thuyết minh tính toán thiết kế đồ án thiết kế máy mdpr310529

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

TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT TP.HCM KHOA CƠ KHÍ CHẾ TẠO MÁY

BỘ MƠN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

GIẢNG VIÊN HƯỚNG DẪN: <b>Mai Đức Đãi</b>

GIẢNG VIÊN PHẢN BIỆN:

Tp HCM, tháng 11 năm 2022

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

Trường ĐHSPKT TP.HCM ĐỒ ÁN THIẾT KẾ CƠ KHÍ – PRMD310529

<b>Khoa : Cơ khí Chế tạo máy</b> THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG VÍT TẢI

<b>Bộ môn</b>: Cơ sở Thiết kế máy <b>Đề số: 04 – Phương án: 02</b>

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 |<i>∆u u</i>/ |<i>≤5 %</i>

Số liệu cho trước:

</div><span class="text_page_counter">Trang 3</span><div class="page_container" data-page="3">

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY TRƯỜNG ĐH SPKT TP.HCM

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

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY TRƯỜNG ĐH SPKT TP.HCM Mục Lục

I Tính tốn cơng suất, tốc độ trục cơng tác...1

1.1 Thơng số đầu vào...1

1.2 Công suất trên trục công tác...1

1.3 Tốc độ quay trục công tác...1

II Chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền...1

8.1 Thông số đầu vào...1

8.2 Chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền...1

8.3 Bảng thông số kỹ thuật hệ thống truyền động...2

III Tính tốn thiết kế bộ truyền xích...4

3.1 Thơng số đầu vào...4

3.2 Chọn loại xích...4

3.3 <b>Xác định các thơng số xích, bộ truyền xích...4</b>

3.4 Xác định các thơng số đĩa xích và lực tác dụng lên trục...6

3.5 Bảng thơng số kỹ thuật bộ truyền xích...6

IV Tính tốn, thiết kế bộ truyền bánh răng...7

4.1 Thông số đầu vào...7

</div><span class="text_page_counter">Trang 5</span><div class="page_container" data-page="5">

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY TRƯỜNG ĐH SPKT TP.HCM

VI Tính tốn thiết kế trục, chọn then...15

6.1 Thơng số đầu vào...15

8.3 Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp...28

8.4 Một số kết cấu khác liên quan đến cấu tạo vỏ hộp...28

IX Tài liệu tham khảo...30

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

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY TRƯỜNG ĐH SPKT TP.HCM

<b>ITính tốn cơng suất, tốc độ trục cơng tác</b>

1.1 Thơng số đầu vào

- Loại vật liệu vận chuyển: Muối - Năng suất, <i>Q=30 tấn h</i>/ - Đường kính vít tải, <i>D=0,3 m</i>

- Chiều dài vận chuyển, <i>L=14 m</i>

- Góc nghiên vận chuyển, <i>λ</i>=20<small>0</small>

1.2 Công suất trên trục công tác

- Công suất cần thiết chuyển tải liệu vít tải, <i>P<small>lv</small>(kW ) [1]P_lv</i>=<i>^QL</i>

367(+sin)<i>=4,053538 kWQ=30 tấn h</i>/ , năng suất vận chuyển

<i>L=14 m, chiều dài vận chuyển</i>

<i>ω</i>=3,2, hệ số cản trở chuyển động của vật liệu vận chuyển (muối) [1]

<i>λ=20 × π /180 0,3490659</i>= <i>rad</i>, góc nghiên vận chuyển

<i>K=1, hệ số phụ thuộc bước vít, giả sử liệu khó vận chuyển, mài mịn [1]ρ=1,3tấn/m</i><small>3</small><i>,</i> khối lượng riêng liệu vận chuyển (muối) [1]

<i>ψ=0,25 , hệ số điền đầy (muối) [1]</i>

<i>c=0,65 , hệ số phụ thuộc góc nghiên vít tải [1]</i>

<b>II Chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền</b>

8.1 Thông số đầu vào

- Công suất cần thiết chuyển tải liệu vít tải, <i>P<small>lv</small>=4,053538 kW</i>

