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

<span class="text_page_counter">Trang 1</span><div class="page_container" data-page="1">

<b>TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT TP.HCM</b>

<b>KHOA CƠ KHÍ CHẾ TẠO MÁY</b>

<b>BỘ MƠN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY</b>

GIẢNG VIÊN HƯỚNG DẪN: \ GIẢNG VIÊN PHẢN BIỆN:

Tp. HCM, Ngày 14 tháng 09 năm 2023

</div><span class="text_page_counter">Trang 2</span><div class="page_container" data-page="2">

Mục lục

I. Tính cơng suất và tốc độ trên trục công tác...4

II. Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền...4

2.1 tính hiệu suất cảu hệ thống...4

2.2 phân phối tỉ số truyền...5

2.3 tính số vịng quay trên các trục...5

2.4tính cơng suất trên các trục...5

III. tính tốn thiết kế bộ truyền xích...6

3.1 thơng số đầu vào...6

3.2 tính tốn bộ truyền xích...6

VI. tính tốn thiết kế bộ truyền bánh răng...10

4.1 Thơng số đầu vào...10

<b>VI.Tính tốn thiết kế trục...17</b>

6.1 Thơng số đầu vào...17

6.2 Chọn vật liệu...17

6.3 Tính sơ bộ đường kính trục...17

6.4 Tính khoảng cách gối đỡ và điểm đặt lực...18

6.5 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục...19

6.6 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi và độ bền tĩnh khi quá tải...23

<b>VII.Chọn then, ổ lăn...28</b>

</div><span class="text_page_counter">Trang 4</span><div class="page_container" data-page="4">

I. Tính cơng suất và tốc độ trên trục công tác Thông số cho trước: Vậy công suất làm việc P = 4,065 (kw)<small>w</small> Tốc độ quay trên trục làm việc: n = 141,07 (v/ph)<small>w</small>

II. Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền

</div><span class="text_page_counter">Trang 6</span><div class="page_container" data-page="6">

2.4 Tính cơng suất trên các trục

III. tính tốn thiết kế bộ truyền xích III.1 thơng số đầu vào

+ công suất trên trục bánh đai dẫn : P<small>1</small>=4,28(kw) + tốc độ quay trên trục dẫn : n<small>1 </small>=407,14(v/ph) + tỉ số truyền của bộ truyền đai : U =2,88<small>12</small>

III.2 tính tốn bộ truyền xích + chọn xích => chọn xích ống lăn + chọn số răng đĩa xích Z<small>1 </small>và Z<small> 2</small>

Z<small>1</small> = 29 – 2x3.15 = 23.24 <i>≥</i> 19 => chọn Z = 23<small>1</small> Z = U.Z = 66.24Z = 120

</div><span class="text_page_counter">Trang 8</span><div class="page_container" data-page="8">

IV. Xác định các thơng số của xích là lực tác dụng lên trục - Đường kính vịng chia của đĩa xích d1, d2

<i>sin </i>(<i>^π</i>

<i>=139,97(mm)</i>

</div><span class="text_page_counter">Trang 10</span><div class="page_container" data-page="10">

VI. tính tốn thiết kế bộ truyền bánh răng

4.1 Thông số đầu vào

<i>[σ</i>¿¿<i>H</i>1]¿: ứng suất tiếp xúc cho phép bánh răng dẫn [σ¿¿<i>H2]: ứng suất tiếp xúc cho phép bánhrăng bịdẫn</i>¿

</div><span class="text_page_counter">Trang 11</span><div class="page_container" data-page="11">

[σ¿¿<i>F</i>1]¿: ứng suất uốn cho phép bánh răng dẫn [σ¿¿<i>F</i>2]¿: ứng suất uốn cho phép bánh răng bị dẫn

<i>=1 ; hệ số tuổithọ xét đến ảnh hưởng chế độ tải trọng với</i>

<i>N<small>FO</small></i>=4.10<small>6</small><i>:số chu kỳ thay đổiứng suất cơ sở khi thử uốn</i>

<i>N_FE=60. c . n . L_H</i>=1539000000

<i>số chukỳ thay đổiứng suấttương đương(bánh răngdẫn bánh răng bị dẫn</i>= <i>); c=1 , số</i>

