Đồ án môn học cơ sở thiết kế máy chọn động cơ điện và phân phối tỷ số truyền

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY GVHD TS Lê Cung SVTH Nguyễn Đình Nguyên Lớp 08C1C Trang 1 PHẦN 1 CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN CHƯƠNG 1 CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN 1 Chọn công suất động cơ điện a[.]

PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN

PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN

1 Chọn công suất động cơ điện

a- Tính toán công suất cần thiết của động cơ điện:

Công suất của động cơ Nđc lấy theo dãy số tiêu chuẩn quy định cho từng loại động cơ Để tính Nđc ta xác định một số công suất sau:

Công suất trên băng tải:

98 1 1000

90 0 2200

đ  



 = 2. 4.

Với: - đ =0.96 hiệu suất bộ truyền đai

- br =0.98 hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ (2 cặp)

- ôl =0.99 hiệu suất một cặp ổ lăn (4 cặp)

- kn =1 hiệu suất khớp nối

87 , 0 1 99 , 0 98 , 0 96 , 0

98,

b- Chọn công suất động cơ điện (N đc ):

Nguyên tắc: Động cơ điện cần chọn sao cho có thể lợi dụng được toàn bộ công

suất động cơ Khi làm việc nó phải thỏa mãn ba điều kiện:

- Động cơ không phát nóng quá nhiệt độ cho phép

- Có khả năng quá tải trong thời gian ngắn

- Có momen mở máy đủ lớn để thắng momen cản ban đầu của phụ tải khi khởi động

Thường chọn động cơ theo điều kiện nhiệt độ, rồi kiểm tra điều kiện quá tải và momen mở máy

Gọi: Nđc là công suất định mức hay công suất danh nghĩa của động cơ điện

Tra bảng trang 320-336 sách TKCTM, chọn động cơ điện có công suất định mức

Nđc lớn hơn hay bằng công suất cần thiết Nct nên trong bảng 2P trang 322 sách

TKCTM ta chọn động cơ điện che kín có quạt gió loại AO2(A0Л2) có công suất động

cơ Nđc = 3.0 kW

 Kiểm tra điều kiện mở máy:

Momen mở máy Mm của động cơ điện phải lớn hơn momen cản ban đầu của phụ tải (Momen cản ban đầu của phụ tải cho trên đồ thị thay đổi tải trọng theo thời gian t, với Mmm = 1.4M)

M

M M

đm m

Với: =1.7 =1.4

M

M M

đm m

 Thỏa mãn điều kiện

2 Chọn số vòng quay của động cơ

Tra trong bảng trang 320-336[1] loại động cơ che kín có quạt gió loại A02(A0Л2),

có công suất định mức 3.0 kW với các số vòng quay gồm 2880 vg/ph; 1430 vg/ph;

Do đó, từ các điều kiện trên ta chọn động cơ điện kí hiệu A02(A0Л2) 32-4 có:

Công suất động cơ Nđc= 3,0 kW

Số vòng quay động cơ nđc = 1430 (vg/ph)

Hiệu suất động cơ ηđc = 83,5%

Khối lượng động cơ m = 39 (kg)

Động cơ này giá thành không đắt lắm và tỷ số truyền động chung có thể phân phối hợp lý cho các bộ truyền trong hệ thống dẫn động

CHƯƠNG 2: PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

1 Phân phối tỷ số truyền chung

a- Tỷ số truyền động chung của hệ thống

Ta có:

lv

đc chung

n

n

Trong đó: nđc Số vòng quay của động cơ

nlv Số vòng quay của tang

.

1000 60

ph vg D

.14,3

9,0.1000.60

ph vg

n i

lv

đc chung = = =

Mặt khác: i chung = i ngoài i hộp

Với i ngoài : Tỷ số truyền của các bộ truyền ngoài HGT (ingoài = iđai)

ihộp : Tỷ số truyền của các bộ truyền trong HGT

Ta lại có: i hộp = i n i c

Với i n : Tỷ số truyền của cặp bánh răng trụ răng thẳng cấp nhanh

i c : Tỷ số truyền của cặp bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm

b- Nguyên tắc phân phối tỷ số truyền

Việc phân phối i chung cho các bộ truyền trong HGT dựa trên các nguyên tắc sau:

- Bảo đảm khuôn khổ và trọng lượng của HGT là nhỏ nhất

- Bảo đảm điều kiện bôi trơn là tốt nhất

Để bôi trơn các bộ truyền bên trong HGT, chúng ta có thể dùng phương pháp bôi

trơn ngâm dầu: Các bánh răng bị dẫn của cấp nhanh và cấp chậm được ngâm trong

dầu chứa trong HGT

c- Phân phối tỷ số truyền

Ta chọn trước i ngoài = i đai = 2

72 , 11 2

44 ,

i

i i

Để tạo điều kiện bôi trơn các bộ phận truyền bánh răng trong hộp giảm tốc bằng phương pháp ngâm dầu như nhau, ta lấy:

42 , 3 72 ,

2 Tính số vòng quay và công suất trên các trục

06,209

c Momen xoắn trên các trục

77,2

66,2

PHẦN 2: THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

CHƯƠNG 1: THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

I THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI DẸT

3)13001100()

13001100

Chọn D1 theo tiêu chuẩn theo bảng 5-1 trang 85 sách TKCTM D 1 = 160(mm)

Kiểm nghiệm vận tốc đai theo điều kiện

97,111000

.60

160.1430.14,31000.60

572)

1(

1 2

Chọn D2 theo tiêu chuẩn theo bảng 5-1 trang 85 sách TKCTM D2 = 280 (mm)

Số vòng quay thực n2 trong 1 phút của bánh bị dẫn:

97,808280

160.1430)

01,01()

1

2

1 '

%14,13715

71597,808

2 2 '

160.1430)

01,01()

1

2

1 '

71566,742

2 2 '

Sai số ∆n nằm trong phạm vi cho phép (3-5%)

3 Khảng cách trục A và chiều dài đai L.

a Khoảng cách trục A:

Chiều dài tối thiểu Lmin của đai

Lấy umax=4

9925 , 2 4

97 , 11

max min = = =

8 ) (

2 ) (

) 160 305 ( 8 ) 160 305 ( 14 , 3 3000 2 ) 160 305 ( 14 , 3 3000

− +

=>Thỏa mãn điều kiện

=> Chọn A = 1133 (mm) Tùy theo cách nối đai, thêm vào chiều dài đai tìm được trên một khoảng 100 - 400(mm)

4 Kiểm nghiệm góc ôm trên bánh nhỏ

Góc ôm α1 trên bánh nhỏ được tính theo CT (5-53), Tr83 – TKCTM

57

180 2 1

1

A

D D



Ta thấy α 1 = 173 0 >1500 => thỏa mãn điều kiện

5 Định tiết diện đai

Chiều dày đai δ được chọn theo tỷ số

40

16040

Tính chiều rộng b của đai theo công thức (5-13), tr 86 – TKCTM

33 , 46 1 98 , 0 1 8 , 0 3 , 2 3 97 , 11

3 1000 ]

[



b v t o

P C C C C

v

N b





Tra bảng (5-4), tr91 – TKCTM ta chọn chiều rộng đai b = 50(mm)

6 Định chiều rộng B của bánh đai

Tra bảng (5-10), tr 91 – TKCTM, ta chọn được B = 60(mm)

7 Tính lực căng và lực tác dụng lên trục

Lực căng So tính theo công thức:

So = σoδb = 1,8.3.50 = 270 (N) Lực tác dụng lên trục:

8102

180sin.270.32sin

II THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM

1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng

a Ứng suất tiếp xúc cho phép

+ Số chu kì tương đương:

i i i

M

M u

Trong đó: u – Số lần ăn khớp của bánh răng khi bánh răng quay một vòng

Mi, ni, Ti – momen xoắn, số vòng quay trong một phút và tổng số giờ bánh răng làm việc ở chế độ i

Mmax – momen xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng

6 4

3 =i .N = 3 , 42 486 , 68 10 = 1664 , 45 10  N = 10

N tđ c tđ

Do đó, hệ số chu kỳ ứng suất của cả 2 bánh là: k N' = 1

+ Ứng suất tiếp xúc cho phép:

    t

N Notx

tx  k

 = (CT 3-1, T38-TKCTM) Trong đó: [σ]tx - Ứng suất tiếp xúc cho phép

[σ]Notx - Ứng suất tiếp xúc cho phép khi bánh răng làm việc lâu dài

Tra bảng 3-9, T43- TKCTM ta có [σ]Notx = 2,6HB

- Bánh răng lớn:

  4 =  = 2 , 6 4. t = 2 , 6 190 1 = 494

N t

N Notx

N Notx

Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép là []tx =494(N/mm2)

b Ứng suất uốn cho phép

+ Số chu kì tương đương:

i i

m i

M

M u

Trong đó: m – bậc đường cong mỏi uốn, lấy m ≈ 6

u – Số lần ăn khớp của bánh răng khi bánh răng quay một vòng

Mi, ni, Ti – momen xoắn, số vòng quay trong một phút và tổng

số giờ bánh răng làm việc ở chế độ i

Mmax – momen xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng

- Bánh răng lớn:

6 6

6 6

4 = 60 1 61 , 13 5 , 5 310 16 ( 1 4 + 0 , 6 4 ) = 418 , 9 10 N  5 10

- Bánh răng nhỏ:

6 6

6 4

3 =i .N = 3 42 418 , 9 10 = 1432 , 65 10  N  5 10

N tđ c tđ

Do đó, hệ số chu kỳ ứng suất của cả 2 bánh là: k"N = 1

+ Ứng suất uốn cho phép:

Do răng làm việc một chiều và chịu ứng suất thay đổi mạch động nên ta áp dụng công thức:

k K

n

o u

.)

6,14,1(

.]

[

'' 1

Trong đó: σo và σ-1 – Giới hạn mỏi uốn trong chu kì mạch động và

trong chu kì đối xứng Lấy σ-1 = 0,4 σbk ''

- Bánh răng nhỏ:

1508

,1.5,1

1.270.5,1

5,1][

,1.5,1

1.225.5,1

5,1][

][

10.05,1)1(

n

KN i

i A

Trong đó: i – Tỷ số truyền i = ic = 3,42

[σ]tx - Ứng suất tiếp xúc cho phép

n2 – Số vòng quay trong một phút của bánh bị dẫn

N – Công suất của bộ truyền

17013,61.4,0

77,2.3,142,3.494

10.05,1)142,3

2 6

06 , 209 170 14 , 3 2 ) 1 ( 1000 60

= +

= +

+ Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ:

92,76142,3

170.21

.2

+

=+

+ Hệ số tập trung tải trọng thực tế

0355,12

1071,12

+ Hệ số tải trọng K:

K = Ktt.Kđ (CT 3-19, T47 – TKCTM)

Trong đó: Kđ Hệ số tải trọng động, tra bảng 3-13, T48–TKCTM ta có Kđ =1,1

14,11,1.0355,1

,1

14,1

1703

=

sobo sobo

K

K A

Vậy lấy chính xác khoảng cách trục A=163(mm)

8 Xác định modun, số răng và chiều rộng bánh răng

+ Modun pháp:

26,363,1163)

02,001,0()02,001,0

163.2)1(

2

+

=+

=

i m

= A

Chọn b = 65(mm)

Chọn chiều rộng b của bánh răng nhỏ lớn hơn của bánh răng lớn khoảng 510mm

9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng

+ Tra bảng 3-18, T52 – TKCTM ta có:

- Hệ số dạng răng của bánh răng bánh nhỏ: y3 = 0,476

- Hệ số dạng răng của bánh răng bánh lớn: y4 = 0,517

+ Sức bền uốn của bánh răng:

u u

Znb ym

KN

][10

.1,19

2

6



 =  (CT 3-33, T51 – TKCTM) Với: m – Môđun pháp của bánh răng thẳng

y,z,n – Hệ số dạng răng, số răng và số vòng quay trong một phút của bánh răng đang tính

N – Công suất của bộ truyền

K,b – Hệ số tải trọng, chiều rộng bánh răng

[σ] - Ứng suất sinh ra tại chân răng

[σ]u - Ứng suất uốn cho phép

- Bánh nhỏ: 71,85

65.06,209.37.2.476,0

77,2.3,1.10.1,19

476,085,71

4

3 3

u   =



10 Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột trong thời gian ngắn

Trường hợp bánh răng chịu quá tải đột ngột với hệ số quá tải:

4,1

Với: Mqt – Mô men xoắn quá tải

M – Mô men xoắn danh nghĩa + Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

txqt qt

tx txqt  K []

Trong đó: σtx- Ứng suất tiếp xúc

[σ]txqt - Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải

- Ứng suất tiếp xúc:

] [

) 1 (

10 05 , 1

2

3 6

tx tx

n b

kN i

i

78.52613

,61.65

77,2.3,1.)142,3(42,3.163

10.05,

u uqt  K []

Trong đó: σu- Ứng suất uốn

[σ]uqt - Ứng suất uốn cho phép khi quá tải

252742

1

1 =d + m= + =

2562.22522

1

1 =d − m= − =

2472.5,22525

,2

88,341906

,209.74

77,2.10.55,9.2.10.55,9

N

+ Lực hướng tâm:

73,124420

tan.88,3419tan

=P 

III THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH

Mục 1,2,3,5 ta chọn giống như bộ truyền bánh răng cấp chậm

Lấy khoảng cách trục: A = 163 (mm)

10.05,1)1(

n

KN i

i A



14 , 0 06 , 209 163

88 , 2 3 , 1 42 , 3 494

10 05 , 1 ) 1 42 , 3 ( ]

[

10 05 , 1 ) 1

2 6 3

2 3

2 6





n A

KN i

715 163 14 , 3 2 ) 1 ( 1000 60

= +

= +

Mục 7,8,9,10 ta lấy giống như bộ truyền bánh răng cấp chậm

11 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền

252742

1

1 =d + m= + =

2562.22522

1

1 =d − m= − =

2472.5,22525

,2

2

2 =d − m= − =

.74

88,2.10.55,9.2.10.55,9

N

+ Lực hướng tâm:

4,37820

tan.65,1039tan

2564

Trong đó: d – Đường kính trục

N – Công suất truyền

n – Số vòng quay trong một phút của trục

C – Hệ số phụ thuộc ứng suất xoắn cho phép, đối với đầu trục vào và trục truyền chung có thể lấy C = 120 + Trục I:

N1 = 2,88 (kW)

n1 = 715 (vg/ph)

1,19715

88,2

77 , 2

66 , 2

b Tính gần đúng đường kính các đoạn trục:

Để tính gần đúng trục ta xét tác dụng đồng thời cả mô men uốn và mô men xoắn đến sức bền trục Trị số momen xoắn đã biết, chỉ cần tính momen uốn

Để tính chiều dài các trục ta chọn các kích thước như sau:

+ Khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến thành trong của hộp a=10mm

+ Khoảng cách từ cạnh ổ đến thành trong của hộp l2=10mm

+ Khoảng cách từ nắp ổ đến mặt cạnh của chi tiết quay ngoài hộp l4=10mm

+ Chiều rộng của bánh răng: b1=42mm ,b2=65mm

+ Chiều rộng bánh đai(lấy theo chiều dài mayơ) lđ = 1,4d = 1,4.30 = 42 mm + Chiều dài mayơ của khớp nối : lkn=1,4d=42mm

B

2

4210102

1922

1 2

13 = + + + = + + + =

mm l

l11 =213 =2.50,5=101

l B l l l đ 60,5mm

2

4220102

192

b

2

1910102

422

1

22 = + + + = + + + =

mm B

c l l

l23 = 11+ 32+ + =101+62+10+19=192

mm l

B

2

6510102

1922

2 2

32 = + + + = + + + =

mm l

l31=232 =2.62=124

mm

B l l

l

2

1920102

422

2 4 3

33 = + + + = + + + =

mm l

l

l33 = 31+ C33 =124+60,5=184,5

Sơ đồ phân tích lực tác dụng lên các trục:

5,50.4,3785,60.8102

13

13 1

4 , 1484 296

4 , 378 810

,50.2

5,50.65,10392

825,519825,51965,1039

mm

M

, ] [

1 , 0

75,

- Đường kính trục ở tiết diện n-n:

06,5925613

,38467.75,04900575

06 , 59256

,38467.75,066,3021375

94 , 44973



Đường kính ở tiết diện n-n lấy bẳng d n-n = 25mm (ngõng trục lắp ổ)

Đường kính ở tiết diện m-m lấy bằng d m-m = 30mm,lớn hơn giá trị tính được

192.73,12445

,50.4,378

21

23 3 22

607 13 , 1016 73 , 1244 4

, 378

5,50.65,1039192

.88,3419

21

22 2 23

6,5283,243265

,103988

,3419

+ Tính mômen ở những tiết diện nguy hiểm

Mômen uốn tổng cộng:

2 2

ux uy

mm

M

, ] [

1 , 0

75,

,126535

75,08,3076575

8 , 113819

,126535

75,058,16346375

23 , 196796



Vì trục có rãnh then nên ta chọn:

Đường kính ở tiết diện e-e: d e-e = 35mm,

Đường kính ở tiết diện i-i: d i-i = 38mm,

Đường kính ngõng trục lắp ổ lăn: d ol = 30 mm

365 , 622 365 , 622 73 , 1244

62.88,3419

94,170994

,170988

,3419

ux uy

+ Tính đường kính trục ở tiết diện k-k:

mm

M

, ] [

1 , 0

75,

,415557

75,012,11282075

62 , 377152



−

Vì trục có rãnh then nên ta chọn đường kính ở tiết diện k-k: d k-k = 48mm,

đường kính ngõng trục lắp ổ lăn lấy bằng 45mm Đường kính ngõng trục đầu ra lấy bằng 40mm

c Tính chính xác trục

Tính chính xác trục theo CT7-5, T120 – TKCTM

] [

2

n n

n n

Trong các công thức trên:

-1 và  -1 giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng

Có thể lấy gần đúng:

-1 = 0,4b=0,4.600=240 N/mm2;

 -1 = 0,2b=0,2.600=120 N/mm2 a vaì  a: biên độ ứng suất pháp và tiếp sinh ra trong tiết diện của trục:

2

-

= max min a







min max 

22

ψ σ , ψ τ: hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến sức bền

mỏi.đối với thép các bon trung bình : ψ σ = 0,1; ψ τ = 0,05

- Không dùng phương pháp tăng bền nên hệ số tăng bền : = 1

-  ,  : hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi

- kσ và kτ : Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn

- [n]: Hệ số an toàn cho phép, trong điều kiện bình thường lấy [n]=2

63,

5,

66,

13,38467

- Thay các giá trị tìm được vào công thức tính nσ và nτ ta được:

68 , 7 0 1 , 0 02 , 13 4 , 2

240

+

= +

m a

120

+

= +

m a

41 , 16 68 , 7

2 2

2

+

= +

=

n n

n n n

63,

5,

8,

44,126535

Thay các giá trị tìm được vào công thức tính nσ và nτ ta được:

0 1 , 0 41 , 8 4 , 2

240

+

= +

m a

120

+

= +

m a

9 , 7 89 , 11

2 2 2

+

= +

=

n n

n n n









Vậy thỏa mãn điều kiện

+ Tiến hành chính xác tại tiết diện i-i:d i-i = 38mm

63,

5,

79,

- Thay các giá trị tìm được vào công thức tính nσ và nτ ta được:

63 , 2 0 1 , 0 09 , 35 6 , 2

240

+

= +

m a

120

+

= +

m a

5 , 11 63 , 2

2 2

2

+

= +

=

n n

n n n

63,

5,

12,

- Thay các giá trị tìm được vào công thức tính nσ và nτ ta được:

60 , 7 0 1 , 0 28 , 11 8 , 2

240

+

= +

m a

56 , 5 14 , 10 05 , 0 14 , 10 08 , 2

120

+

= +

m a

56 , 5 6 , 7

2 2

2

+

= +

=

n n

n n n









d Kiểm nghiệm trục khi quá tải đột ngột

Khi quá tải đột ngột trục có thể bị gãy hoặc biến dạng dẻo quá lớn Điều kiện đảm bảo trục làm việc bình thường:

Trong đó: max3

1 ,

2 ,

0 d

M x

=

 ; M xmax =M x K qt

Mu max – Mômen uốn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải;

Mx max – Mômen xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải;

σch - Giới hạn chảy của vật liệu trục

Ta thấy tất cả các giá trị σtđ tại các tiết diện đều < [σ] ≈ 240 (N/mm2)

Vậy đã đảm bảo điều kiện trục làm việc bình thường

e, Kiểm nghiệm điều kiện độ cứng

Ta thấy n tại các tiết diện đều ≥ 2,5 nên ta không cần kiểm nghiệm độ cứng của trục

3 Kết cấu trục

Hình dạng cấu tạo trục được xác đinh:

+ Vị trí và số lượng các chi tiết lắp trên nó

+ Các kiểu lắp và phương pháp cố định các chi tiết trên trục

+ Kết cấu, loại và kích thước của ổ trục

+ Công nghệ chế tạo trục

CHƯƠNG II – TÍNH TOÁN MỐI GHÉP THEN

Để cố định bánh răng theo phương tiếp tuyến hoặc truyền mômen xoắn từ bánh răng đến trục hoặc ngược lại ta cần dùng then

Chọn loại then bằng, tiết diện theo đường kính trục, chiều dài:

M

] [

M

] [

M

] [