Đồ Án thiết kế máy thuyết minh thông số thiết kế tải trọng không Đổi, quay một chiều thời gian làm việc 5 năm (300 ngàynăm, 2 cangày, 6 giờca)

Tính toán công suất và tốc độ của trục công tác 2.. 07 - Tính sơ bộ khoảng cách trục - Tính chiều dài đai - Tính chính xác khoảng cách trục - Tính các thông số đai III.4...Xác định lực c

KHOA CƠ KHÍ CHẾ TẠO MÁY

BỘ MÔN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY THUYẾT MINH THÔNG SỐ THIẾT KẾ

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:

1 01 bản thuyết minh tính toán (tóm tắt)

2 01 bản vẽ chi tiết (khổ A3, vẽ chì)

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:

4 Tính toán thiết kế trục - then

5 Tính chọn ổ lăn

6 Tính toán vỏ hộp, xác định kết cấu các chi tiết máy, chọn khớp nối và các chi tiếtphụ

7 Lập bảng dung sai lắp ghép

IV TIẾN ĐỘ THỰC HIỆN

- Phổ biến nội dung, yêu cầu ĐAMH

I.1 Giới thiệu thùng trộn 01

I.2 Thông số đầu vào 01

I.3 Tính toán tốc độ và công suất 01

I.4 Thông số đầu ra 03

II Chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền 03

II.1 Thông số đầu vào 03

II.2 Chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền 03

II.3 Bảng phân phối tỉ số truyền 05

III Tính toán, thiết kế bộ truyền đai 05

III.1 Thông số đầu vào 05

III.2 Chọn loại đai và tiết diện đai 05

III.3 Xác định các thông số bộ truyền đai 07

- Tính sơ bộ khoảng cách trục - Tính chiều dài đai - Tính chính xác khoảng cách trục - Tính các thông số đai III.4 Xác định lực căng đai, lực tác dụng lên trục 07

III.5 Bảng thông số kỹ thuật bộ truyền đai 07

IV Tính toán, thiết kế bộ truyền bánh răng 07

IV.1 Thông số đầu vào 07

IV.2 Chọn vật liệu 08

IV.3 Xác định ứng suất cho phép 08

IV.4 Xác định sơ bộ khoảng cách trục, a w 09

IV.5 Xác định các thông số ăn khớp 09

- Môđun

- Số răng bánh dẫn, bị dẫn

10IV.7 Kiểm nghiệm bền 10

- 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 11

- Kiểm nghiệm bền dập vòng đàn hồi

- Kiểm nghiệm bền uốn chốt

V.4 Tính lực tác dụng lên trục 14

VI Tính toán thiết kế trục, chọn then 14

VI.1 Chọn vật liệu chế tạo trục 14VI.2 Tính toán thiết kế trục theo điều kiện bền, chọn then 14

- Lực tác dụng lên trục

- Tính sơ bộ đường kính trục

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

- Xác định đường kính & chiều dài các đoạn trục

- Chọn kích thước tiết diện then theo đường kính trục

VI.3 Chọn then và tính kiểm nghiệm bền 22

- Tính mối ghép then và kiểm nghiệm bền cho trục I

- Tính mối ghép then và kiểm nghiệm bền cho trục II

- Kiểm nghiệm trục về độ bền mõi

- Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh

VI.4 Thông số đường kính trục

26

- Chọn loại ổ

- Chọn kích thước ổ

- Tính kiểm nghiệm khả năng tải động ổ

- Tính kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh ổ

VII.2 Trục 2 27

- Chọn loại ổ

- Chọn kích thước ổ

- Tính kiểm nghiệm khả năng tải động ổ

- Tính kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh ổ

VII.3 Tổng hợp thông số các ổ trục 27

VIII Tính toán vỏ hộp, các chí tiết phụ 28

VIII.1 Thân vỏ hộp 29VIII.2 Que thăm dầu 29VIII.3 Nút tháo dầu 29VIII.4 Bu lông vòng 29

Tài liệu tham khảo

I TÍNH TOÁN CÔNG SUẤT VÀ TỐC ĐỘ TRỤC CÔNG TÁC

1.1 Giới thiệu thùng trộn

Vít tải là máy vận chuyển vật liệu rời chủ yếu theo phương nằm ngang Ngoài ra vít tải

có thể dùng để vận chuyển lên cao với góc nghiêng có thể lên tới 90 độ tuy nhiên gócnghiêng càng lớn hiệu suất vận chuyển càng thấp

- Năng lượng tiêu tốn trên đơn vị nguyên liệu vận chuyển lớn hơn so với các máy khác

1.2 Thông số đầu vào

a) Loại vật liệu vận chuyển: Xi măng

b) Năng suất Q :30 (tấn/h)

c) Đường kính vít tải D:0,3 (m)

d) Chiều dài vận chuyển L:14 (m)

e) Góc nghiêng vận chuyển λ:20 (độ).

1.3 Tính toán tốc độ trục và công suất

- Năng suất của vít tải

+ K: Hệ số phụ thuộc vào bước vít và trục vít, trong điều kiện bình thường lấy K

- Q (tấn/h): Năng suất vít tải

- L (m): Chiều dài vít tải

- : Hệ số cản chuyển động của vật liệu, tra bảng 2.4

1.4 Thông số đầu ra

+ Tỉ số truyền chung sơ bộ: u sb=u br u đ

Trong đó: u br=3,15 ( Nên chọn theo dãy tỉ số truyền tiêu chuẩn HGT cấp 1 )

P đc=5,5(kW )

n đc=¿ 715 (v/ph)

+ Ký hiệu động cơ: M2QA 160M8B

+ Sai lệch tỉ số truyền sơ bộ:

- Phân phối tỷ số truyền

+ Tính công suất trên các trục:

n2=n1

u br=

357,53,15 =113,5(

vòng phút)

- Các thông số làm việc của bộ truyền:

+ Tốc độ quay trên trục động cơ: n = 715(vòng/phút)

+ Tỷ số truyền của bộ truyền đai: u đ=2

3.2 Chọn loại đai và tiết diện đai

- Chọn loại đai

→ Chọn loại đai B

- d min : Đường kính tối thiểu bánh đai dẫn: 140 (mm)

- A: Diện tích tiết diện đai: 138 (mm2)

- Chọn đường kính 2 đai

Xác định đường kính bánh đai dẫn d1 theo bảng 4.13, [1] (dmin= 140 mm):

=> Chọn d1 =1,2.dmin = 168 (mm) theo bảng 4.21 trang 63, [1], ta chọn d1 =180 mm

 Chọn L :Chiều dài đaitiêu chuẩn , L=2000 mm (Bảng 4.13)

d a=d +2 ho

Với d = 188,4 (mm)

da = 363,4 (mm)

¿>ho=4,2(Tùy vào loại đai, tra bảng 4.21)

3.4 Xác định lực căng đai, lực tác dụng lên trục

3.5 Bảng tổng hợp thông số của bộ truyền đai

IV: TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

4.1 Thông số đầu vào

- Số vòng quay trên trục công tác: nlv = 111,61rpm

- Tuổi thọ bộ truyền: LH = 18000 (giờ)

- Moment xoắn trên trục dẫn: T = 116223 N.mm

4.2 Chọn vật liệu

- Chọn vật liệu bánh răng:

Tải tĩnh, làm việc một chiều chọn:

[σ H 2]=σ Hlim2 o K HL2

S H =540.

11,1=490,91 MPa

[σ F 2]=σ o Flim 2 K FC K FL2

S F =423.

11,75=241,71 MPa

- Ứng suất cho phép khi quá tải:

Với [σ H]max theo công thức 6.13:

u t=Z2

Z1=

118

37 =3,189

Sai lệch tỉ số truyền bộ truyền bánh răng: 1,238%

4.6 Kiểm tra sai lệch tỉ số truyền của hệ thống

+ Với v= π d w 1 n1

60000 =1,385m/ s và cấp chính xác 9+K Hv=1,1- hệ số tải trọng động( bảng P2.3 Phụ lục [1])

=> Thỏa điều kiện bền

- Kiểm nghiệm răng độ bền uốn:

=> Thỏa điều kiện bền

- Kiểm nghiệm răng về quá tải:

K qt=T max

σ Hmax=σ H √K qt=465, 603<[σ H]max=1260 MPa

σ Fmax=σ F K qt=86, 137<[σ F]max=360 MPa

⇒ Vậy bộ truyền không bị quá tải

4.9 Bảng thông số kỹ thuật bộ truyền bánh răng

Bảng thông số bộ truyền bánh răng trụ

Khớp nối gồm: nối trục, li hợp và li hợp tự động Khớp nối là chi tiết tiêu chuẩn, vì vậy

đây để chọn kích thước khớp nối:

Trong nối trục đàn hồi, hai nửa nối trục nối với nhau bằng bộ phận đàn hồi Bộ phận đàn hồi

có thể là kim loại hoặc phi kim loại (cao su)

Nhờ có bộ phận đàn hồi cho nên nối trục đàn hồi có khả năng: giảm va đập và chấn động, đềphòng cộng hưởng do dao động xoắn gây nên và bù lại độ lệch trục (làm việc như nối bù).Nối trục có bộ phận đàn hồi bằng vật liệu không kim loại rẻ và đơn giản, vì vậy nó đượcdùng để truyền mômen xoắn nhỏ và trung bình (đến 10000 N.m) Khi giá trị mômen xoắnlớn, thường dùng nối trục có bộ phận đàn hồi là kim loại (giảm kích thước).

- Nối trục vòng đàn hồi

Nối trục vòng đàn hồi có cấu tạo tương tự như nối trục đĩa nhưng thay bulông bằng chốt

có bọc vòng đàn hồi (hình 5.1), thông thường có từ 4 đến 10 chốt

Hình 5.2: Nối trục vòng đàn hồi

Nối trục vòng đàn hồi có cấu tạo đơn giản, dễ chế tạo, dễ thay thế, làm việc tin cậy, do

đó được dùng rộng rãi

độ lệch góc đến 1o Khi độ lệch góc >1o và độ lệch tâm vượt quá trị số cho phép thì vòngđàn hồi mài mòn nhanh và gây nên tải trọng phụ Fr tác dụng lên trục và thường Fr = (0,2 ÷0,3)Ft (Ft lực vòng tác dụng lên vòng đàn hồi) Kích thước của nối trục đàn hồi xem bảng5.2a và 5.2b

- Điều kiện sức bền của chốt:

σ u= k T lo

0,1 d3c D o Z ≤¿

¿- ứng suất dập của vòng cao su, có thể ¿= (2 ÷ 4) MPa

¿- ứng suất cho phép của chốt, ¿= (60 ÷ 80) MPa

5.4 Tính lực tác dụng

trục tồn tại độ không đồng tâm

Tt = 116223 (N.mm), mômen tính toán theo công thức (5.1), tài liệu [8]

Dt = Do = 105 đối với khớp nối trục vòng đàn hồi, tra bảng 5.2a

F rkn=0,3 F tkn=0,3 1162,23=664 , 131429(N )

VI TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC, CHỌN THEN 6.1 Chọn vật liệu chế tạo trục

trục Ứng suất xoắn cho phép: [τ ] = 15 ÷ 30 (MPa) Chọn [τ ] = 24 (MPa)

6.2 Tính toán thiết kế trục theo điều kiện bền, chọn then

- Lực tác dụng lên trục:

Lực tác tụng từ bộ truyền đai: (Công thức 10.8, tài liệu [1])

F ry=F r sin α=¿ 1541,22 sin(30o) = 770,61(N)

F rx=F r cosα=¿ 1541,22 cos(30o) = 1334,74 (N)Lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng: (Công thức 10.1, tài liệu [1])

F t 1=F t 2=3141,162 (N)

F r 1=F r 2=1143,289 (N)Lực hướng tâm, nối trục :

F knr=0,3.2T2

D t =0,3.

2 116223

Sơ đồ phân tích lực từ các bộ truyền tác dụng lên trục:

d2≥√3 T2

0,2[τ]⇔d2≥3

√3515450,2.24 ⇔d2≥ 41,838865(mm)

Chọn d2 = 45 (mm)

- Khoảng cách gối đỡ và điểm đặt lực:

Chiều dài mayơ bánh đai, mayơ bánh răng trụ:

Chiều dài mayơ bánh đai trên trục 1, ta có:

Chọn lm12 = 38 (mm) Chiều dài mayơ bánh răng trụ răng thẳng trên trục 1, ta có:

lm13 = (1,2 ÷ 1,5)d1 = (1,2 ÷ 1,5) 30 = (36 ÷45) (mm)Chọn lm13 = 40 (mm)

Chiều dài mayơ bánh răng trục răng thẳng trên trục 2, ta có:

lm23 = (1,2 ÷ 1,5)d2 = (1,2 ÷ 1,5) 45 = (54 ÷ 67,5) (mm)Chọn lm23 = 60 (mm)

Chiều dài mayơ nửa khớp nối, đối với nối trục vòng đàn hồi trên trục 2, ta có:

= (1,4 ÷ 2,5) 45 = (63 ÷ 112,5) (mm)Chọn lm22 = 80 (mm)

Sơ đồ tính khoảng cách trục 1, đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp:

Từ đường kính d, xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn bo theo bảng 10.2, tài liệu[1]

d1 = 30 (mm) ; chọn bo = 19 (mm)

d2 = 45 (mm) ; chọn bo = 25 (mm)

Từ bảng 10.3, tài liệu [1] chọn được các khoảng cách k1, k2, k3 và hn

hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay

k3 = 15 : Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ

hn = 18 : Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông

- Xác định đường kính trục và chiều dài các đoạn trục:

Sơ đồ trục I:

Từ biểu đồ nội lực ta tính đường kính tại các tiết diện

Mặt cắt tại tiết diện 10:

Theo tiêu chuẩn, tiết diện 10 là nơi lắp bánh đai nên ta chọn d10 = 26 mm

Mặt cắt tại tiết diện 11:

M11=√M2x11

+M2y 11

=√47392,522+82086,512=94785,263(N mm)

⇔ d21=√3 M td 21

0,1[σ ]=

3

√339796,58770,1.50 =40,8084 (mm)

Trong đó [σ ]=50: ứng suất cho phép của thép chế tạo trục, tra bảng 10.5, tài liệu [1]

Theo tiêu chuẩn, tiết diện 21 là nơi lắp bánh răng nên ta chọn d21 = 48 mm

Mặt cắt tiết diện 22:

M22=√M2x 22

+M2y 22

=√02+56783 ,2372=56783,237(N.mm)

M td 22=√M222 +0,75 T2

=√56783,2372

+0,75.370635 ,12792=325963,3945 (N.mm)Đường kính trục:

Theo tiêu chuẩn, tiết diện 23 là nơi lắp khớp nối nên ta chọn d23 = 40 mm

6.3 Chọn then và tính kiểm nghiệm bền trục

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]

σ d= 2T

d l t(h−t1)≤[σ d](9.1)

τ = 2 T

d l t b ≤[τ ](9.2)

- Tính mối ghép then và kiểm nghiệm điều kiện bền cho trục 1:

* Tính mối ghép then bằng cho trục lắp bánh đai:

Ta có: d = 26 (mm), tra bảng 9.1a, tài liệu [1] được các thông số của then bằng

b = 8 (mm) ; h = 7 (mm) : kích thước tiết diện ren

t1 = 4 (mm) : chiều sâu rãnh then trên trục 1

t2 = 2,8 (mm) : chiều sâu rãnh then trên lỗ 2

Theo bảng 9.5, tài liệu [1], đối với dạng lắp cố định, vật liệu mayơ thép, tải trọng tĩnh tachọn được ứng suất dập cho phép [σ d]=¿ 150 (MPa), [τ ]=¿ 60÷90 (MPa)

Điều kiện bền dập:

T = 116223 (N.mm) : momen xoắn tác dụng lên trục 1

* Tính mối ghép then bằng cho trục lắp bánh răng:

Ta có: d = 30 (mm), tra bảng 9.1a, tài liệu [1] được các thông số của then bằng

b = 8 (mm) ; h = 7 (mm) : kích thước tiết diện ren

t1 = 4 (mm) : chiều sâu rãnh then trên trục 1

t2 = 2,8 (mm) : chiều sâu rãnh then trên lỗ 2

Theo bảng 9.5, tài liệu [1], đối với dạng lắp cố định, vật liệu mayơ thép, tải trọng tĩnh tachọn được ứng suất dập cho phép [σ d]=¿ 150 (MPa), [τ ]=¿ 60÷90 (MPa)

T = 116223 (N.mm) : momen xoắn tác dụng lên trục 1

- Tính mối ghép then và kiểm nghiệm điều kiện bền cho trục 2:

* Tính mối ghép then bằng cho trục lắp bánh răng:

Ta có: d = 48 (mm), tra bảng 9.1a, tài liệu [1] được các thông số của then bằng

b = 14 (mm) ; h = 9 (mm) : kích thước tiết diện ren

t1 = 5.5 (mm) : chiều sâu rãnh then trên trục 1

t2 = 3,8 (mm) : chiều sâu rãnh then trên lỗ 2

Theo bảng 9.5, tài liệu [1], đối với dạng lắp cố định, vật liệu mayơ thép, tải trọng tĩnh tachọn được ứng suất dập cho phép [σ d]=¿ 150 (MPa), [τ ]=¿ 60÷90 (MPa)

Điều kiện bền dập:

σ d= 2T

d l t(h−t1)=

2.370635 , 1279 48.70 (9−5.5)=63.03(MPa)≤ [σd]=150(MPa)

Điều kiện bền cắt:

T = 370635,1279 (N.mm) : momen xoắn tác dụng lên trục 2.