- Số vịng quay trục vít, <i>n_lv=111,61 v ị ng ph ú t</i>/ 8.2 Chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền

- Công suất trên trục động cơ [1]

</div><span class="text_page_counter">Trang 7</span><div class="page_container" data-page="7">

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY TRƯỜNG ĐH SPKT TP.HCM

<i>η_x</i>=¿ 0,95: - hiệu suất bộ truyền đai (hở)

<i>η<small>ol</small></i>=0,99 - hiệu suất truyền động 1 cặp ổ lăn

<i>η_br</i>=0,96 - hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiên (kín)

Tính sai lệch tỉ số truyền sơ bộ:

<i>× 100 %</i>=¹⁴²⁵⁻¹⁴²⁴

1424 <i>× 100 %</i>=0 % - Tỉ số truyền bánh răng thực tế sau khi tính tốn thiết kế: <i>u_brtt</i>=4

- Tỉ số truyền bộ truyền xích thực tế sau khi tính tốn thiết kế: <i>u_xtt</i>=3,19 8.3 Bảng thông số kỹ thuật hệ thống truyền động

Công suất cần thiết trên trục công tác [3]

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

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY TRƯỜNG ĐH SPKT TP.HCM Công suất cần thiết trên trục động cơ

</div><span class="text_page_counter">Trang 9</span><div class="page_container" data-page="9">

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY TRƯỜNG ĐH SPKT TP.HCM

<b>III Tính tốn thiết kế bộ truyền xích</b>

3.1 Thông số đầu vào

- Công suất trên trục dẫn <i>P=4.353517137 N</i>

- Tốc độ quay trên trục dẫn <i>n=356.25 vòng / phút </i>

- TST cho bộ truyền xích <i>u=u<small>x</small></i>=3.19 - Điều kiện làm việc:

Truyền chuyển động cho 2 trục xa nhau (<8m) Tuổi thọ cao.

Khơng có hiện tượng trượt. Tải trọng không đổi, quay một chiều.

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

Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền: <i>k</i><small>0</small>=1 Hệ số kể đến ảnh hưởng khoảng cách trục và chiều dài xích: <i>k<small>a</small></i>=1 Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích: <i>k_đc</i>=1.1 Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn: <i>k_bt</i>=1.3 Hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng: <i>k_đ</i>=1.35 Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền: <i>k_c</i>=1.25

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

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY TRƯỜNG ĐH SPKT TP.HCM Hệ số xét đến sự phân bố tải không đều phụ thuộc dãy xích: <i>k_x</i>=1

- Tính kiểm nghiệm xích và độ bền (quá tải khi mở máy): Điều kiện bền theo hệ số an toàn:

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

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY TRƯỜNG ĐH SPKT TP.HCM

3.5 Bảng thông số kỹ thuật bộ truyền xích.

Đường kính vịng chia đĩa xích dẫn <i>d</i><small>1</small> 186.53613 mm Đường kính vịng chia đĩa xích bị dẫn <i>d</i><small>2</small> 590.39241 mm

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

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY TRƯỜNG ĐH SPKT TP.HCM

<b>IV Tính tốn, thiết kế bộ truyền bánh răng.</b>

4.1 Thông số đầu vào.

Công suất trên trục bánh dẫn <i>P</i><small>1</small><i>=4.580721kW</i>

Tốc độ quay trục bánh răng dẫn <i>n=n</i><small>1</small><i>=1425 rpm</i>

Tỉ số truyền <i>u_br</i>=4

Mô men xoắn trên trục bánh răng dẫn <i>T</i>=<i>T</i><small>1</small><i>=30698.86634 N . mm</i>

Thời gian làm việc <i>L_H=5× 300 ×6 ×2=18000 hrs</i>

- Ứng suất tiếp xúc cho phép:

[

<i>σ_H</i>

]

<i>=min(</i>

[

<i>σ_{H 1}</i>

]

<i>;</i>¿

[

<i>σ_{H 2}</i>

]

