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

Chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền II.3.. Bảng thông số kỹ thuật hệ thống truyền động lll.. Bảng thông số kỹ thuật bộ truyền xich IV.. Bảng thông số kỹ thuật bộ truyền bánh răng.....

TRUONG DAI HOC SU’ PHAM KY THUAT TP.HCM KHOA CO KHi CHE TAO MAY

BO MON CO SO THIET KE MAY

‡??#%??Ÿ OoO [IILUIII

S HCMUTE

THUYET MINH TINH TOÁN THIẾT KE

DO AN THIET KE MAY - MDPR310423

HO & TEN SINH VIEN: Trần Nguyễn Hửu Thắng

GIẢNG VIÊN HƯỚNG DẪN: Đỗ Tiến Si

GIANG VIEN PHAN BIEN:

Tp HCM, Ngay thang nam 202

Trường ĐHSPKT TP.HCM ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY, MMH: MDPR310423 Khoa : Cơ khí Chế tạo máy THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG VÍT TẢI

Bộ môn: Cơ sở Thiết kế máy Đề số: 04 - Phương án: +

we a ie gO EN 5 Vit tai

Chiéu dai var ule)

@éc nghiéng vat chuyén A (dd)

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 |Au/1| < 5%

Số liệu cho trước:

I Tính toán công suất, tốc độ trục công tác

|.2 Công suất trên trục công tác

II Chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền

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

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

lll Tính toán, thiết kế bộ truyền xích

- Kiểm nghiệm điều kiện số lần va đập

III.5 Xác định các thông số đĩa xích và lực tác dụng lên trục " .04

05

III.ó Bảng thông số kỹ thuật bộ truyền xich

IV Tính toán, thiết kế bộ truyền bánh răng 133111813353 5356 05

IV.2.Chon vật liệu

IV.3.Xác định ứng suất cho phép

IV.4.Xác định sơ bộ khoảng cách trục, đ„

- Môđun

- Số răng bánh dẫn, bị dẫn

IV.ó.Kiểm tra sai lệch ti số truyền hệ thống

- Kiểm nghiệm răng - bền uốn

07

- Tinh lai chinh xac khoang cach truc, a,

- Kiém tra sai léch ti s6 truyén b6 truyén bánh rang

07

s42 08

- Kiểm nghiệm răng - bền tiếp xúc

- Kiểm nghiệm răng - trường hợp quá tải

HH xx, 09

IV.9 Bảng thông số kỹ thuật bộ truyền bánh răng . c- 2à 12.1 116111116183361104641041613111 016110111611 g2 10

seen 10 cece 10

- Luc néi truc (Huéng kinh)

M9, :-i 1:0 1a 12

VI.2.Chọn vật liệu -.s.-222S21+t9E2E114922111111211112211111211111111111122111112211111211112111111211112121111 121122111121 13

VI.3 Tính toán thiết kế trục thtio điều kiện bền 13

- Lực tác dụng từ các bộ truyền

-_ Tính sơ bộ đường kính trục từ điều kiện bền cắt (chỉ xtïm xét tải trọng momtint 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

- Kiểm nghiệm trục - bền mỏi

- Kiểm nghiệm bền tinh

- Dung sai mối ghép thtin

- Chọn kích thước 6

- Tính kiểm nghiệm khả năng tải động 6

-._ Tính kiểm nghiệm khả nang tai tinh 6

- Dung sai trục, ổ trục

HH vs, 23

VII2.2 CHON KHIM 24

- Chọn kích thước tiết diện thtin thtio đường kích trục

-_ Tính kiểm nghiệm bền dập và bền cắt

- Dung sai mối ghép thtin

- Chọn kích thước 6

- Tính kiểm nghiệm khả năng tải động 6

-._ Tính kiểm nghiệm khả nang tai tinh 6

- Dung sai trục, ổ trục

1.1 Thông số đầu vào

- Loại vật liệu vận chuyển: Xi măng

- Năng suất, Q—30tấn/h

- Đường kính vít tải, D—0.3m

- Chiều dài vận chuyển, L=14m

- Góc nghiên vận chuyển, Ạ=20°

1.2 Công suất trên trục công tác

Công suất trên trục vít tải, P¡„ (kw) [1]

p, = 24 | +sin|=4.053538 kW

367 Q=30tấn/h; năng suất vận chuyển L= 14m; chiều dài vận chuyển œ=3,2; hệ số cản trở chuyển động của vật liệu vận chuyển (xi măng) [1]

A=20 x z/180=0,3490659rad: góc nghiên vận chuyển 1.3 Tốc độ quay trục công tác

Tốc độ quay trục công tác, n,„ (vòng Í phút ) [1]

