IV Tính toán, thiết kế bộ truyền bánh răng

IV.1.Thông số đầu vào IV.2

IV.3 SV xem chi tiết phần mục lục

V Tính chọn nối trục

V.1 Thông số đầu vào

V.2 … SV xem chi tiết phần mục lục

VI Tính toán thiết kế trục, chọn then

VI.1.Thông số đầu vào

VIII Tính toán vỏ hộp, các chi tiết phụ

VIII.1 … SV xem chi tiết phần mục lục VIII.2.

Tài liệu tham khảo

[1] Nguyễn Hồng Ngân, Nguyễn Danh Sơn, Kỹ thuật nâng chuyển – Tập 2: Máy vận chuyển liên tục, NXB ĐHQG Tp.HCM, 2004.

[2] Trịnh Chất, Lê Văn Uyển, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – tập 1, NXB Giáo dục, 2006 [3] Trịnh Chất, Lê Văn Uyển, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – tập 2, NXB Giáo dục, 2006 [4] Trần Thiên Phúc, Thiết kế chi tiết máy công dụng chung, Nhà xuất bản ĐHQG, 2011.

8

III TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI HỘP GIẢM TỐC 1 Thông số đầu vào:

P1 = 4,9967 kW – công suất cần thiết trên trục động cơ n1 = n = 1425 v/ph – số vòng quay động cơ đc

u = u = 2.24 – tỉ số truyền bộ truyền đai đ

2 Chọn loại đai và tiết diện đai: - Chọn đai thang thường - Ta có: {P1=4,9967 kW

n1=1425 v / ph => chọn tiết diện đai B (hình 4.1, [1], trang 59) 3 Chọn đường kính bánh đai:

- Theo bảng 4.13 [1] ta có dmin = 140 mm, h = 10,5, A=138 mm2 - Đường kính đai nhỏ: d1=1,2 dmin=168 mm => Chọn d = 1 180 mm.

- Theo bảng 4.13 [1] chọn chiều dài đai theo tiêu chuẩn l=2000 mm - Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây

g) Tổng hợp các thông số bộ truyền đai:

Thông số Ký hiệu Giá trị Đơn vị Công suất trên trục dẫn P1 4,997 kW

IV TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC 1 Thông số đầu vào:

- Công suất trên trục bánh răng dẫn: P1=4,746867 kW; - Tốc độ quay trục bánh răng dẫn: n1=636,1607143 v /ph; - Tốc độ quay trục bánh răng bị dẫn: n2=159,0401786 v / ph; - Tỉ số truyền: u=4 ;

- Moment xoắn trên trục bánh răng dẫn: T1=71266,43586 Nmm; - Thời gian làm việc: Lh=18000 h;

- u thực tế bộ truyền ngoài: ut=2,267573696;

2 Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng: a) Chọn vật liệu bánh răng:

- Do không yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, chọn vật liệu như sau:

Vật Liệu Nhiệt luyện Giới hạn bền

Giới hạn chảy

Độ cứng

BR dẫn Thép 45 Tôi cải thiện 850 MPa 580 MPa HB241 285 BR bị dẫn Thép 45 Tôi cải thiện 750 MPa 450 MPa HB142 240

12

Suy ra NHE1>NHo1do đó KHL1=1.

- Theo 6.1a( [1], trang 93), sơ bộ xác định được ứng suất tiếp xúc cho phép

Suy ra NFE1>NFO1, do đó KFL1=1 - Bộ truyền quay 1 chiều KFC=1

- Theo 6.2a( [1], trang 93) sơ bộ xác định được ứng suất uốn cho phép:

Trong đó:

+ Theo bảng 6.5( [1], trang 96), K = 49,5;a

+ Theo bảng 6.6( [1], trang 97), ψba=0,315;

+ Theo 6.16( [1], trang 97), ψbd=0,53ψba(u+1)=0,53.0,315.(4 +1)=0,83475

+ Theo bảng 6.7( [1], trang 98), sơ đồ 6 →KHβ=1,05

e) Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc σH

- Theo công thức 6.33( [1], trang 105)

g) Kiểm nghiệm răng về quá tải:

- Theo 6.48( [1], trang 110) với Kqt=Tmax

3 Tổng kết các thông số bộ truyền bánh răng:

Thông số Ký hiệu Giá trị Đơn vị Công suất trục bánh răng dẫn P1 4,699 kW

Trong đó : Tt –Mômen xoắn tính toán Tt=k.T

k -Hệ số chế độ làm việc tra bảng 9.1Tr229 [8] lấy k = 1,5 T- Momen xoắn danh nghĩa trên trục

Tra bảng 16.10a [2] tr 68 với điều kiện:

2 Kiểm nghiệm khớp nối.

a) Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi.

σd= 2 k T Z Dodcl3≤[σd]

σd -Ứng suất dập cho phép của vòng cao su [σd]=2 ÷ 4 MPa

Do vậy ứng suất dập sinh ra trên vòng đàn hồi:

b) Điều kiện bền của chốt

[σu]- Ứng suất uốn cho phép của chốt Ta lấy [σu]=60 80÷ MPa; Do vậy, ứng suất sinh ra trên chốt: → Thỏa điều kiện bền.

VI TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

- Theo Bảng 10.3 - Trị số của các khoảng cách k , k , k và h123n:

+Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay là K = 8…15 (mm), chọn k11=10

+Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp giảm tốc là K = 5…15 (mm), k22

= 10

+ Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ là K = 10…20 (mm), k = 1533

+ Chiều cao nắp ổ và đầu bulong h = 15…20 (mm), h = 20nn

- Tính khoảng cách gối đỡ O tới mặt cắt thứ i trên trục :

l12=lc 12=0,5(l¿¿m12+b01)+k3+hn=0,5.(85 21+ )+15+20=88(mm)¿

l23=0,5(l¿¿m23+b02)+k k1+ 2=0,5(65 25+ )+10 10=65(mm)+ ¿

22

Với [σ=67 MPa ứng với thép 45 có σb≥ 850 MPa, bảng 10.5 [1] trang 195 Như vậy ta tính được:

* Tại B: MtdB=112892,9121N.mm

24

b Xác định dường kính và chiều dài các đoạn trục:

KIỂM NGHIỆM THEN.

Với các tiết diện dùng mối ghép then ta tiến hành kiểm nghiệm mối ghép về độ bền dập

- Theo bảng 9.5, với tải trọng tĩnh, ta có [σd]=150MPa

- Theo trang 174 tài liệu [1],[τc]=60 90 MPa, khi chịu tải trọng va đập nhẹ thì lấy giảm đi 1/3, ta có [τC] = 40 MPa

- Tính và chọn theo tính chất ta có chiều dài then được cho trong bảng 9.1 - Giá trị ứng suất dập và cắt của then trên các trục:

27

KIỂM NGHIỆM TRỤC VỀ ĐỘ BỀN MỎI

- Kết cấu trục vừa thiết kế trên đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau:

- Trong đó: [s] - hệ số an toàn cho phép, [s] = 2.5 ÷ 3

sσ,sτ - hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và ứng suất tiếp

σ−1, τ−1−¿giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng Tra bảng 6.1 ( trang 92), chọn Thép 45 tôi cải thiện có σ = 850 MPa.b

σ−1=0,436 σb=370,6 MP τ−1=0,58 σ−1=214,95 MP

28

σa,τa,σm,τm−¿biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp, ứng suất tiếp xúc Theo công thức (10.22), đối với trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng:

- Các trục gia công trên máy tiện Tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đặt R = 2,5…0,63 a

- Theo bảng 10.8[1] tr197 - Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt K = 1,12.x

- Trục sử dụng phương pháp tôi cải thiện nên chọn Ky=1,6 (bảng 10.9, [1], tr197).

29

- Trị số Kσ/εσ và Kτ/ετ do lắp căng, tra theo bảng 10.11 ([1], tr198)

- Tra bảng 10.12 ([1], tr199) khi dùng dao phay ngón với vật liệu có σb=850 MPa ta được - Tra bảng 10.10 ([1], tr198), ta tính được các trị số Kσ/εσ và Kτ/ετ tại rãnh then Khi trục cần tăng độ cứng thì [s]=2,5…3 Như vậy ta thấy tại các tiết diện nguy hiểm của 2 trục đều đảm bảo độ bền mỏi.

 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ C d

- Theo công thức (11.1, [1] trang 213) : Cd=Q√mL

- Trong đó:

Q: tải trọng động quy ước được tính:

Q = (X.V.F + Y.FrA).k ktđ (Công thức (11.3,[1] trang 214))

Vậy ổ đảm bảo khả năng tải động.

 Kiểm nghiệm khả năng tải trọng tĩnh:

c Chọn kích thước ổ lăn.

 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ C d

- Theo công thức (11.1, [1] trang 213) : Cd=Q√mL

- Trong đó:

Q: tải trọng động quy ước được tính:

Q = (X.V.F + Y.FrA).k ktđ (Công thức (11.3,[1] trang 214))

Vậy ổ đảm bảo khả năng tải động.

 Kiểm nghiệm khả năng tải trọng tĩnh:

- Vỏ hộp giảm tốc có nhiệm vụ đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết và các bộ phận máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến, đựng dầu bôi trơn và bảo vệ các chi tiết tránh bụi.

- Vật liệu chế tạo hộp giảm tốc: GX15-32.

- Bề mặt ghép của vỏ hộp đi qua đường tâm trục để việc lắp ghép các chi tiết thuận tiện - Bề mặt lắp nắp và thân được cạo sạch hoặc mài, để lắp sít, khi lắp có một lớp sơn lỏng hoặc sơn đặc biệt

2 Kích thước của các phần tử cấu tạo.

Chiều dày: Thân hộp, δ

và thân Chiều dày bích nắp hộp S4=(0,9 1÷).S3=18 ÷ 20 mm

Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục Lỗ trụ lắp trên nắp và thân hộp được gia công đồng thời Để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân sau khi gia công cũng như lắp ghép, ta dùng 2 chốt định vị Khi siết bulong không làm biến dạng vòng ngoài của ổ (do sai lệch tương đối của nắp và thân), do đó loại trừ được một trong những nguyên nhân làm ổ chóng bị mòn Ta chọn chốt định vị hình côn có thông số sau: đường kính d = 6 mm; chiều dài l = 50 mm; vát mép c = 1 mm

b Nút thông hơi.

36

Khi làm việc, nhiệt độ bên trong hộp tăng lên Để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp giảm tốc, người ta dùng nút thông hơi Nút thông hơi được lắp trên nắp cửa thăm Xem bảng 18-6 [2]

Sau một thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn do bụi bặm, hạt mài, cần phải thay lớp dầu mới Để tháo dầu cũ, ở đáy hộp có lỗ tháo dầu, lúc đang làm việc thì được bịt kín bởi nút tháo dầu Các kích thước tra bảng 18.7 [2] và ta có như sau:

d Bulong vòng.

Để vận chuyển hộp giảm tốc được thuận lợi, nên sử dụng bu lông vòng lắp trên nắp hộp giảm tốc Số lượng và kích thước bu lông vòng chọn theo trọng lượng hộp giảm tốc và cách mắc dây cáp vào bu lông vòng Xem sơ đồ bố trí 18-3 [2], vật liệu làm blong là thép 20, trọng lượng của hộp xác định gần dúng theo khoảng cách trục a , a12, a3 hoặc chiều dài côn R cho trong bảng 18-3b [2].e

Tài liệu tham khảo

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

[2] Nguyễn Hồng Ngân, Nguyễn Danh Sơn, Kỹ thuật nâng chuyển – Tập 2: Máy vận chuyển liên tục, NXB ĐHQG Tp.HCM, 2004.

38