<i>lầntiếp xúc/vòng quay ; L_H=18000 ,thời gian phục vụ</i>

<i>m_F=6 , bậc đường cong mỏi khi thử về uốn .</i>

<i>T</i>₁=29554,74 - Moment xoắn trên trục chủ động <i>[σ</i>¿¿<i>H]=427,27 MPa</i>¿ -Ứng suất tiếp xúc cho phép <i>K_a</i>=49,5 – Hệ số phụ thuộc vật liệu loại răng thẳng hoặc nghiên <i>ψ_ba</i>=0,3 - hệ số chiều rộng vành răng

</div><span class="text_page_counter">Trang 12</span><div class="page_container" data-page="12">

<i>ψ_bd=0,675; hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng</i>

<i>K<small>Hβ</small></i>=1,03 hệ số phân bố kg đều tải trọng trên chiều rộng vành bánh răng theo

- Kiểm tra sai lệch tỉ số truyền bộ truyền bánh răng Tỉ số truyền thực tế bộ truyền bánh răng

</div><span class="text_page_counter">Trang 13</span><div class="page_container" data-page="13">

- Kiểm nghiệm răng – bền tiếp xúc

- Tính ứng suất tiếp xúc <i>ơ_H, và kiểm tra bền điều kiện bền tiếp xúc theo công thức</i>6.33[2

]

:

<i>δ_H=0,002; hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp bảng 6.15[2]</i>

<i>g_o=73 ;hệ số ảnh hưởng sailệch các bước răng bánh 1 và 2</i> bảng 6.16[2] <i>v_Hmax=700 ;khả năng chịu tải trọng động lớn của bánh răng</i>

<i>b<small>w</small>=ψ<small>ba</small>. a<small>w</small>=31 mm ; chiềurộng vành răng</i>

- Trường hợp <i>σ_H</i>>[<i>σ_H</i>

]

<i>, cần kiểm trađiều kiện</i>:

[

<i>σ_H</i>

]−σ

<i><small>H</small></i>

[

<i>σ</i>

]

<i>^×</i>^{100 %=9,7 %}

</div><span class="text_page_counter">Trang 14</span><div class="page_container" data-page="14">

- Kiểm nghiệm răng – bền uốn

Tính ứng suất uốn <i>ơ_F</i>, và kiểm tra điều kiện bền uốn theo công thức 6.43 và 6.44[2]:

140^=0,905^{- hệ số kể đến độ nghiêng của bánh răng} <i>Y_F</i>₁<i>=3,4 ; Y<small>F</small></i><small>2</small>=3,47 - hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, tra bảng 6.18 [2]

<i>z<small>v</small></i><small>1</small><i>=27 ; z<small>v</small></i><small>2</small>=95

<i>K_F=K_Fβ. K_Fα. K_Fv</i>=1.544 – hệ số tải trọng khi tính về uốn

<i>K_Fβ</i>=1,07 - hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng bảng 6.7[2]

<i>K_Fα</i>=1- hệ số phân bố không đều tải trọng cho các răng đồng thời ăn khớp bảng 6.14

Tốc độ quay của trục dẫn <i>n</i>₁ 357,5 (vòng/phút)

Tủ số truyền (phân phối) <i>u_br</i> 5

</div><span class="text_page_counter">Trang 16</span><div class="page_container" data-page="16">

<b>V.Phần Tính chọn nối trục</b>

5.1 Thơng số đầu vào

- Moment xoắn cần truyền T,<i>T</i>₁<i>=29554,74 N . mm</i>

T – moment xoắn danh nghĩa

k = 1,8 - hệ số an toàn làm việc, phụ thuộc vào loại máy công tác, tra bảng 9.1[5], máy cơng tác thùng trộn có thể lấy giống trường hợp vít tải

- Tính sơ Bộ đường kính trục tại vị trí lắp nối trục, d(mm)

T (N.mm) – Momen xoắn cần truyền trên trục lắp nối trục

[] - Ứng suất trượt cho phép, chọn vật liệu làm trục là thép, [ ] = 15…30 Mpa  Kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi, mm bảng 9.10a [5]

</div><span class="text_page_counter">Trang 17</span><div class="page_container" data-page="17">