60.r.D.K.p c D=0,3m; đường kính vít K=0,8; hệ số phụ thuộc bước vít, giả sử liệu khó vận chuyển, mài mòn [1]

p= 1,3tấn! m”; khối lượng riêng liệu vận chuyển (xi măng) [1]

=0,25; hệ số điền đầy (xi măng) [1]

c=0,65; hệ số phụ thuộc góc nghiên vít tải [1]

nh

II Chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền

2.1 Thông số đầu vào

- Công suất trục vít tải, P, =4,053538 kw

- Số vòng quay trục vít, n,,= 139,52 vòng Í phút

2.2 Chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền

- Công suất trên trục động cơ [2]

- Phân phối tỉ số truyền

U,,—U, Xu, - tỉ số truyền sơ bộ

Chọn sơ bộ u,=2,9 - tỉ số truyền bộ truyền đai

uy, =4 - tỉ số truyền bộ truyền bánh răng

Bảng 2.1 Thông số động cơ điện

- Tính sai lệch tỉ số truyền sơ bộ

Au

Asp

_ | Rinotor nl x 100%= |1425— 1395|

2.3 Bảng thông số kỹ thuật hệ thống truyền động

- Công suất cần thiết trục công tác - trục vít tải

Trục Thông số Động cơ (cần thiết) Trục 1 Trục 2 Trục máy công tác - Pct

Công suất, P (kW) 4.674205 4.580721 4.353517 4.094583

Tỉ số tuyền, u 1 | 4 2.5

Số vòng quay n(rpm) 1425 | 1425 | 35643 142.5

Momtint xoắn, T (N.mm) | 31325 30699 116705 274402

Bảng 2.2 Thông số kỹ thuật hệ thống truyền động III Tính toán, thiết kế bộ truyền Xích

3.1 Thông số đầu vào:

- Công suất cần thiết trên trục gắn đĩa xích dẫn P = P; = 4.3535 (kW)

ko = 1 Hệ số kể đến ảnh hưởng bế trí bộ truyền (đầu bài cho < ó0=}

k; = 1 Hệ số kể đến ảnh hưởng khoảng cach truc (chon a = (30 ~ 50)p)

kạ = 1.1 Hệ số kể đến ảnh hưởng căng xích(chọn phương án tk con lăn căng xích)

kit = 1.3 Hệ số kể đến ảnh hưởng điều kiện bôi trơn

- Kiểm nghiệm điều kiện số lần va đập:

Tính kiểm nghiệm số lần va đập của bản lề xích trong 1 giây: [2]

kạ=1.35 Hệ số quá tải trọng lượng

F,=9.81 k q.a=105.079011(N) Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động

Ta có s = 33.368052 > [s] = 9.3 (thõa điều kiện )

Với [s] là hệ số an toàn cho phép

- Đường kính vòng chia đĩa xích dẫn: [2]

Bộ truyền nằm ngang hoặc nghiêng < 40°

3.6 Bảng thông số kỹ thuật bộ truyền xích:

Số vòng quay trục dẫn n=n, 356.3 vòng/phút

Tï số truyền thực tế U sit 2.52

Loai xich Xich con lan 1 day

Bảng 3 Bảng thông số kỹ thuật bộ truyền xích

IV Tính toán, thiết kế bộ truyền bánh răng

4.1 Thông số đầu vào:

Công suất trên trục bánh dẫn P,=4.580721kW

Tốc độ quay trục bánh răng dẫn n=n,=1425rpm

Ti s6 truyénu,, =4

Mô mtin xoắn trên trục bánh răng dẫn T=T',=30699 N mm

Thời gian làm việc L„ =5 x 300 x 6 x 2=18000 hrs

4.2 Chọn vật liệu:

Độ Giới hạn Giới hạn " x `

Vật | Nhiệtuyện | cứng | bền | cay | LOCH Te | Loe Hel L966 Fn

liệu (HB) (HB) | S,(MPa) | S„(MPa) | (MPa) | (MPa) | (Mpa)

BR dan | C45 Tôi cải thiện 230 750 450 481.818 1260 360

BR bi AT D3 EETA

dẫn C45 Tôi cải thiện 215 750 450 454.545 1260 360

- Ứng suất tiếp xúc cho phép: |Ø„|= min(lơ„| ;¿ |0; |Ì—=454.545 MPa¿

Ứng suất tiếp xúc cho phép bánh răng dẫn: [2]

- Ứng suất uốn cho phép: lơ; J=0° im K re K yf Sp

Ứng suất cho phép bánh răng dẫn: [2]

Srimi Kee K eee SỐ “ =236.571 MPa

Ứng suất cho phép bánh răng bị dẫn: [2]

lơzi) = Grim Kee Ket 954 143 MPa

S.=1.75 Hệ số an toàn khi tính về uốn, bảng ó.2 [2]

