Thuyết minh tính toán thiết kế Đồ Án thiết kế máy mdpr310423 thiết kế hệ thống thùng trộn

11 - 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 .... Tính toán, thiết kế bộ truyền

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: ĐỖ TIẾN SĨ

GIẢNG VIÊN PHẢN BIỆN:

Tp HCM, Ngày 6 tháng 03 năm 2023

GVHD: Đỗ Tiến Sĩ

Mục lục

I Tính toán công suất, tốc độ trục công tác 07

I.1 Thông số đầu vào 07

I.2 Công suất trên trục công tác 07

I.3 Tốc độ quay trục công tác 07

II Chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền 08

II.1 Thông số đầu vào 08

II.2 Chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền 09

II.3 Bảng thông số kỹ thuật hệ thống truyền động 10

III Tính toán, thiết kế bộ truyền đai 11

III.1 Thông số đầu vào 11

III.2 Chọn loại đai và tiết diện đai 11

III.3 Xác định các thông số bộ truyền 11

- 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 12

III.5 Xác định lực căng đai, lực tác dụng lên trục 13

III.6 Bảng thông số kỹ thuật bộ truyền Đai 14

IV Tính toán, thiết kế bộ truyền bánh răng IV.1 Thông số đầu vào IV.2 Chọn vật liệu IV.3 Xác định ứng suất cho phép IV.4 Xác định sơ bộ khoảng cách trục, a w

IV.5 Xác định các thông số ăn khớp

- Môđun

- Chọn sơ bộ góc nghiên răng

- Số răng bánh dẫn, bị dẫn

- Tính lại chính xác góc nghiên răng

- 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 IV.7 Kiểm nghiệm bền

- 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

- Kiểm nghiệm bền dập vòng đàn hồi

- Kiểm nghiệm bền uốn chốt

- 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

VI.4 Tính kiểm nghiệm bền

- Kiểm nghiệm trục – bền mỏi

- Kiểm nghiệm bền tĩnh

VI.5 Bảng tổng kết thông số đường kính trụcVII Chọn then, Ổ lăn VII.1 Trục 1VII.1.1 Thông số đầu vàoVII.1.2 Chọn then

- Chọn kích thước tiết diện then theo đường kích trục

- Tính kiểm nghiệm khả năng tải động ổ

- Tính kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh ổ

- Dung sai trục, ổ trục

VII.2 Trục 2VII.2.1 Thông số đầu vàoVII.2.2 Chọn then

4

- Chọn kích thước tiết diện then theo đường kích trục

- 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 VIII.1 Thân vỏ hộpVIII.2 Que thăm dầuVIII.3 Nút tháo dầuVIII.4 Bu lông vòng

Tài liệu tham khảo

[1] Trịnh Chất, Lê Văn Uyển, Tính toán thiết kế hệ 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 vậnchuyển liên tục, NXB ĐHQG Tp.HCM, 2014

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

6

I Tính toán công suất và tốc độ máy công tác

I.1 Thông số đầu vào (cho trước)

I.2 Tốc độ quay trục công tác (thùng trộn)

a Chiều dài của trục công tác, L (m)

L =m K D tg=1,9216 m (Tài liệu [3], công thức 17.4)

b Tốc độ quay của trục công tác, n lv(vòng/phút)

 Tiết diện ngang thùng trộn, Ft (m)

Ft= π D2

4 =0,23756 m2

D =0 ,55 m - đường kính thùng trộn

 Ta có công thức năng suất trộn, Q(kg/h)

Q =60 F t L m n lv tg (Tài liệu [3], công thức 17.6)Suy ra tốc độ quay của trục công tác, n lv(vòng/phút)

- tiết diện ngang của thùng trộn

L =1,9216 m - chiều dài trục công tác

¿3 π

180=0,05236 rad - góc nghiêng của thùng trộn so với phương ngang

I.3 Công suất cần thiết sử dụng cho trục công tác trộn vật liệu (bao gồm năng lượng tiêu hao cho cặp ổ lăn)

P lv =P1+ P2+P3=5,673827 kW (Tài liệu [3], công thức 17.7)

- P2(kW), công suất trộn vật liệu

P2=G v R o ω sinα 10−3=3,208932 kW (Tài liệu[3], công thức 17.13)

G v =2500 N - trọng lượng vật liệu trong thùng trộn

II Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền

II.1 Thông số đầu vào (input data)

- Công suất cần thiết cấp cho máy công tác, P lv =5,673827 kW

- Số vòng quay trục công tác , n lv =67,515 vòng/ phút

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

- Công suất trên trục động cơ

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

η br =0 , 96 - hiệu suất truyền động bánh răng trụ (kín)

η kn=¿0,98 - hiệu suất truyền động khớp nối trục

- Phân phối tỉ số truyền

u sb =u đ u br - tỉ số truyền sơ bộChọn sơ bộ u đ=3.56 - tỉ số truyền bộ truyền đai

u br=4 - tỉ số truyền bộ truyền bánh răng

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

- Công suất trên các trục

- Công suất cần thiết trên trục công tác – trục thùng trộn

P ct =P lv =5,673827kW

- Công suất trục 2

P2= P ct

η ol η kn =5,848101 kW

P ct =5,673827 kW - công suất cần thiết trên trục công tác

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

η kn =0 , 98 - hiệu suất truền động khớp nối trục

- Công suất trục 1

P1= P2

η ol η br =6,153305 kW

P2=5,848101 kW - công suất trục 2

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

η br =0 , 96 - hiệu suất truyền động bánh răng trụ

- Công suất cần thiết trên trục động cơ

- Moment xoắn trên các trục

- Moment xoắn trục động cơ

T ctđc=9 , 55 10

6

P ctđc

n đc =65113 N mm

P ctđc =6,477163 kW - công suất trên trục động cơ

n đc =950 rpm - tốc độ quay của động cơ

- Bảng thông số kỹ thuật hệ thống truyền động

Thông số Động cơ Trục 1 TrụcTrục 2 Trục máy công

tácCông suất, P (kW) 6,477163 6,153305 5,848101 5,673827

III Tính toán, thiết kế bộ truyền đai

III.1 Thông số đầu vào (input data)

- P = Pctđc = 6,477163 kW, công suất cần thiết trên trục dẫn

- u = uđ = 3,56, tỉ số bộ truyền đai

- n = nđc = 950rpm, số vòng quay trục dẫn

III.2

Chọn thông số đai và tiết diện đai

chiều cao đai, h = 10,5mm

- Sai lệch tỉ số truyền thực tế so với tỉ số truyền sơ bộ

Δu=u đtt −u đsb

u đsb .100 %=¿0,321028 %

u đtt=3,571429- tỉ số truyền thực tế bộ truyền đai

u đsb =3 ,56 - tỉ số truyền sơ bộ bộ truyền đai (input)

L =3150 mm - chiều dài đai

 Tính chọn chiều dài đai

- Tính sơ bộ chiều dài đai, L

 Tính và kiểm nghiệm điều kiện góc ôm

a = 911,043411mm - khoảng cách trục

III.4 Xác định số dây đai

 Số dây đai z được tính theo công thức

6=1,058466 - hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài đai

L =3150 mm - chiều dài dây đai

L0=2240 - chiều dài thực nghiệm dây đai ([1], Bảng 4.19)

C u =1 ,14 - hệ số ảnh hưởng tỉ số truyền ([1], Bảng 4.17)

C z =0 , 95 - hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân

bố không đều tải trọng cho các dây đai

 Xác định lực căng đai

III.6 Bảng thông số kỹ thuật bộ truyền Đai

Công suất trên trục dẫn

Tốc độ quay trục dẫn

Tỉ số truyền thực tế

Loại đaiTiết diện đai

uđA

d1

d2a

Kwrpm

mm2mmmmmmđộNN

IV Tính toán, thiết kế bộ truyền bánh răng

IV.1 Thông số đầu vào

- Công suất trên trục bánh răng dẫn , P1 = 6,153305 N

- Tốc độ quay trên trục bánh răng dẫn, n1 = 266,853933 rpm

- Tỉ số truyền, u = bbr = 4,00

- Mô men xoắn trên trục bánh răng dẫn, T1 = 220211,5757 N.mm

- Thời gian làm việc: 5 năm (300 ngày/năm Mỗi ngày 2 ca Mỗi ca 6h), LH = 5.300.2.6 = 18000

IV.2

Chọn vật liệu chế tạo bánh răng

Vậtliệu Nhiệtluyện

Độcứng

Giớihạnbền σ b

Giới hạnchảy σ ch [σ¿¿H]¿[σ¿¿H]max [σ¿ ¿¿F]max¿(HB) (MPa) (MPa) (MPa) (MPa) (MPa)BR

