Thuyết minh tính toán thiết kế Đồ Án thiết kế máy mdpr310423

Tính toán công suất, tốc độ trục công tác 1.1 Thông số đầu vào.... Tính toán, thiết kế bộ truyền bánh răng 4.1 Thông số đầu vào.... 4.9 Bảng thông số kỹ thuật bộ truyền bánh răng..... Tí

TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT TP.HCM

KHOA CƠ KHÍ CHẾ TẠO MÁY

BỘ MÔN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

 0o0 o0o0 

THUYẾT MINH TÍNH TOÁN THIẾT KẾ

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY - MDPR310o0 423

HỌ & TÊN SINH VIÊN: Phan Đức Duy

MSSV: 16143041

GIẢNG VIÊN HƯỚNG DẪN: Ts Mai Đức Đãi

GIẢNG VIÊN PHẢN BIỆN:

Tp HCM, Ngày 31 tháng 12 năm 20o0 23

Mục lục

I Tính toán công suất, tốc độ trục công tác

1.1 Thông số đầu vào

1.2 Công suất trên trục công tác

1.3 Tốc độ quay trục công tác

II Chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền 2.1 Thông số đầu vào

2.2 Chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền

2.3 Bảng thông số kỹ thuật hệ thống truyền động

III Tính toán, thiết kế bộ truyền đai 3.1 Thông số đầu vào

3.2 Chọn loại đai và tiết diện đai

3.3 Xác định các thông số bộ truyền

Tính chọn đường kính bánh đai

Tính khoảng cách trục

Tính chọn chiều dài đai

Tính và kiểm nghiệm điều kiện góc ôm

3.4 Xác định số dây đai

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

3.6 Bảng thông số kỹ thuật bộ truyền Đai

IV Tính toán, thiết kế bộ truyền bánh răng 4.1 Thông số đầu vào

4.2 Chọn vật liệu

4.3 Xác định ứng suất cho phép

4.4 Xác định sơ bộ khoảng cách trục, aw

4.5 Xác định các thông số ăn khớp

Môđun

Số răng bánh dẫn, bị dẫn

Tính lại chính xác khoảng cách trục, aw

Kiểm tra sai lệch tỉ số truyền bộ truyền bánh răng

4.6 Kiểm tra sai lệch tỉ số truyền hệ thống

4.7 Kiểm nghiệm bền

Kiểm nghiệm răng – bền tiếp xúc

Kiểm nghiệm răng – bền uốn

Kiểm nghiệm răng – trường hợp quá tải

4.8 Tính lực tác dụng khi ăn khớp

Lực vòng

Lực hướng tâm

Lực dọc trục

4.9 Bảng thông số kỹ thuật bộ truyền bánh răng

V Tính chọn nối trục 5.1 Thông số đầu vào

5.2 Chọn nối trục

5.3 Tính kiểm nghiệm bền

Kiểm nghiệm bền dập vòng đàn hồi

Kiểm nghiệm bền uốn chốt

5.4 Tính lực tác dụng lên trục

Moment xoắn

Lực nối trục (hướng kính)

VI Tính toán thiết kế trục, chọn then 6.1 Thông số đầu vào

6.2 Chọn vật liệu

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

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

6.4 Tính kiểm nghiệm bền

Kiểm nghiệm trục – bền mỏi

Kiểm nghiệm trục – bền tĩnh

VII Chọn Ổ lăn 7.1 Thông số đầu vào

7.2 Chọn loại ổ lăn

7.3 Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ lăn

7.4 Dung sai trục, ổ trục

VIII Tính toán vỏ hộp, các chí tiết phụ 8.1 Kết cấu vỏ hộp

8.2 Các chi tiết phụ

Bulong vòng hoặc móc vòng

Chốt định vị

Cửa thăm

Nút thông hơi

Nút tháo dầu

Kiểm tra mức dầu

8.3 Bôi trơn hộp giảm tốc

Tài liệu tham khảo

I Tính toán công suất, tốc độ trục công tác

I.1 Thông số đầu vào

- Loại vật liệu vận chuyển: Cát

- Năng suất: Q=120 tấn/h

- Đường kính tang dẫn: D=320 mm

- Chiều dài băng tải: L=45 m

- Chiều rộng băng tải: B=650 mm

I.2 Công suất trên trục công tác [1]

Công suất cần thiết tải liệu băng tải

Plv= k (cLv+0,00015QL)=3,5674 kW

Q=120 tấn/h: năng suất vận chuyển

k =1,05: hệ số phụ thuộc vào chiều dài băng tải (L > 30o0 )

c=0,023: hệ số phụ thuộc vào chiều rộng băng tải

L=45 m: chiều dài băng tải

v=2,5 m/s: vận tốc băng tải

Công suất cần thiết trên trục công tác – trục tang dẫn băng tải

Pct= Plv

ηol=3,6034 kW

ηol=0,99: hiệu suất truyền động một cặp ổ lăn

I.3 Tốc độ quay trục công tác [1]

nlv= 6 ×104× v

πDD =149,21 v / ph D=320 mm , đường kính tang dẫn

v=2,5 m/s , vận tốc băng tải

II Chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền

II.1 Thông số đầu vào

- Công suất cần thiết tải liệu băng tải: Plv=3,5674(kW )

- Số vòng quay trục công tác: nlv=149,21(v / ph)

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

- Công suất trên trục động cơ [1]

Pctđt= Plv

η =4,0712 kW η=ηđ( ηol)3ηbrηkn=0,88: hiệu suất truyền toàn hệ thống

ηđ=0,95: hiệu suất bộ truyền đai (hở)

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

ηbr=0,97: hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng (kín)

ηkn=0,98: hiệu suất khớp nối trục

- Phân phối tỉ số truyền

usb= uđubr=6,3 - tỉ số truyền sơ bộ

uđ=2 - tỉ số truyền bộ truyền đai

ubr=3,15 - tỉ số truyền bộ truyền bánh răng

- Số vòng quay sơ bộ cần thiết

nsb= usbnlv=6,3 ×149,21=940,02 vòng/ phút

- Chọn động cơ điện

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

Brand name Output power Speed Voltage Product codeABB 5,5 kW 940o0 rpm 380o0 V/50o0 Hz M2QA 132M6B

- Tính sai lệch tỉ số truyền sơ bộ

∆ u= | nđc− nsb|

nsb

940,02 × 100 %≈ 0 %≤ 5 %nên thỏa điềukiện

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

- Công suất cần thiết trên trục công tác:

III Tính toán, thiết kế bộ truyền Đai [1]

III.1 Thông số đầu vào

- Công suất trên trục bánh đai dẫn: P=4,0712(kW )

- Tỉ số bộ truyền đai (tỉ số truyền phân phối): uđ=2

- Tốc độ quay động cơ: nđc= 940(v / ph)

III.2 Chọn loại đai và tiết diện đai

Xét thông số đầu vào, theo bảng 4.13, ta chọn loại đai thang thường có các thông số kĩ thuật sau:

Loại đai

bánh đai dẫn(mm)

1,2 dmin

(mm)

Chiều dàiđai giới hạn(mm)

III.3 Tính toán & thiết kế bộ truyền đai thang

Vì ∆ u âm (do nmotor< nsb¿ nên ta xác định năng suất chưa đạt theo yêu cầu Ta cần giảm tỉ số truyền qua việc chọn d2 tiêu chuẩn nhỏ hơn giá trị tính toán

Ta chọn a=690 mm là khoảng cách trục sơ bộ

- Tính chiều dài đai sơ bộ

Theo công thức (4.4) từ mục 4.1.2 trang 54, ta xác định được chiều dài đai L theo a sơ bộ:

0≥ 1200⇒thỏađiều kiện góc ômα1.

III.4 Xác định số dây đai [1]

Để xác định số dây đai cần sử dụng, ta sử dụng công thức (4.16):

[ P ¿¿ 0]CαCLCuCz=1,34 ¿

P=4,0712 kW: Công suất trên trục bánh đai dẫn

Kđ=1,1: Hệ số tải trọng động (theo bảng 4.7)

Cα=1,24(1−e−α1 / 110)=0,96: Hệ số kể đến ảnh hưởng gốc ôm α1

CL=( L /L0)1/ 6=1: Hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài đai

L0=2240 mm: chiều dài đai thực nghiệm (theo bảng 4.19)

Cu=1,12: Hệ số xét đến ảnh hưởng tỉ số truyền theo bảng 4.17

Cz=1: Hệ số kể đến ảnh hưởng phân bố tải trọng không đều của các dây đai (bảng 4.18)Giá trị nội suy: [ P ¿ ¿ 0]=3,095 ¿

Data nội suy (tra bảng 4.19 trang 62)

Input cận trên Giá trị nội suy Input cận dưới

Dựa theo bảng 4.18, ta chọn số dây đai z=1

III.5 Xác định các thông số hình học của bánh đai

- Chiều rộng bánh đai:

B=(z−1)t +2 e=25 mm

t=19 ;e=12,,5 (theo bảng 4.21)

- Đường kính ngoài 2 bánh đai:

Theo bảng 4.21, với loại đai đã chọn, ta xác định được hệ số h0=4,2

Qua đó, ta tính được:

 Bánh đai dẫn: da 1= d1+2 h0=188,4 mm

 Bánh đai bị dẫn: da 2= d2+2 h0=363,4 mm

d1 d2 da 1 da 2 h0 B e b1 t H φ

III.6 Xác định lực căng đai, lực tác dụng lên trục

- Xác định lực căng đai (với 1 sợi)

Ta dùng công thức lực căng trên 1 đai (4.19):

Fv= qmv2=14 (N ): lực căng do lực li tâm sinh ra

qm=0,178 kg /m: khối lượng một mét đai loại Б (theo bảng 4.22)

- Xác định lực tác dụng lên trục

Ta dùng công thức lực tác dụng lên trục (4.21):

Fr=2 F0z sin ( α1/ 2 ) =838,6 N

F0=422,6 (N ): lực căng trên 1 dây đai

z=1: số sợi dây đai

α1=165,630: gốc ôm bánh đai dẫn

III.7 Bảng thông số kỹ thuật bộ truyền đai

Góc ôm bánh đai dẫn α1 165,63 độ

IV Tính toán, thiết kế bộ truyền bánh răng

IV.1. Thông số đầu vào

- Ứng với công suất của hộp giảm tốc, ta chọn vật liệu có độ cứng không quá 350o0 HB

- Nhằm để gia công chính xác bánh răng sau khi nhiệt luyện, ta chọn độ cứng thấp

- Để tăng khả năng chạy mòn của răng, ta nhiệt luyện hai bánh răng sao cho bánh bị dẫn có độ cứng thấp hơn bánh dẫn một khoảng (10 ÷ 15) HB

Vật liệu Nhiệt luyện Độ cứng

GH bền

σb GH chảyσch [ σH] [ σH]max [ σF]max

BR dẫn 40o0 X Tôi cải thiện 255 850o0 550o0 527,273 1540o0 440o0

BR bị dẫn 40o0 X Tôi cải thiện 245 850o0 550o0 50o0 9,0o0 91 1540o0 440o0

IV.3. Xác định ứng suất cho phép [1]

- Chọn độ cứng cho bánh răng

Qua việc xét các điều kiện cần có từ mục 4.2, ta chọn độ cứng của bánh răng dẫn & bánh răng bị dẫn lần lượt là:

HB1=255 HB; HB2=245 HB

- Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép

Nhằm đảm bảo khả năng chịu tải, tốc độ làm việc, độ tiếp xúc, độ êm khi hoạt động và độ chính xác cao,

ta chọn loại răng nghiêng cho hai bánh răng Qua đó, ta xác định được công thức ứng suất tiếp xúc cho phép:

[ σH]= √ [ σH 1]2+[ σH 2]2

2 [ σH 1]∧[ σH 2]: ứng suất tiếp xúc của bánh dẫn và bánh bị dẫn

Do ta chọn răng nghiên, ta cũng cần xét đến điều kiện: [ σH] ≤ 1,25 min{[σH 1] ,[σH 2] }

- σHlim o 2=2× 245+70=560 MPa: ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh bị dẫn ứng với số chu kỳ cơ sở

- SH=1,1: hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc (theo bảng 6.2)

- KHL=( NHO/ NHE)1/ m H: hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng thời gian phục vụ

 KHL1=( NHO1/ NHE)1 / m H; KHL2=( NHO2/ NHE)1/ m H

 NHO1=30 ×2552,4: số chu kỳ thay đối ứng suất cơ sở của bánh dẫn

 NHO2=30 ×2452,4: số chu kỳ thay đối ứng suất cơ sở của bánh bị dẫn

 NHE=60 cn LH=507600000: số chu kỳ số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương (bánh dẫn = bán bị dẫn)

- σFlim o 1=1,8 × 255=459 MPa: ứng suất uốn cho phép của bánh dẫn ứng với số chu kỳ cơ sở

- σFlim o 2=1,8 × 245=441 MPa: ứng suất uốn cho phép của bánh bị dẫn ứng với số chu kỳ cơ sở

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

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

- KFL=( NFO/ NFE)1/ m F: hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng chế độ tải trọng

 NFO= 4 ×106: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử uốn (áp dụng cho tất cả các loại thép, trang 93)

 NFE= NHE=507600000: số chu kỳ số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương (bánh dẫn = bán

- Ứng suất cho phép khi quá tải

[ σH¿ ¿ max 1]=[σH¿¿ max 2]=2,8 σch=1540(MPa) ¿ ¿

[ σF¿¿ max 1]=[σF¿¿ max 2]=0,8 σch= 440(MPa) ¿ ¿

IV.4. Xác định sơ bộ khoảng cách trụcaw [1]

aw= Ka( u+1)× √3 T1KHβ

[ σH]2u ψba=111,5(mm) u=3,15: tỉ số truyền

T1=78587(N mm): moment xoắn trên trục chủ động

[ σH]=518,262(MPa): ứng suất tiếp xúc cho phép

Ka=43(MPa1/ 3): hệ số phụ thuộc vật liệu cặp bánh răng nghiên

ψba=0,4: Hệ số chiều rộng vành răng, phụ thuộc vào vị trí lắp bánh răng lên trục và độ cứng vật liệu 2 bánh răng

- Tính lại gốc nghiêng răng β

Với số răng đã tính được, ta tính lại gốc nghiêng răng β:

IV.7. Kiểm nghiệm độ bền [1]

- 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):

Do εβ≥ 1 nên Zε= √ 1/εα=0,770 theo công thức (6.36c)

 εα=[1,88−3,2(1/z1+1/ z2)] cosβ=1,687: tính gần đúng theo công thức (6.38b)

 KH= KHβKHαKHv=1,203: hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

 KHβ=1,05: hệ số phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng theo bảng 6.7

 KHα=1,13: hệ số phân bố tải trọng không đều cho các đôi răng đồng thời ăn khớp theo bảng 6.13 và 6.14

 KHv=1+(vHbwdw 1)/ (2T1KHβKHα)=1,014: hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp theo công thức (6.41)

 vH= δHgov √ aw/ u=1,124 m/s

 δH=0,002: hệ số ảnh hưởng của các sai số ăn khớp theo bảng 6.15

 go=73: hệ số ảnh hưởng của sai lệch các bước răng theo bảng 6.16

 v=(πD dw 1n1)/ 60000=1,303m/ s: theo công thức (6.40o0 )

- Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Để tính ứng suất uốn σF1,2 và xét điều kiện bền uốn, ta áp dụng công thức (6.43) và (6.44):

σF1= 2 T1KFYεYβYF 1

Bwdw1m ≤ [σF1]

σF2= σF1YF 2

YF 1 ≤ [σF2]Trong đó:

 [ σF1]=262,286(MPa);[σF2]=252(MPa): ứng suất uốn cho phép

 KF= KFβKFαKFv=1,524: hệ số tải trọng khi tính về uốn

 KFβ=1,1: hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn theo bảng 6.7

 KFβ=1,37: hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khitính về uốn theo bảng 6.14

 KFv=1+ ¿: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn tính theo công thức (6.46)

 vF= δFgov √ aw/ u=1,124 m/s

 δF=0,006: hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp theo bảng 6.15

Với các thông số đã có, ta tính được:

σF1=108,491 MPa ≤[σF1] ;σF2=100,423 MPa ≤[σF2]

Vậy ứng suất uốn hai bánh răng thỏa điều kiện bền uốn

- Kiểm nghiệm bền răng

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

σHmax= σH√ Kqt=520,749 ≤[σH]max

[ σH]max=1540 MPa

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

σF 1,2max= σF 1,2 maxKqt=108,491 MPa ≤[σF]max

IV.9. Bảng thông số kỹ thuật bộ truyền bánh răng [1]

Theo bảng 6.11 và xem xét bỏ qua các hệ số dịch chỉnh ( x1=0 ; x2=0 ; y=0; ∆ y=0), ta xác định các thông số:

V.1 Thông số đầu vào

- T2=237732(N mm): Momen xoắn danh nghĩa cần truyền (momen trên trục lắp nối trục)

- n2=149,21(v / ph): Số vòng quay trên trục bị dẫn

V.2 Chọn nối trục [2]

- Đường kính sơ bộ của trục

Xác định moment xoắn tính toán sử dụng cho công tác lựa chọn nối trục Tt:

Tt= k T =285278(N mm)=285,278(N m)

k =1,2: hệ số an toàn khi làm việc băng tải theo bảng 9.1 (1,2 ÷1,5)

T =237732: momen xoắn danh nghĩa của trục

Tính sơ bộ đường kính trục tại vị trí lắp nối trục d (mm):

d ≥ √3 Tt

0,2 [ τ ] = 41,5(mm)

Trong đó:

Tt: moment xoắn cần truyền trên trục lắp nối trục (N.mm)

[ τ ]: ứng suất trượt cho phép Do ta chọn thép 45 nên [ τ ] =15 ÷ 30 MPa

50o0 0o0 45 170o0 95 175 110o0 80o0 130o0 8 360o0 0o0 5 70o0 30o0 28 32

 Bảng 9.10o0 b Kích thước cơ bản của vòng đàn hồi, mm

50o0 0o0 14 M10o0 20o0 62 34 15 28 1,5

V.3 Tính kiểm nghiệm bền

- Kiểm nghiệm bền dập vòng đàn hồi

Kiểm nghiệm điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi theo công thức (9.11):

σd= 2 k T

Z Dodcl3=1,400(MPa)≤[σ ]d

[ σ ]d=3(MPa): ứng suất dập vòng cao su (2 ÷ 4 MPa)

k =1,2: hệ số an toàn khi làm việc băng tải

T =237732(N mm): momen xoắn danh nghĩa của trục

Z=8 ; D0=130 ;dc=14 ;l3=28 (theo hình 9.6 và bảng 9.10o0 a,b)

- Kiểm nghiệm bền uốn chốt

Kiểm nghiệm điều kiện sức bền chốt theo công thức (9.12):

σu= k T lo

0,1 Dodc3Z =41,486 (MPa)≤[σ ]u

Trong đó:

[ σ ]u=70(MPa): ứng suất cho phép của chốt với vật liệu thép 45 (60 ÷ 80 MPa)

k =1,2: hệ số an toàn khi làm việc băng tải

T =237732(N mm): momen xoắn danh nghĩa của trục

Z=8 ; D0=130 ;dc=14 (theo hình 9.6 và bảng 9.10o0 a,b)

l0= l1+0,5 l2= 41,5 (theo hình 9.6 và bảng 9.10o0 a,b)

VI Tính toán thiết kế trục, chọn then

VI.1. Thông số đầu vào

Sơ đồ động

- Lực tác dụng của bộ truyền đai lên trục: Frđ= 838,6(N )

- Góc nghiêng bộ truyền đai:α=30o

- Lực nối trục (lực hướng tâm):Frnt=1100(N )

- Lực tiếp tuyến (lực vòng) bộ truyền bánh răng:Ft=2967,6 (N )

- Lực hướng tâm bộ truyền bánh răng:Fr=1120,5(N )

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

- Lực tác dụng từ các bộ truyền [2]

+ Lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Lực vòng: Ft 1= Ft 2=2967,6 (N)

Sơ đồ động phân tích lực tác dụng lên trục

- Tính sơ bộ đường kính trục từ điều kiện bền cắt (chỉ tính tải trọng momen xoắn) [2]

[ τ ]: ứng suất trượt cho phép với vật liệu thép C45, [ τ ] =15 ÷ 30(MPa).

[ τ ]1=20 (MPa): ứng suất trượt cho phép của trục dẫn (trục 1)

[ τ ]2=25 (MPa): ứng suất trượt cho phép của trục bị dẫn (trục 2)

d2= 40(mm)

- Xác định chiều dài các đoạn trục, khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực [1]

Hình 10.6 Sơ đồ tính khoảng cách đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ một cấp

+ Ta chọn bề rộng ổ theo đường kính trục từ bảng 10o0 2:

(chiều dài của chi tiết quay thứ 3 trên trục 2)

+ Trị số các khoảng cách k1, k2, k3 được xác định theo bảng 10o0 3

 Khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay: k1=12(mm)

 Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp: k2=10(mm)

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

 Chiều cao nắp ổ đến đầu bulong: hn=18(mm)