Kpc=1 Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải (đặt tải một phía, quay một chiều) rỉ

N pp— 1539000000 c=1 số lần tiếp xúc/vòng n=1425rpm số vòng quay L„ 18000 hrs thời gian phục vụ m„;=6: bậc đường cong mỏi khi thử về uốn (HB < 350) Chú ý:

Khi tính N„;>No thì lấy N„„= No để tính, do đó K,„=1;

cũng thế N„;> N; thi lay Npp—N po dé tinh vaK,,=1

- Ứng suất cho phép khi quá tải:

lon max On =1260 MPa (trong điều kiện nhiệt luyện thường hóa hoặc tôi cải thiện) thtio công thức (ó.13) [2]:

lØu:|„„= 2.8 ơ„,=1260 MPa lơ„:|„=2.8 x ơ„;= 1260 MPa lơ; la (trường hợp vật liệu có HB < 350) thtio công thức (á.14) [2]:

54] max = 068 x ơ„¡=360 MPa

a, chọn khoảng cách trục đến các giá trị tận cùng bằng O hoac 5,

tham khảo tài liệu [2] trang 99 u=4 tỉ số truyền

T,= 30699 Nmm momtint xoắn trên trục chủ động lơu| =454.545MPa Ứng suất tiếp xúc cho phép K,=49.5 MPa‘? Hệ số phụ thuộc vật liệu cặp bánh răng, loại răng thẳng hoặc

nghiên Bảng ó.5 [1] thép - thép, răng thẳng: 49,5;

W,,—9.315 Hệ số chiều rộng vành răng, phụ thuộc vào vị trí lắp bánh răng

Km= 1.05 Hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

Tra thtio W,,=0,5y,, (U+1)=0.835

q„=123.359136mm

Chọng,„=125mm

4.5 Xác đỉnh thông số ăn khớp:

- M6 dun m (mm) (6.17) [2]:

- Kiểm tra sai lệch tỉ số truyền bộ truyền bánh răng:

Tï số truyền thực tế bộ truyền bánh răng

- Kiểm nghiệm răng - bền tiếp xúc:

Tính ứng suất tiếp xúc Ø;;, và kiểm tra bền điều kiện bền tiếp xúc thtỉo công thức(ó.33) [2]:

Vmax = 300 m/s xác định từ khả năng chịu tải trọng động lớn

ố„ =0.006 hệ số đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp Ø„=56 hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2

v=7rd,„¡n,/60000= 3.693335m/ s vận tốc vòng với đ„¡=49.5mm đường kính vòng lăn bánh nhỏ n,= 1425rpm số vòng quay của bánh chủ động q„=126mm Khoảng cách trục

u=4.0909 tỉ số truyền thực bộ truyền bánh răng b„=,„a„=39.69( mm) là chiều rộng vành răng

W,,— 9.315 Hệ số chiều rộng vành răng, phụ thuộc vào vị trí lắp

bánh răng lên trục Trường hợp Ø„<[Ø„ |, cần kiểm tra điều kiện:

- Kiểm nghiệm răng - bền uốn:

Tính ứng suất uốn Øy, và kiểm tra điều kiện bền uốn thtio công thức (ó.43) va (6.44) [2]:

—2T,K,Y,Y,YŸ„,

ơ,,Y 0= =49.66894 <|[ ơ;;|=221.14 MPa

Fl

Y,=1/e„=0.58859 hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

Y,=1—-B,/140=1 hệ số kể đến độ nghiêng của răng

Ypg,=4,Ypz,=3.6 hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 Kg=K,sKp„Kp,—1.687671 hệ số tải trọng khi tính về uốn Với Ky,=1.1 hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều

rộng vành răng khi tính về uốn K,z=1 hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các

đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn(răng thẳng) K,,=1.534246 hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn

khớp khi tính về uốn

r.=1+ 2T, Km, Kụ, với Vp=6r Go vv aw /u=18.36547 thtio céng thirc

K (6.47) [2]

6,=0.016 hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp

- Kiểm nghiệm răng - trường hợp quá tải:

Kiểm tra ứng suất tiếp xúc cực đại cho phép thtio công thức (ó.48) [2]

O mex = Ou VKQt =422.350<| 0p ha, = 1260 MPa

Trong đó K„= 1: hệ số quá tải

Kiểm tra ứng suất uốn cực đại cho phép thtio công thức (ó.49) [2]:

Øpm„ 0y K„=55.188< |Øp;|„.=360 MPdTrong đó K,„= 1 hệ số quá tải

Thời gian làm việc lạ 18000 (gid)

Mô đun pháp/ mô đun mnhoặcm 2.25 (mm)

- Chọn nối vòng đàn hồi để nối trục

Chọn thtio điều kiện:

T,=kTs{TÌ

Với :

k = 1.8 : hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào máy công tác (Bảng 9.1[4]) ;

11

Do đó T,=55,2582 Nm <[T]

- Tính sơ bộ đường kính trục tại vị trí lắp nối trục, đ(ymm)

T_ _›j 30699 d>jJ—T—=‡- 0.2lr| Ý0.2x20 9 =19.73mm “

- Kiểm nghiệm bền dập vòng đàn hồi:

Kiểm nghiệm điều kiện bền dập của vòng đàn hồi thtio công thức (9.11)[4]:

k = 1.8 : hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào máy công tác

Ị

Z=6;D,=71;Ïl,=15;l,=l,+ 2—25;d,=10

lơ =3 MPa ứng suất dập của vòng cao su

lo |= 470 MPa tng suat cho phép cua chét Kết luận: Các thông số của khớp nối như trên được chấp nhận

_2T _2%x30699

a tnt Dy =——_———064./60563N 71

Lực hướng tâm

F„=0.2F,„=172.952112N tnt

Dạ=71 dối với khớp nối trục vòng đàn hồi (tra bảng 9.10a [5])

VI Tính toán thiết kế trục:

T ,=30699N.mm

T,=116705N.mm

14

Điều kiện bền cắt :

T vs[t])<=>7=—_,

T

=>d; sị — =28.578525mm => Chọn d; = 30 mm

0.2 1) Trong đó:

Ir, = 15 MPA ;|Fa|= 25 MPAúng suất xoắn cho phép, Mpa, với vật liệu là thép CT5, thép 45

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

*Trục 1 Chiều dài mayơ của bánh răng trụ răng thẳng trên trục 1:

Khoảng cách từ mặt nút của chỉ tiết quay đến thành trong của hộp k=

hoặc khoản cách giữa các chỉ tiết quay 785

Khoảng cách từ mặt nút ổ đến thành trong của hộp _

(lấy giá trị nhỏ khi bôi trơn ổ bằng dầu trong hộp giảm tốc) Kạ=12

Khoảng cách từ mặt nút của chỉ tiết quay đến nắp ổ k;=10

>MD=0=¿~—B,I+F,¡l¡—H¿|=0

6>B,=225.727721N

17

(N.mm): 36378.03109

11399

Mat phang tai trong

(x0z) M, (N.mm) Tai trong

moment xoan M

(N.mm)

Hình 6.4 Biểu đồ nội luc truc!

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

Mô mtin tại thiết diện nguy hiểm:

M,=\ M}+M),; M„= \M?+0.75T?(Nmm) vị?

1

Chọn đj 1ó 20 22 20

Bảng ó.4 Đường kính trục các tiết diện trên trục I

- Xác định nội lực phát sinh trong trục 2:

M,

Tải trong (N.mm)

moment xoan

Hình ó.5 Biểu đồ nội lực trục II

- Xác định đường kính & chiều dài các đoạn trục

Mô mtin tại thiết diện nguy hiểm:

M,=\JM)+M?,;M„= 3 M)+0.75T?7(Nmm)

19

Thiết diện M,, M,, M, Mua

d= 3 Ma

J } 0.1[ơ]

Với |ơ E 67 MPa; ứng suất cho phép của thép chế tạo trục, cho trong bảng 10.52]

Giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng Øạ;; T„; Ø„¡; T„ biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j:

0 = 953 Cg =Gmag =a 3

mj aj — Omaxj — W,'

3

M,= M*Mj;W,= 5S) Khi trục quay 1 chiều, ứng suất tiếp thay đổi thtio chu kì mạch động, do đó:

Tiết diện o,( MPa) ơ„(MPa) Tạ=1„(MPa)

B1 31.3334 0 9.7718 C1 50.9503 0 7.9639 B2 17.0234 0 9.9502 c2 27.7990 0 11.0069 D2 0 0 20.9469

21

C1 3.5 | 2.5 | 0.05 | 0.1 | 1.1 | 1.65 | 2.182 | 1.576 3.092 2.471 1.93086

B2 3.5 | 2.5 | 0.05 | 0.1 | 1.1 | 1.65 | 2.182 | 1.576 3.966 3.159 2.471 c2 3.5 | 2.5 | 0.05 | 0.1 | 1.1 | 1.65 | 2.182 | 1.576 3.362 2.684 2.094 D2 3.5 | 2.5 | 0.05 | 0.1 | 1.1 | 1.ó5 | 2.182 | 1.576 2.106 1.677 1.312

Bảng ó.9 Hệ số an toàn Với ø,—=900 MPa

1z, 1ÿ : hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, bảng 10.7 [2]

Kø, Ku¿ hệ số xác định thtio các công thức 10.25, 10.2ó [2]: