Thuyết minh tính toán Đồ Án thiết kế máy thiết kế hệ thống dẫn Động xích tải

TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT TPHCM KHOA CƠ KHÍ CHẾ TẠO MÁYTHUYẾT MINH TÍNH TOÁN ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GV hướng dẫn: TS... Tính toán công suất và tốc độ của trục công tác 2.. Chọn động cơ và phân phố

TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT TPHCM KHOA CƠ KHÍ CHẾ TẠO MÁY

THUYẾT MINH

TÍNH TOÁN ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

GV hướng dẫn: TS Nguyễn Phan Anh

SV thực hiện: Võ Tấn Phát MSSV: 22144372

Đề: 05 Phương án: 09

TP HCM – 10/2024

Trường ĐHSPKT TP.HCM

Khoa : Cơ khí Chế tạo máy

Bộ môn: Cơ sở Thiết kế máy

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY, MMH: MDPR310423 THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI

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

Điều kiện làm việc:

- Tải trọng không đổi, quay một chiều

- Thời gian làm việc 5 năm (300 ngày/năm, 2 ca/ngày, 6 giờ/ca)

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

Số liệu cho trước:

1A

5 4 3 2

30 0

A

II YÊU CẦU

1 01 bản thuyết minh tính toán (đầy đủ)

2 01 bản vẽ chi tiết (khổ A3, bản in)

3 01 bản vẽ lắp HGT (khổ A0, bản in)

4 Nộp file mềm (thuyết minh, bản vẽ) trên trang dạy học số

III NỘI DUNG THUYẾT MINH

1 Tính toán công suất và tốc độ của trục công tác

2 Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền

3 Tính toán các bộ truyền:

 Tính toán bộ truyền đai/xích

 Tính toán bộ truyền bánh răng

4 Tính toán thiết kế trục – then, chọn nối trục

IV. TIẾN ĐỘ THỰC HIỆN

01 - Giới thiệu môn học

02 - Nhận đề đồ án môn học

- Phổ biến nội dung, yêu cầu ĐAMH

03 - Tính toán công suất, tốc độ trục công tác

04 - Chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền

05 - Tính toán bộ truyền đai/xích

06 - Tính toán bộ truyền bánh răng

07-09

- Tính toán thiết kế trục và vẽ kết cấu trục - then

- Chọn ổ

- Chọn nối trục10

- Tính toán vỏ hộp

- Xác định kết cấu các chi tiết máy

- Chọn các chi tiết phụ11-13 - Lập bản vẽ

14 - Hoàn thiện thuyết minh ĐAMH

15 - Nộp cho GVHD chấm điểm

Ghi

chú : Sinh viên giữ đề để đóng vào tập thuyết minh.

1 Tính toán công suất, tốc độ trục công tác

1.1 Thông số đầu vào

g) Năng suất số lượng sản phẩm, Q sp = 60 (cái/h)

h) Trọng lượng 1 m dài xích tải, q = 160 (kG/m)

i) Hệ số nạp liệu không đều, k = 2

1.2 Công suất trên trục công tác

Công suất cần thiết sử dụng cho việc chuyển tải liệu xích tải [2]

L = 13 (m), chiều dài xích tải.

Q (tấn/h), năng suất xích tải.

Q sp = 60 (cái/h), năng suất số lượng sản phẩm

k = 2, hệ số nạp liệu không đều.

Công suất cần thiết sử dụng cho việc chuyển tải liệu xích tải, P lv=4,923 2(kW)

Số vòng quay trục đĩa xích dẫn, n lv=64(vòng

phút)

2 Chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền

2.1 Thông số đầu vào

Công suất cần thiết cung cấp cho máy công tác, P lv=4,9232(kW)

Hiệu suất bộ truyền đai thang, η đ =0 , 96.

Hiệu suất bộ truyền bánh răng côn, η br =0 , 97.

Hiệu suất khớp nối, η kn =0 , 99.

Hiệu suất 1 cặp ổ lăn, η ol =0 , 99.

Tính công suất cần thiết trên trục động cơ, P ctđc (công thức 2.8 trang 19 [1])

P ctđc=P lv

η =4,923 2

0 , 89 =5,5317(kW )

Trong đó:

Công suất cần thiết cung cấp cho máy công tác, P lv=4,9232(kW)

Hiệu suất truyền động của hệ thống, η =0 ,89

Chọn tỉ số truyền (TST) sơ bộ

u sb =u nsb ×u hsb =3 ,15 3 , 55=1 1 ,18

Trong đó:

u nsb=3,15,TST sơ bộ bộ truyền ngoài – bộ truyền gián tiếp

u hsb =3 ,55, TST sơ bộ bộ truyền trong hộp giảm – bộ truyền trực tiếp

Tính số vòng quay sơ bộ cần thiết động cơ (tài liệu [1] công thức 2.18 trang 21)

Chọn động cơ:

Dựa trên số vòng quay sơ bộ, công suất cần thiết trên trục động cơ, đặc tính kỹthuật động cơ, hệ thống truyền động chọn động cơ phù hợp sao cho thỏa các điều kiệnsau:

T start : mômen khởi động (động cơ),

T max : mômen cực đại của động cơ ứng với công suất P đc ,

T qt : mômen quá tải xuất hiện khi thiết bị làm việc,

T : mômen xoắn của tải trọng (thiết bị).

Kiểm tra sai số tỉ số truyền

∆ u=|u ch −u ch ' |

u ch ' =|11, 17−3 ,18|

3 , 18 =0 , 09 %<4 %⟹ Thỏa điều kiện.

2.3 Bảng thông số kỹ thuật của hệ thống truyền động (output)

Tính công suất trên các trục

P lv=4,9232(kW)Công suất cần thiết trên trục III

P III=P lv

η3 =P lv

η ol=4,9232

0 , 99 =4,9729(kW)Công suất cần thiết trên trục II

P II=P III

η23= P III

η kn .η ol= 4,9729

0 , 99 0 , 99=5,0739(kW)Công suất cần thiết trên trục I

P I=P II

η12= P II

η br η ol= 5,0739

0 , 97.0 , 99=5,2837(kW)Công suất cần thiết trên trục động cơ

P lv, công suất cần thiết sử dụng cho máy công tác,

P III, công suất cần thiết trên trục công tác – trục 3 (trục xích tải),

P II, công suất cần thiết trên trục 2 (trục bị động hộp giảm tốc),

P I, công suất cần thiết trên trục 1 (trục chủ động hộp giảm tốc),

P ct đ c, công suất cần thiết trên trục động cơ,

η3, hiệu suất cặp ổ lăn gắn trên trục công tác,

η23, η12, η01, hiệu suất các bộ truyền, ổ lăn được tính toán tùy vào sơ đồđộng

u3, số vòng quay trục công tác (trục xích tải).

Tính mômen xoắn trên các trục:

Mômen xoắn trên trục động cơ

T I I=9 ,55 × 10

6× P I

n I I =9 , 55.106 5,0739

63 , 94 =757831(N mm)Mômen xoắn trên trục III

3 Tính toán bộ truyền ngoài – Đai

3.1 Thông số đầu vào

Công suất cần thiết trên trục dẫn, P =P ctđc=5,5039(kW)

Tỉ số truyền bộ truyền đai, u =u đ =3 , 15.

Kích thước tiết hiện h: h = 10,5 mm

Đường kính nhỏ nhất nên dùng: d min =140 mm

Diện tích tiết diện đai: A =138 mm2

Theo tiêu chuẩn, chọn d2=560 mm.

Tính tỉ số truyền thực tế bộ truyền đai

Thỏa điều kiện

Tính chọn chiều dài đai, khoảng cách trục

Chọn sơ bộ khoảng cách trục, a =0 ,99 d2=0 , 99 560=554 , 4 mm.

Chọn a = 554,4 mm thỏa điều kiện.

Tính chiều dài đai sơ bộ

Theo tiêu chuẩn chiều dài đai, chọn l = 2360 mm

Tính chính xác khoảng cách trục theo công thức 4.6 tài liệu [1]

Kiểm tra điều kiện góc ôm bánh dẫn, α1=141 , 8° ≥ 1200

Thỏa điều kiện

z '=P1

P0=5,50392,5650=2 , 14

[P0]=2,5650(kW), công suất cho phép

Tính đường kính ngoài các bánh đai

Đường kính ngoài bánh đai dẫn

d a =d1+2h0=180+2 4 ,2=188 ,4 mm.Đường kính ngoài bánh đai bị dẫn

D a =d2+2h0=560+2 4 ,2=568 , 4 mm

Trong đó:

h0=4 ,2

3.5 Xác định lực căng ban đầu, lực tác dụng lên trục

Lực căng do lực li tâm sinh ra, F v

F v =q m v2=0,178 6 ,742

=8 ,1 N

Trong đó: q m=0,178kg

m , khốilượng một mét c hiều dàiđai

Lực căng ban đầu (trên một sợi dây đai), F0, công thức 4.19, 4.20 tài liệu [1]

3.6 Bảng thông số kỹ thuật bộ truyền đai

4 Tính toán, thiết bộ truyền bánh răng - Bánh răng côn

4.1 Thông số đầu vào

Công suất trên trục bánh răng dẫn, P I =5,2837 kW

Tốc độ quay trục bánh răng dẫn, n I =226 ,98 vòng/ phút

Tỉ số truyển, u =3 ,55

Mô men xoắn trên trục bánh răng dẫn, T I =222307 N mm

Thời gian làm việc, L H =18000 giờ (5 năm ,300 ngày/năm , 2ca/ngày ,6 giờ /ca)

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

[σ H 2], ứng suất tiếp xúc cho phép bánh răng bị dẫn

- Ứng suất tiếp xúc cho phép với số chu kì cơ sở

- Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc, S H =1 ,1

[σ H]=min{ [σ H 1],[σ H 2] } trường hợp bánh răng côn răng thẳng, do đó:

Trong bước tính toán thiết kế, sơ bộ lấy Y R Y s K xF=1, do đó công thức 6.1 trở thành côngthức 6.2a