Với [ ]<i>_d</i> ứng suất dập cho phép của vịng cao su [ ]<i>_d=2÷ 4 MPa</i>

- Kiểm nghiệm bền uốn chốt

Với [ ]<i><small>d</small></i> ứng suất dập cho phép của vịng cao su [ ]<i><small>d</small>=2÷ 4 MPa</i>

- Kiểm nghiệm bền uốn chốt

</div><span class="text_page_counter">Trang 22</span><div class="page_container" data-page="22">

Moment tại các tiết diện nguy hiểm theo công thức 10.15 và 10.16 [2]

</div><span class="text_page_counter">Trang 24</span><div class="page_container" data-page="24">

6.6 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi và độ bền tĩnh khi quá tải

Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi theo cơng thức 10.19 [2]

<i>s_j, s_j</i> – Hệ số an tồn chỉ xét riêng ứng suất và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j

Theo công thức 10.20, 10.21 [2]

</div><span class="text_page_counter">Trang 26</span><div class="page_container" data-page="26">

<i>W_oj</i>=<i>^{π d}<small>j</small></i>

16 ⁻

<i>2. d<small>j</small></i>

Dựa theo kết cấu trục và hình vẽ trên và các biểu đồ mơmen tương ứng, có thể thấy các tiết diện sau đây là tiết diện nguy hiểm cần được kiểm tra độ bền mỏi

-Trên trục I: tiết diện lắp ổ lăn (B), bánh đai (A) và bánh trụ (C) -Trên trục II: tiết diện lắp bánh răng (B’), ổ lăn (C’) và khớp nối (D’)

<b>Trục I</b>

Xác định moment cản uốn <i>W_j</i> và moment cản xoắn <i>W_ρj</i> tại tiết diện Tiết diện lắp ổ lăn

</div><span class="text_page_counter">Trang 28</span><div class="page_container" data-page="28">

K<small>x</small> – hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt theo bảng 10.8, chọn phương pháp Tiện

<i>R_a=2,5÷ 0,63 μm. Theo bảng 10.8 [2],hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt K_X</i>=1,06 Hệ số tăng bề mặt trục, phụ thuộc vào phương pháp tăng bề mặt, cơ tính vật liệu theo bảng 10.9 [2]. Vì trục được làm từ thép C45 tơi cải thiện nên <i>K_y</i>=1,5

Tra bảng 10.12 [2] trị số <i>K<small>σ</small></i>, <i>K<small>τ</small></i> đối với trục có rãnh then,<i>σ_b=600 MPa</i>, cắt bằng dao phay ngón

<i>K</i>=1,76, <i>K</i>=1,54

</div><span class="text_page_counter">Trang 29</span><div class="page_container" data-page="29">

Tra bảng 10.10 [2] trị số của hệ số kích thước <i><small>σ</small></i>, <i><small>τ</small></i> Như vậy trên các tiết diện đồng thời tồn tại 2 yếu tố mất tập trung ứng suất đó là lắp có độ dơi và rãnh then. Vậy ta phải so sánh các giá trị <i>^K<small>σ</small></i>

</div><span class="text_page_counter">Trang 30</span><div class="page_container" data-page="30">

Vì hệ số an tồn cho phép [<i>s</i>

]=(

1,5 2,5<i>÷</i> ) cho nên

<i>s_B=20,1 , s<small>C</small>=17,34 , s<small>B '</small>=10,45, s<small>C '</small>=6,96 , s<small>D'</small>=11,94 , s<small>A</small></i>=23 đều thoả mãn điều kiện về độ bền

7.1.1. Thơng số đầu vào

Đường kính lắp tại bánh đai <i>d_A=25 mm và</i>. 7.1.2.Chọn then

- Chọn kích thước tiết diện then theo đường kính trục Theo bảng 9.1a trang 173 [2] chọn kích thước then như sau

</div><span class="text_page_counter">Trang 31</span><div class="page_container" data-page="31">

<i>d</i> – đường kính trục tại tiết diện then, mm

[

❑<i><small>c</small></i>

]

<i>=60 ÷ 90 MP với then bằng thép 45 hoặc CT6 chịu tải trọng tĩnh</i>

❑<i><small>c( A)</small></i>= <i>^{2. T}</i><small>1</small>

<i>d<small>A</small>.l_t_{( A)}. b9,85≤</i>

[

❑<i><small>c</small></i>

]

=> Thoả điều kiện độ bền dập ❑<i><small>c</small>≤</i>

[

❑<i><small>c</small></i>

]

- Dung sai mối ghép then: 8<i>^P</i>⁹

<i>h</i>9 7.1.3. Chọn loại ổ

</div><span class="text_page_counter">Trang 32</span><div class="page_container" data-page="32">

- Tính kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh ổ Tải trọng tương đối với ổ lăn

<i>P= X . F Y . F<small>r</small></i>+ <i><small>a</small></i>

Trong đó:

P – tải trọng động đương đương của ổ lăn (kN)

<i>F<small>r</small></i> – tải trọng hướng kính của ổ lăn (kN)

<i>F_a</i> – tải trọng dọc trục của ổ lăn (kN) X – hệ số tải trọng hướng kính của ổ lăn Y – hệ số tải trọng dọc trục của ổ lăn Đối với ổ bi tiếp xúc góc một dãy (ổ bi đỡ - chặn) lắp đối xứng:

</div><span class="text_page_counter">Trang 33</span><div class="page_container" data-page="33">

Tuổi thọ tính theo giờ

<i>L_{10 h}</i>=<i>^L</i><small>10</small><i>.</i>10<small>6</small>

<i>60 n</i> ^=59368,62<i>^{≥ L}<small>H</small></i>=¹⁸⁰⁰⁰ => Thoả điều kiện về tuổi thọ

Trong đó:

<i>L</i>₁₀- tuổi thọ định danh cơ bản (với độ tin cậy 90%) [Triệu vòng quay]

<i>L_{10 h}</i> - tuổi thọ định danh cơ bản (với độ tin cậy 90%) [giờ hoạt động]

<i>L_H</i> – tuổi thọ bộ truyền

C – tải trọng động định danh cơ bản (kN), tra bảng thông số của ổ 506 P – tải trọng động tương đương tác dụng lên ổ lăn [kN]

n – tốc độ [v/ph]

p – số mũ của cơng thức tính tuổi thọ (ổ bi, p=3) - Dung sai trục, ổ trục

Lắp vòng trong ổ lăn lên trục theo hệ thống lỗ và lắp vịng ngồi vào vỏ hộp giảm tốc theo hệ thống trục. Để các vịng ổ khơng trơn trượt theo bề mặt trục hoặc lỗ hộp khi làm việc, cần chọn kiểu lắp trung gian có độ dơi cho các vịng quay. Đối với vịng trong chọn kiểu lắp k6 và với vịng ngồi chọn kiểu lắp H7.

7.2 Trục 2 7.2.

7.2.1. Thông số đầu vào

Đường kính lắp tại bánh trụ <i>d_B'=45 mm và khớpnối d<small>D '</small>=35 mm</i>.

</div><span class="text_page_counter">Trang 34</span><div class="page_container" data-page="34">

<i>d</i> – đường kính trục tại tiết diện then, mm

[

❑<i><small>c</small></i>

]

<i>=60 ÷ 90 MP với then bằng thép 45 hoặc CT6 chịu tải trọng tĩnh</i>

</div><span class="text_page_counter">Trang 35</span><div class="page_container" data-page="35">

- Dung sai mối ghép then: <i>^P</i>9

<i>h</i>9 7.2.3. Chọn loại ổ - Chọn kích thước ổ

Số vòng quay của trục II, <i>n</i><small>2</small><i>=452,38(vòng phút</i>/ )

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

- Tính kiểm nghiệm khả năng tải trọng ổ Tải trọng tương đối với ổ lăn

<i>P= X . F Y . F<small>r</small></i>+ <i><small>a</small></i>

Trong đó:

P – tải trọng động đương đương của ổ lăn (kN)

<i>F_r</i> – tải trọng hướng kính của ổ lăn (kN)

<i>F_a</i> – tải trọng dọc trục của ổ lăn (kN) X – hệ số tải trọng hướng kính của ổ lăn Y – hệ số tải trọng dọc trục của ổ lăn Đối với ổ bi đỡ một dãy nên ta có:

</div><span class="text_page_counter">Trang 36</span><div class="page_container" data-page="36">

<i>L</i>₁₀- tuổi thọ định danh cơ bản (với độ tin cậy 90%) [Triệu vòng quay]

<i>L_{10 h}</i> - tuổi thọ định danh cơ bản (với độ tin cậy 90%) [giờ hoạt động]

<i>L_H</i> – tuổi thọ bộ truyền

C – tải trọng động định danh cơ bản (kN), tra bảng thông số của ổ 506 P – tải trọng động tương đương tác dụng lên ổ lăn [kN]

n – tốc độ [v/ph]

p – số mũ của cơng thức tính tuổi thọ (ổ bi, p=3) - Dung sai trục, ổ trục:

Lắp vòng trong ổ lăn lên trục theo hệ thống lỗ và lắp vòng ngoài vào vỏ hộp giảm tốc theo hệ thống trục. Để các vịng ổ khơng trơn trượt theo bề mặt trục hoặc lỗ hộp khi làm việc, cần chọn kiểu lắp trung gian có độ dơi cho các vịng quay. Đối với vòng trong chọn kiểu lắp k6 và với vịng ngồi chọn kiểu lắp

Kích thước tiết diện

then ^{Chiều sâu rãnh then}

</div><span class="text_page_counter">Trang 37</span><div class="page_container" data-page="37">

<b>VIII.Tính tốn vỏ hộp, các chi tiết phụ</b>

8.1 Thân vỏ hộp

- Thành phần bao gồm: Thành hộp, gân, mặt bích, gối đỡ… - Vật liệu làm vỏ: Gang xám

- Phương pháp gia công: đúc

Dựa vào bảng 18-1 [2] ta có bảng các kích thước của vỏ hộp Bảng 8.1

Chiều cao gân: h h = 50mm

</div><span class="text_page_counter">Trang 38</span><div class="page_container" data-page="38">

Giữa mặt bên các răng với nhau: Δ

Δ = 12mm

8.2 Que thăm dầu

Dùng để kiểm tra mức dầu, chất lượng dầu bôi trơn trong hộp giảm tốc. Để tránh sóng dầu gây khó khắn cho việc kiểm tra, đặc biệt khi mát làm việc 3 ca, que thăm dầu thường có vỏ bọc bên ngồi 8.3 Nút tháo dầu

- Sau một thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn (do bụi bặm và do hạt mài), hoặc bị biến chất, do đó cần phải thay dầu mới. Để tháo dầu cũ, ở đáy hộp có lỗ tháo dầu.

- Thơng số kích thước tra bảng 18.7 [2] ta được Bảng 8.2

8.4 Bu lơng vịng

- Chức năng: để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc (khi gia công, khi lắp ghép…) trên nắp và thân thường lắp thêm bu lơng vịng.

- Vật liệu: Thép C45

- Tra bảng 18.3b [2] với a = 185mm ta được trọng lượng hộp Q = 122kG - Thơng số bu lơng vịng tra bảng 18.3a [2] ta được

- Chức năng là bảo vệ ổ lăn khỏi bám bụi, chất lỏng hạt cứng và các tạp chất xâm nhập vảo ổ, những chất này làm ổ chóng bị mài mịn và han gỉ.

- Thơng số kích thước: tra bảng 15.17 [2] ta được Bảng 8.4

Chi tiết vòng chắn dầu:

- Vòng chắn dầu quay cùng với trục, ngăn cách mỡ bôi trơn với dầu trong hộp, không cho dầu thốt ra ngồi.

- Thơng số kích thước vòng chắn dầu

a = 6…9 mm, t = 2…3 mm, b = 2…5 mm (lấy bằng gờ trục)

</div><span class="text_page_counter">Trang 39</span><div class="page_container" data-page="39">

8.6 Nút thông hơi

- Khi làm việc nhiệt độ trong hộp tăng lên. Để giảm áp suất và điều hồ khơng khí bên trong và bên ngồi hộp người ta dùng nút thơng hơi.

- Thơng số kích thước tra bảng 18.6 [2] ta được

- Để kiểm tra, quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp, trên đỉnh hộp có làm cửa thăm. Cửa thăm được đậy bằng nắp, trên nắp có nút thơng hơi.

- Thơng số kích thước tra bảng 18.5 [2] ta được Bảng 8.6

8.8 Chốt định vị

- Chức năng: nhờ có chốt định vị, khi xiết bu lơng khơng làm biến dạng vịng ngồi của ổ (do sai lệch vị trí tương đối của nắp và thân) do đó loại trừ được các nguyên nhân làm ổ chóng bị hỏng

</div>