<i>)=500 MPa¿</i>

 Ứng suất tiếp xúc cho phép bánh răng dẫn:

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

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY TRƯỜNG ĐH SPKT TP.HCM

<i>N_HE=60 cn L_H; N_HE</i>=1539000000Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương (bánh răng dẫn = bánh răng bị dẫn); <i>c</i>=1số lần tiếp xúc/vòng quay; <i>n=1425 rpm</i>

: số vòng quay; <i>L_H=18000 hrs</i>: thời gian phục vụ

<i>m_H</i>=6: bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc (sử dụng cho trường hợp độ

<i>S_F</i>=1 : Hệ số an tồn khi tính về uốn, bảng 6.2 [3]

<i>K_FC</i>=1: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải (đặt tải một phía, quay một

: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử uốn (áp dụng cho tất cả các loại thép, trang 93 [3])

<i>N_FE=60 cn L<small>H</small></i>=1539000000: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương (bánh răng dẫn = bánh răng bị dẫn); <i>c</i>=1 : số lần tiếp xúc/vòng quay; <i>n=1425 rpm số vòng quay; L_H=18000 hrs thời gian phục vụm_F</i>=6 : bậc đường cong mỏi khi thử về uốn (HB ≤ 350)  Chú ý:

Khi tính <i>N_HE>N_HO</i>thì lấy <i>N_HE=N_HO</i>để tính, do đó <i>K_HL</i>=1 ; cũng thế <i>N_FE> N_FO</i>

thì lấy <i>N_FE=N<small>FO</small></i>để tính và <i>K_FL</i>=1

- Ứng suất cho phép khi quá tải:



[

<i>σ<small>H</small></i>

]

<i><small>max</small>=min</i>

([

<i>σ<small>H 1</small></i>

]

<i><small>max</small>;</i>

[

<i>σ<small>H 2</small></i>

]

<i><small>max</small></i>

)

<i>=1260 MPa (trong điều kiện nhiệt luyện thường </i>

hóa hoặc tơi cải thiện) theo cơng thức (6.13) [3]:

[

<i>σ_{H 1}</i>

]

<i><small>max</small>=2.8× σ_{ch 1}=1624 MPa</i>

[

<i>σ_{H 2}</i>

]

<i><small>max</small>=2.8× σ_{ch 2}=1260 MPa </i>



[

<i>σ_F</i>

]

<i><small>max</small></i> (trường hợp vật liệu có HB ≤ 350) theo cơng thức (6.14) [3]:

[

<i>σ_{F 1}</i>

]

<i><small>max</small>=0,8 × σ_{ch 1}=464 MPa</i>

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

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY TRƯỜNG ĐH SPKT TP.HCM

<i>a_w=105 mm: nên chọn khoảng cách trục đến các giá trị tận</i>

cùng bằng 0 hoặc 5, tham khảo tài liệu [3] trang 99

<i>u</i>=4: tỉ số truyền

<i>T</i>₁: moment xoắn trên trục chủ động

[

<i>σ_H</i>

]

=500 :Ứng suất tiếp xúc cho phép

<i>K<small>a</small></i>=49.5 :Hệ số phụ thuộc vật liệu cặp bánh răng, loại răng thẳng hoặc nghiên. Bảng 6.5 [1] thép - thép, răng thẳng: 49,5;

 <i>ψ<small>ba</small></i>=0.4: Hệ số chiều rộng vành răng, phụ thuộc vào vị trí lắp bánh răng lên trục, và độ cứng vật liệu HB1, HB2. Bảng 6.6, bánh răng bố trí đối xứng, HB1, HB2 < 350HB, <i>ψ_ba=0,3 0,5 , ψ_{ba max}</i>=1,2 1,6; nên chọn theo các giá trị tiêu chuẩn 0,315; 0,4; 0,5. Trang 95 'Thiết kế máy & Chi tiết máy " Nguyễn Hữu Lộc𝜓𝑏𝑎 lớn sẽ làm giảm kích thước, khối lượng bộ truyền nhưng làm tăng sự phân bố tải không đều trên chiều rộng vành răng.