=16259974 , 39– số chu kì thay đổi ứng

suất cơ sở khi thử tiếp xúc

N HE 1 =60 c n L H =60.1 266,853933 18000=288202247 ,6 – số chu kìthay đổi ứng suất tương đương

c = 1– số lần tiếp xúc/vòng quay

n = 266,853933 – số vòng quay

LH = 18000 – thời gian làm việc

mH = 6 – bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc (sử dụng cho trường hợp độ cứng HB ≤ 350)

Do NHE1 > NHO1→ NHE1 = NHO1 = 288202247.6→ K HL 1=1

SH1 = 1,1 – hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc (Bảng 6.2 [1])

- Tính ứng suất tiếp xúc cho phép bánh răng bị dẫn Z2 với độ cứng HB2

=230

[σ¿¿H 2]=σ Hlim2 o K HL2

S H 2 =481, (81)¿ Mpa (Công th c 6.1 [1])ứTrong đó:

σ Hlim2 o =2 HB 2+70=530 Mpa – ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số

[1])

18

=13972305 , 13– số chu kì thay đổi ứng

suất cơ sở khi thử tiếp xúc

N HE 2 =60 c n L H =60.1 266,853933 18000=288202247.6 – số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

c = 1– số lần tiếp xúc/vòng quay

n = 266,853933 rpm – số vòng quay

LH = 18000 h – thời gian làm việc

mH = 6 – bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc (sử dụng cho trường hợp độ cứng HB ≤ 350)

Do NHE2 > NHO2→ NHE2 = NHO2 = 288202247.6→ K HL 2=1

SH2 = 1,1 – hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc (Bảng 6.2 [1])

 Xác đinh ứng suất uốn cho phép, trường hợp bánh răng nghiêng

- Tính ứng suất uốn cho phép bánh răng dẫn Z1 với độ cứng HB1 =245

c = 1– số lần tiếp xúc/vòng quay

n = 266,853933 rpm – số vòng quay

LH = 18000 h – thời gian làm việc

mF = 6 – bậc đường cong mỏi khi thử về uốn (sử dụng cho trường hợp độ cứng HB ≤ 350)

Do NFE1 > NFO1→ NFE1 = NFO1 = 288202247.6→ K FL1=1

SF1 =1,75 – hệ số an toàn khi tính về uốn (Bảng6.2 [1])

- Tính ứng suất uốn cho phép bánh răng bị dẫn Z2 với độ cứng HB2

=230

[σ¿¿F 2]=σ Flim 2 o K FC 2 K FL2

S F 2 =236 ,(571428)¿ MPa (Công thức 6.2[1])

Trong đó:

c = 1– số lần tiếp xúc/vòng quay

n = 266,853933 rpm – số vòng quay

LH = 18000 h – thời gian làm việc

mF = 6 – bậc đường cong mỏi khi thử về uốn (sử dụng cho trường hợp độ cứng HB ≤ 350)

Do NFE2 > NFO2→ NFE2 = NFO2 = 288202247.6→ K FL2=1

SF2 =1,75 – hệ số an toàn khi tính về uốn (Bảng6.2 [1])

 Ứng suất cho phép khi quá tải:

- [σ¿¿H 1]max¿ (Trong đk nhiệt luyện thường hóa hoặc tôi cải thiện) theo công thức 6.13 [1]

IV.4 Xác định sơ bộ khoảng cách trục, aw

a w =K α(u+1).[ T1 K H

[σ H]2

.u ψ ba]

1 3

=195,0796365 → Chọn200 mm

Trong đó:

u = 4 – tỉ số truyền

T1 = 220210,5757 – moment xoắn trên trục chủ động

[σ H]=495,6421663 – ứng suất tiếp xúc cho phép

K α =43 MPa– hệ số phụ thuộc vật liệu cặp bánh răng (Bảng6.5 [1])

ψ ba=0,315 – hệ số chiều rộng vành răng (Page 95 “thiết kế máy & chi tiết máy” Nguyễn Hữu Lộc)

K H=¿1.05 – hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng(Bảng 6.7[1])

ψ bd =0 ,53 ψ ba (u+1)=0 , 53.0,315.(4+1)=0,83475

IV.5 Xác định các thông số ăn khớp

 Mô đun, m

m = (0,01 ~ 0,02).aw = (0,01 ~ 0,02).200 (Công thức 6.17 [1])

 2 ≤ m ≤ 4

[1])

 Chọn sơ bộ góc nghiêng răng,

- Chọn sơ bộ góc nghiêng răng 8°

≤ ≤ 20 °

→=12°

 Số răng bánh dẫn, z1 bánh bị dẫn, z2 (Công thức 6.19, 6.20 [1])

 Kiểm tra sai lêch tỉ số truyền bộ truyền bánh răng, u tt

- Tỉ số truyền thực tế bộ truyền bánh răng: u ttbr=z2

Sai lệch tỉ số truyền hệ thống:

∆ u ht=n3−n lv

n lv 100 %=66 , 5−67,515

6 7,515 100 %=−1 ,5 %≤5 %Trong đó:

IV.7 Kiểm nghiệm bền

 Kiểm nghiệm răng – bền tiếp xúc, σ H

- Tính ứng suất tiếp xúc σ H và kiểm tra điều kiện bền tiếp xúc theo công thức 6.33 [1]

K H – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

K Hβ =1 , 05 – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên

[1])

K Hα =1 ,13 – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho

6.14 [1])

K Hv=1+ v H b w d w 1

2 T1 K Hβ K Hα=1,011129988 (Công thức 6.41 [1])

d w 1= 2 a w

(u+1)=

2.200(4+1)=80 mm – đường kính vòng lăn bánh dẫn

 Kiểm nghiệm răng – bền uốn, σ F

- Tính ứng suất uốn của bánh răng dẫn, σF 1

σ F 1=2 T1 K F Y ε Y β Y F 1

b w d w 1 m =108,6848048 MPa ≤[σ F 1]Trong đó:

T1=220210,5757 N mm – moment xoắn trục dẫn

K F =K Fβ K Fα K Fv=¿1,1.1,37.1,026288781= 1,546617193

K Fβ =1 , 1 – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên

chiều rộng vành răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, tra bảng 6.7[1]

K Fα =1, 37 – 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]

ε α=1,69625 - hệ số trùng khớp ngang

Yβ=1− β

140 =1− 14,36151156

140 =0,8974177746 – hệ số kể đến góc nghiêng răng

Y F 1=¿3,8 – hệ số biến dạng của răng của bánh dẫn

b w =63 mm – chiều rộng vành răng

24

z v 2= z2cos3β= 124cos14,36151156 °3 =136,3912591

 Kiểm nghiệm răng – trường hợp quá tải

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

σ Hmax =σ H √K qt= 462,7571233 MPa với K qt =1−hệ số quá tải

- Kiểm tra ứng suất uốn cực đại cho phép

σ F 1 max =σ F 1 K qt =108,6848048 MPa

σ F 2 max =σ F 2 K qt =102,9645519 Mpa

Kqt = 1 – hệ số quá tảiIV.8 Tính lực tác dụng khi ăn khớp

IV.9 Bảng thông số kỹ thuật bộ truyền bánh răng

Công suất trục bánh răng dẫn

Tốc độ quay của trục dẫn

Moment xoắn trên trục dẫn

Tỉ số truyền bánh răng (phân phối)

Thời gian làm việc

ubrttb

4180002002,5463

14,36151156°

20,59176228 °

31124803208532573,75313,75462,7571233

Đường kính vòng chia bánh dẫn: d1=m z1

cosβ= 2 , 5.31

cos14,36151156°=¿80mmĐường kính vòng chia bánh bị dẫn: d2=m z2

cosβ= 2 , 5.124

cos14,36151156°=¿320mmĐường kính vòng lăn bánh dẫn: d w 1= 2 a w

(u+1)=

2.200(4+1)=80 mmĐường kính vòng lăn bánh bị dẫn: d w 2 =d w1 u =80.4=320 mm

Đường kính vòng đỉnh bánh dẫn: d a 1 =d1+2(1+x1−∆ y) m=80+2(1).2 ,5 =85 mm

Đường kính vòng đỉnh bánh bị dẫn: d a 2 =d2+2(1+x2−∆ y).m=320+2.(1).2 ,5=¿ 325mmĐường kính vòng đáy bánh dẫn: d f 1 =d1−(2 , 5−2 x1).m=80−(2 , 5).2, 5=73 ,75 mm

Đường kính vòng đáy bánh bị dẫn: d f 2 =d2−(2, 5−2 x2) m=320−(2 , 5).2, 5 =313 ,75 mm

26