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

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

K FC=1, hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải (đặt tải một phía, quay một chiều)

- Ứng suất uốn cho phép với số chu kì cơ sở

- Hệ số an toàn khi tính về uốn, S F =1 , 75

Ứng suất cho phép khi quá tải:

[𝜎H]max (trong điều kiện nhiệt luyện thường hóa hoặc tôi cải thiện)

[σ H]max=[σ H 2]max =2 , 8 σ ch2 =2, 8 340=952 MPa

[𝜎F]max (trường hợp vật liệu có HB ≤ 350) theo công thức (6.14) [1]:

với truyền động bánh côn răng thẳng bằng thép, K d =100 Mpa13

Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng bánh răng côn,

Momen xoắn trên trục bánh dẫn, T I =222307 N mm

Ứng suất tiếp xúc cho phép, [σ H]=458,182 MPa

Đường kính chia ngoài tính theo công thức (6.52b) [1]

m te= m tm

1−0 ,5 Kbe

1−0 ,5 0 , 25=4 , 03 mm

Theo tiêu chuẩn, chọn m te=4

Tính lại mô đun vòng trung bình theo mô đun tiêu chuẩn

u đtt =3 ,17, tỉ số truyền thực bộ truyền đai

u brtt =3 , 56, tỉ số truyền thực bộ truyền bánh răng

u ch =11, 18, tỉ số truyền chung của hệ thốngXác định các góc côn chia theo công thức

Tính ứng suất tiếp xúc σ H, và kiểm tra điểu kiện bền tiếp xúc theo công thức (6.58) [1]

Ứng suất tiếp xúc cho phép, [σ H]=458,182 MPa

Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, Z M =274 MPa13

Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, Z H =1 , 76 (Góc nghiêng β=0 do răng thẳng)

Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, K Hβ =1 , 13

Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp,

Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, δ H=0,004

Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2, g o=8 2

Tỉ số truyển, u =3 ,56

Bề rộng vành răng, b =59 , 2mm

Mô men xoắn trên trục bánh răng dẫn, T I =222307 N mm

v Hmax =880 m/s xác định từ khả năng chịu tải trọng động lớn của bánh răngTính lại ứng suất tiếp xúc cho phép

Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng, Z v=1 với v =1 ,33 m/ s<1 , 5 m/s

Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng, K xH=1 khi d a ≤ 700 mm

Do σ H =394,752 MP<[σ H]=435,273 MPa, kiểm tra điều kiện

[σ H]−σ H

[σ H] ×100 % <100⇔

435,273 −394,752 435,273 .100 % =9 , 3 %<10 %

Thỏa điều kiện

Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Tính ứng suất uốn, và kiểm tra điều kiện bền uốn theo công thức (6.65) và (6.66) [1]:

1 =32 răng

z v 2= z2

cos 3β= 114cos 3 0 =114

K Fv hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn tính theo công thức (6.68) [1]:

Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, δ F=0,011

Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2, g o=8 2

Mô men xoắn trên trục bánh răng dẫn, T I =222307 N mm

Kiểm nghiệm lại ứng suất uốn cho phép

[σ F 1]=[σ F 1]Y R Y s Y xF =238,629.1 0 , 98.1=233,856 MPa

[σ F 2]=[σ F 2]Y R Y s Y xF =223 ,2 1 0 , 98.1=218,736 MPa

Trong đó:

Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng, Y R=1

Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

Y s =1 ,08−0,0695 ln(m)=1 ,08−0,0695 ln(4)=0 , 98

Hệ số xét dến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn, K xF=1 với d a ≤ 400 mm

Do σ F 1<[σ F 1] và σ F 2<[σ F 2]⟹ Thỏa điều kiện

 Kiểm nghiệm răng về quá tải

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

σ Hmax =σ H√K qt=394,752.√1=394,752 MPa<[σ H]max =952 MPa

Kiểm tra ứng suất uốn cực đại cho phép theo công thức (6.49) [1]:

σ F 1 max =σ F 1 K qt =7 0,905 MPa≤[σ F 1]max =360 MPa

σ F 2 max =σ F 2 K qt =67,529 MPa≤[σ F 2]max =272 MPa

Góc ăn khớp, thường lấy α =2 0 °

Đường kính vòng chia ngoài:

d e 1 =m te z1=4 32=128 mm

d e 2 =m te z2=4 114=456 mm

Chiều cao đầu răng ngoài

h ae1=(h te +x n1 cosβ) m te=(1+0 cos 0°) 4 =4 mm

h ae2 =2 h te m te −h ae1 =2 1 4−4=4 mm

Trong đó:

h te =cosβ=cos0 °=1

x n 1=0

Đường kính đỉnh răng ngoài

d ae 1 =d e 1 +2 h ae1 cos δ1=12 8+2 4 cos 15 ,67 °=13 8 ,1 mm

d ae 2 =d e 2 +2 h ae2 cos δ2=4 56+2 4 cos74 , 33 °=457 ,5 mm

Bảng thông số kỹ thuật của bộ truyền động

Tỉ số truyền thực tế u brtt 3,56