 <i>K_Hβ</i>=1.06: Hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, bảng 6.7 [3], tra theo trị số 𝜓𝑏𝑑 (lấy theo số lớn hơn gần nhất) & sơ đồ bố trí bánh răng trên trục sơ đồ 6, HB1, HB2 < 350HB;

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

 Tỉ số truyền thực tế bộ truyền bánh răng <i>u_brtt=z</i><small>2</small><i>/ z</i><small>1</small>=84 /21 4=  Tính sai lệch tỉ số truyền bộ truyền bánh răng:

</div><span class="text_page_counter">Trang 15</span><div class="page_container" data-page="15">

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY TRƯỜNG ĐH SPKT TP.HCM

<i>u_brtt=z</i><small>2</small><i>/ z</i><small>1</small>=4, tỉ số truyền thực bộ truyền bánh răng - Kiểm tra sai lệch tỉ số truyền hệ thống:

 Tính sai lệch tỉ số truyền hệ thống. Điều kiện đầu bài <i>Δ u_{hệ thống}</i>=¿ ≤ 5%

- Kiểm nghiệm răng – bền tiếp xúc:

 Tính ứng suất tiếp xúc <i>σ_H</i>, và kiểm tra bền điều kiện bền tiếp xúc theo công

6.7 [1]; <i>K_Hα</i> tra bảng 6.14 [1], bánh răng thẳng <i>K_Hα</i>=1; <i>K_Hv</i> là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp tính theo cơng thức (6.41) [3]:

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

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY TRƯỜNG ĐH SPKT TP.HCM

<i>v</i>❑<i><small>H</small>=δH g v<small>o</small></i>

√

<i>a<small>w</small>/u=3.596461779 m/s</i>

điều kiện <i>v_H<v<small>Hmax</small></i>

<i>v=1.133738672m/ s tính theo cơng thức (6.40) [3]: v=π d_w1n</i><small>1</small>/60000 với

<i>d<small>w 1</small>=42 mm</i> là đường kính vịng lăn bánh nhỏ theo cơng thức bảng 6.11 [3];

<i>n</i><small>1</small>=1425<i>rpm</i> là số vòng quay của bánh chủ động (vg/ph);

<i>δ<small>H</small></i>=0.004 là hệ số đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 6.15 [3];

<i>g_o</i>=56 là hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2, tra

- Kiểm nghiệm răng – bền uốn:

 Tính ứng suất uốn <i>σ_F</i>, và kiểm tra điều kiện bền uốn theo công thức (6.43) và

<i>Y_β=1−β<small>o</small></i>/140=1: hệ số kể đến độ nghiêng của răng.

<i>Y_{F 1}=4.08 ,Y<small>F 2</small></i>=3.61: hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, tra bảng 6.18 [3] với:

<i>z<small>v 1</small>=z</i><small>1</small>/(cos<small>3</small> <i>zβ)=21 và z<small>v 2</small></i>=<small>2</small>/(cos<small>3</small>

<i>β</i>)=84 (lấy theo trị số nhỏ hơn gần nhất)

<i>K_F</i>=<i>K<small>Fβ</small>K_FαK_Fv</i>=1.424154403 hệ số tải trọng khi tính về uốn.

<i>K_Fβ</i>=1.14 hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn, tra bảng 6.7 [3]

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

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY TRƯỜNG ĐH SPKT TP.HCM

<i>K_Fα</i>=1 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[3], (<i>K<small>Fα</small></i>=1 cho răng thẳng)

<i>K_Fv</i>=1.249258248 hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn tính theo cơng thức (6.46) [3]:

<i>K_Fv</i>=1+ <i>^v<small>F</small>b_wd_w1</i>

=1.249258248với <i>v<small>F</small>=δ<small>F</small>g<small>o</small>v</i>

√

<i>aw/u=9.890269893 theo </i>

công thức (6.47)

 Trường hợp <i>σ_{F 1}≥</i>

[

<i>σ_{F 1}</i>

]

hoặc <i>σ_{F 2}≥</i>

[

<i>σ_{F 2}</i>

]

cần tăng môđun, , chọn lại các thông số𝑚 bánh răng <i>z</i>₁<i>, z</i>₂<i>, β</i> … và tính tốn lại

- Kiểm nghiệm răng – trường hợp quá tải:

 Kiểm tra ứng suất tiếp xúc cực đại cho phép theo công thức (6.48) [3]

<i>σ<small>Hmax</small>=σ<small>H</small></i>

√

<i>Kqt</i>=464.5814268<i>≤</i>

[

<i>σ<small>H</small></i>

]

<i><small>max</small>=1260 MPa</i>

Trong đó: <i>K_qt</i>=1: hệ số quá tải

 Kiểm tra ứng suất uốn cực đại cho phép theo công thức (6.49) [3]: 4.8 Bảng thông số kĩ thuật bộ tuyền bánh răng

</div><span class="text_page_counter">Trang 18</span><div class="page_container" data-page="18">

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY TRƯỜNG ĐH SPKT TP.HCM

Chọn nối vòng đàn hồi để nối trục Chọn theo điều kiện:

Chọn kích thước khớp nối trong bảng (Bảng 9.10a[5]): Các kích thước cơ bản của vịng đàn hồi (Bảng 9.10b):

5.3 Tính kiểm nghiệm bền

- Kiểm nghiệm bền dập vòng đàn hồi

Kiểm nghiệm điều kiện bền dập của vịng đàn hồi theo cơng thức

</div><span class="text_page_counter">Trang 19</span><div class="page_container" data-page="19">

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY TRƯỜNG ĐH SPKT TP.HCM Trong đó:

<i>Z=6 ; D</i><small>0</small><i>=71 ;l</i><small>3</small>=15<i>; l</i><small>0</small>=25<i>; d<small>c</small></i>=10 xem hình 9.6 và bảng 9.10ab;

<i>l</i>₀<i>=l l</i><small>1</small>+<small>2</small>/2=20+10 /2 25=

[<i>σ</i>]<i><small>d</small></i>-ứng suất dập của vòng cao su, có thể [<i>σ</i>]<i><small>d</small></i>=(2<i>÷ 4</i>)<i>MPa</i>

[<i>σ</i>]<i><small>u</small></i>-ứng suất cho phép của chốt, [<i>σ</i>]<i><small>u</small>=60÷ 80 MPa</i>

Kết luận: Các thơng số của khớp nối như trên được chấp nhận.

</div><span class="text_page_counter">Trang 20</span><div class="page_container" data-page="20">

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY TRƯỜNG ĐH SPKT TP.HCM

<b>VI Tính tốn thiết kế trục, chọn then</b>

6.1 Thơng số đầu vào

Mô men tác dụng lên trục:

chảy <i>^[σ¿¿^H</i>^]<i><small>max</small></i>¿<i>[σ¿¿F</i>]<i><small>max</small></i>¿ (HB) <i>S<small>b</small>(MPa)S<small>ch</small>( MPa)</i> (MPa) (Mpa)

</div><span class="text_page_counter">Trang 21</span><div class="page_container" data-page="21">

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY TRƯỜNG ĐH SPKT TP.HCM 6.3 Tính tốn thiết kế trục theo điều kiện bền, chọn then

<i>Hình 6 Sơ đồ giải phóng liên kết trục I </i>

- Tính sơ bộ đường kính trục từ điều kiện bền cắt (chỉ xem xét tải trọng moment

[

<i>τ</i>₁

]

=15ứng suất xoắn cho phép, Mpa, với vật liệu là thép CT5, thép 45, 40X, [<i>τ</i>]<i>=15 … 30 Mpavới trị số nhỏ đối với trục vào của hộp giảm tốc, trị số</i>

lớn –trục ra;

𝑑 tính được nên lấy tròn đến các giá trị 0 và 5

- Định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt tải [3] Chiều dài mayơ của bánh răng trụ:

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

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY TRƯỜNG ĐH SPKT TP.HCM

<i>l</i><small>11</small><i>=2l</i><small>13</small><i>=92mmBảng 6.1 hệ số K trục I</i>

Khoảng cách từ mặt nút của chi tiết quay đến thành trong

của hộp hoặc khoản cách giữa các chi tiết quay <i>^K</i><small>1</small>=10 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) <i>^K</i>²⁼¹⁰ Khoảng cách từ mặt nút của chi tiết quay đến nắp ổ <i>K</i><small>3</small>=10

- Xác định ngoại lực từ bộ truyền tác dụng lên trục: <i>F_rkn=172.95139 N</i>

- Xác định nội lực phát sinh trong trục

</div><span class="text_page_counter">Trang 23</span><div class="page_container" data-page="23">

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY TRƯỜNG ĐH SPKT TP.HCM

<i>Hình 6.1 Biểu đồ nội lục trục I</i>

- Xác định đường kính & chiều dài các đoạn trục Mơ men tại thiết diện nguy hiểm:

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

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY TRƯỜNG ĐH SPKT TP.HCM - Tính sơ bộ đường kính trục từ điều kiện bền cắt (chỉ xem xét tải trọng moment

[

<i>τ</i><small>2]</small>=30ứng suất xoắn cho phép, Mpa, với vật liệu là thép CT5, thép 45, 40X, [<i>τ</i>]<i>=15 … 30 Mpavới trị số nhỏ đối với trục vào của hộp giảm </i>

tốc, trị số lớn –trục ra;

𝑑 tính được nên lấy trịn đến các giá trị 0 và 5 - Định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt tải [3]

Chiều dài mayơ đĩa xích, bánh răng trụ:

Khoảng cách từ mặt nút của chi tiết quay đến thành trong

của hộp hoặc khoản cách giữa các chi tiết quay <i>^K</i><small>1</small>=10 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) <i>^K</i><small>2</small>=8.5 Khoảng cách từ mặt nút của chi tiết quay đến nắp ổ <i>K</i><small>3</small>=10

- Xác định ngoại lực từ bộ truyền tác dụng lên trục: <i>F_rx; F_ry</i>

- Xác định nội lực phát sinh trong trục:

</div><span class="text_page_counter">Trang 25</span><div class="page_container" data-page="25">

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY TRƯỜNG ĐH SPKT TP.HCM

<i>Hình 6.3 Biểu đồ nội lực trục II</i>

- Xác định đường kính & chiều dài các đoạn trục Mô men tại thiết diện nguy hiểm:

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

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY TRƯỜNG ĐH SPKT TP.HCM

<i>σ</i>₋₁<i>=0.436 σ<small>b</small></i>=371.025và <i>τ</i>₋₁<i>=0.58 σ</i><small>−1</small>=215.1945 giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng. <i>σ<small>aj</small>; τ<small>aj</small>; σ<small>mj</small>; τ<small>mj</small></i> biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j:

</div><span class="text_page_counter">Trang 27</span><div class="page_container" data-page="27">

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY TRƯỜNG ĐH SPKT TP.HCM

<i>K<small>σ</small>, K<small>τ</small></i> hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn, trị số của

Bảng 6.6 Mômen cảm uốn và mômen cản xoắn của các tiết diện

<i>Bảng 6.7 Biên độ và giá trị trung bình các ứng suất</i>

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

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY TRƯỜNG ĐH SPKT TP.HCM

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 1.65 2.182 1.576 2.106 1.677 1.312

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

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY TRƯỜNG ĐH SPKT TP.HCM - Kiểm nghiệm then – bền dập

Kiểm nghiệm then về độ bền dập theo công thức 9.1[3]:

<i>l_t=0.8 l<small>m</small></i> : Tra <i>Bảng mômen cảnuốn và mômen cản xoắn của các tiết diện</i>

Theo bảng 9.5[1]: [<i>σ_d</i>¿=150 MPa ;

[

<i>τ_c</i>

]

<i>=60−90 MPa</i>

- Kiểm nghiệm then – bền cắt

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

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY TRƯỜNG ĐH SPKT TP.HCM Trong đó:

<i>l<small>t</small>=0.8 l<small>m</small></i> : Tra <i>Bảng mơmen cảnuốn và mơmen cản xoắn của các tiết diện</i>

Theo bảng 9.5[1]: [<i>σ_d</i>¿=150 MPa ;

[

<i>τ<small>c</small></i>

]

<i>=60−90 MPa</i>

Quay 1 chiều, làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ Thời gian phục vụ 18000 giờ

- Tính kiểm nghiệm khả năng tải động ổ

 Khả năng tải động của ổ được tính theo cơng thức (11.1) [3] trang 213 Tiết diện Đường kính (mm) bxh (mm) t (mm) <i>l_t</i> (mm)

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

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY TRƯỜNG ĐH SPKT TP.HCM

<i>C_d=Q .<small>m</small></i>

√

<i>L<C</i>

Trong đó:

m là bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, chọn ổ đũa nên <i>m</i>=10 /3 L là tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

Với <i>F_a, F_r</i> là tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục V là hệ số kể đến vịng nào quay, V = 1 vì vịng trong quay

<i>k_t</i>=1 là hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ làm việc <i>t °<105 °C</i>

<i>k_d</i> là hệ số kể đến đặc tính tải trọng, theo bảng 11.3 [1] trang 215 <i>k_d</i>=1vì tải trọng tĩnh

Đối với ổ bi đỡ một dãy <i>α=0 ° ; F<small>a</small>=0 ;i F<small>a</small>/C</i><small>0</small>=0 Tra bảng 11.4[3]

<i>X</i>=1 là hệ số tải trọng hướng tâm

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

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY TRƯỜNG ĐH SPKT TP.HCM Quay 1 chiều, làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ Thời gian phục vụ 18000 giờ

- Tính kiểm nghiệm khả năng tải động ổ

 Khả năng tải động của ổ được tính theo cơng thức (11.1) [3] trang 213

<i>C_d=Q .<small>m</small></i>

Trong đó:

m là bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, chọn ổ đũa nên <i>m</i>=10 /3 L là tuổi thọ tính bằng triệu vịng quay

<i>L</i>=^60.<i>ⁿ</i><small>2</small><i>. L_h</i>

1 0⁶ =^{60.1425.18000}

1 0<small>6</small> <i>=384.75 (triệu vòng)</i>

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

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY TRƯỜNG ĐH SPKT TP.HCM Với L là tuổi thọ của ổ lăn của hộp giảm tốc tính bằng giờ<small>h</small>

<i>L<small>h</small></i>=(10 25<i>÷</i> ).10<small>3</small> 18000 = (giờ) Q là tải trọng động quy ước (kN)

<i>Q</i>=(<i>X .V . F_r+Y . F<small>a</small></i>)<i>. k . k_t_d</i>

Với <i>F_a, F_r</i> là tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục V là hệ số kể đến vịng nào quay, V = 1 vì vịng trong quay

<i>k_t</i>=1 là hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ làm việc <i>t °<105 °C</i>

<i>k_d</i> là hệ số kể đến đặc tính tải trọng, theo bảng 11.3 [1] trang 215 <i>k_d</i>=1vì tải trọng tĩnh

Đối với ổ bi đỡ một dãy <i>α=0 ° ; F_a=0 ;i F_a/C</i><small>0</small>=0 Tra bảng 11.4[3]

<i>X</i>₂=1 là hệ số tải trọng hướng tâm

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

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY TRƯỜNG ĐH SPKT TP.HCM

<b>VIII TÍNH TỐN VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ </b>

8.1 Thiết kế vỏ hộp giảm tốc 8.2 Chọn bề mặt ghép nắp và thân

Chọn bề mặt ghép của vỏ hộp (phần trên của vỏ là nắp, phần dưới là thân) đi qua đường tâm các trục. Nhờ đó việc lắp ghép các chi tiết sẽ thuận tiện hơn.

Bề mặt ghép chọn song song với mặt đế. 8.3 Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp

Dựa vào bảng 18 – 1 ta xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp :

</div>