* Tính mối ghép then bằng cho trục lắp khớp nối:

Ta có: d = 40 (mm), tra bảng 9.1a, tài liệu [1] được các thông số của then bằng

b = 12 (mm) ; h = 8 (mm) : kích thước tiết diện ren

t1 = 5 (mm) : chiều sâu rãnh then trên trục 1

t2 = 3,3 (mm) : chiều sâu rãnh then trên lỗ 2

Theo bảng 9.5, tài liệu [1], đối với dạng lắp cố định, vật liệu mayơ thép, tải trọng tĩnh tachọn được ứng suất dập cho phép [σ d]=¿ 150 (MPa), [τ ]=¿ 60÷90 (MPa)

Điều kiện bền dập:

σ d= 2T

d l t(h−t1)=

2.370635 , 1279 40.50 (8−5) =123,55 (MPa )≤[σ d]=150(MPa)

T = 370635,1279 (N.mm) : momen xoắn tác dụng lên trục 2

- Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:

Kiểm nghiệm độ bền mỏi theo công thức 10.19, tài liệu [1]

Trong trục 1, điểm nguy hiểm nhất là tại mặt cắt 12 , d12 = 30 (mm)

Kiểm nghiệm độ bền mỏi:

Trong trục 2, điểm nguy hiểm nhất là tại mặt cắt 21 , d21 = 48 (mm)

Kiểm nghiệm độ bền mỏi:

Công thức kiểm nghiệm có dạng:

σ td=√σ2+3 τ2≤[σ ] (Công thức 10.27, tài liệu [1])

6.4 Thông số đường kính trục

Trục I

Trục II

VII CHỌN Ổ LĂN 7.1 Trục I

Ta sử dụng 2 ổ lăn tại B và D

R B=F rB=√R Bx2 +R By2 =√576,8982+668 ,0212=897,88 (N)

R D=F rD=√R2Dx+R Dy2 =√2382,322+1040 ,882=2600 (N)

Với d = 30 mm , tra bảng phụ lục P2.7, tài liệu [1], chọn ổ bi đỡ chặn cỡ nhẹ hẹp (46207)

- Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ:

- Khả năng tải động Cđ đối với ổ bi đỡ chặn:

C d=Q m√L=0.49 √3386,1=3,6≤ C (Công thức 11.1, tài liệu [1])

Trong đó:

Q = 0,49 (kN) : tải trọng động quy ước

Q=(XV F r+Y F a)k t k đ (Công thức 11.3, tài liệu [1])

¿ (0,43.1.1143,289+1.0).1.1=491,61(N) = 0,49(kN)

Trong đó:

Fr = 1143,289 (N) ; Fa = 0(N)

V = 1 : hệ số kể đến khi vòng trong quay

kt = 1 : hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ

kđ = 1 : hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tra bảng 11.3, tài liệu [1]

(tải trọng tĩnh)

X = 0,43 ; Y = 1: hệ số tải trọng hướng tâm, hệ số tải trọng dọc trục theo bảng 11.4, tài liệu [1]

F a

V F r=0,36<e=0,57,theo ổ bi đỡ 1 dãy chặn α=1 2 o

L = 386,1 : tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

m = 3 : đối với ổ bi, bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn

Gọi Lh là tuổi thọ của ổ tính bằng giờ thì:

⇒ Chọn ổ bi đỡ - chặn 1 dãy cho các gối trục tại A và C

Với d = 45 mm , tra bảng phụ lục P2.7, tài liệu [1], chọn ổ bi đỡ chặn cỡ nhẹ hẹp (46211)

- Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ:

- Khả năng tải động Cđ đối với ổ bi đỡ chặn:

C d=Q m

√L=0,4961.3

√122,58=2,46≤ C (Công thức 11.1, tài liệu [1])Trong đó:

Q=(XV F r+Y F a)k t k đ (Công thức 11.3, tài liệu [1])

Trong đó:

Fr = 1143,289 (N) ;

V = 1 : hệ số kể đến khi vòng trong quay

kt = 1 : hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ

kđ = 1 : hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tra bảng 11.3, tài liệu [1] (tải trọng tĩnh)

11.4, tài liệu [1]

Theo ổ bi đỡ 1 dãy chặn α=1 2 o

L = 122,58 : tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

m = 3 : đối với ổ bi, bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn

Gọi Lh là tuổi thọ của ổ tính bằng giờ thì: L h=122,58 (triệu vòng)

- Khả năng tải tĩnh Qt: