Thiết kế hệ dẫn động cơ khí bằng CAD

Thiết kế hệ dẫn động cơ khí bằng CAD

NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN

Lời nói đầu

Hiện nay khoa học kỹ thuật đang phát triển như vũ bão, mang lại những lợi ích cho con người về tất cả nhữnh lĩnh vực tinh thần và vật chất Để nâng cao đời sống nhân dân, để hoà nhập vào sự phát triển chung của các nước trong khu vực cũng như trên thế giới Đảng và nhà nước ta đã đề ra những mục tiêu trong những năm tới là nước công nghiệp hoá hiện đại hoá

Muốn thực hiện được điều đó một trong những ngành cần quan tâm phát triển nhất đó là ngành cơ khí chế tạo máy vì ngành cơ khí chế tạo máy đóng vai trò quan trọng trong việc sản xuất ra các thiết bị công cụ cho mọi ngành kinh tế quốc dân Để thực hiện việc phát triển ngành cơ khí cần đẩy mạnh đào tạo đội ngũ cán bộ kỹ thuật có trình độ chuyên môn cao, đồng thời phải đáp ứng được các yêu cầu của công nghệ tiên tiến, công nghệ tự động hoá theo dây truyền trong sản xuất.

Nhằm thực hiện mục tiêu đó, chúng em là sinh viên trường Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp - Thái Nguyên nói riêng và sinh viên của các trường kỹ thuật nói chung trong cả nước luôn cố gắng phấn đấu trong học tập và rèn luyện, trau dồi những kiến thức đã được dạy trong trường để sau khi ra trường có thể đóng góp một phần trí tuệ và sức lực của mình vào công cuộc đổi mới của đất nước trong thế kỷ mới.

Qua đồ án này chúng em đã tổng hợp được nhiều kiến thức chuyên môn, giúp chúng em hiểu rõ hơn những công việc của một kỹ sư tương lai Song với những hiểu biết còn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực tế chưa nhiều nên đồ án của chúng em không tránh khỏi những thiếu sót Chúng em rất mong được sự chỉ

bảo của các thầy trong bộ môn Nguyên Lý Máy – Chi Tiết Máy và các Thầy Cô giáo trong khoa để đồ án được hoàn thiện hơn.

Cuối cùng chúng em xin chân thành cảm ơn sự quan tâm chỉ bảo của các Thầy

Cô trong khoa và bộ môn Nguyên Lý Máy – Chi Tiết Máy trường Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp – Thái Nguyên và đặc biệt là sự hướng dẫn tận tình của các

thầy giáo: NGUYỄN HOÀNG NGHỊ , HOÀNG TIẾN ĐẠT

Ngày 21 tháng 02 năm 2014

Sinh viên: Đào Văn Ngân, Đào Xuân Nam

Phần I: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

I- Chọn loại động cơ điện:

1- Chọn kiểu, loại động cơ:

Ta chọn loại động cơ điện xoay chiều 3 pha không đồng bộ roto lồng sóc (roto ngắn mạch).Vì nó có những ưu điểm sau:

• Kết cấu đơn giản,dễ bảo quản, làm việc tin cậy

• Có thể mắc trực tiếp vào lưới điện 3 pha không cần biến đổi dòng điện

• Giá thành tương đối hạ

Nhưng nó có nhược điểm là:

• Hiệu suất và hệ số công suất thấp (so với động cơ 3 pha đồng bộ)

• Không điều chỉnh được vận tốc

Nhưng nhờ có những ưu điểm cơ bản, ta chọn động cơ xoay chiều 3 pha không đồng bộ roto lồng sóc (ngắn mạch) Nó phù hơp để dẫn động các thiết bị vận chuyển, băng tải, xích tải…

2- Chọn công suất động

Công suất của động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ nhằm đảm bảo cho nhiệt độ của động cơ khi làm việc không lơn hơn trị số cho phép Để đảm bảo điều kiện đó cần thỏa mãn yêu cầu sau:

dc dc

dm dt

Trong đó: P dm dc- công suất định mức của động cơ

P dt dc- công suất đẳng trị trên trục động cơ

Vì tải trọng không đổi nên: P dt dc≥P lv dc

Với P lv dc-công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ:

ct

dc lv lv

P P

Trong đó: ηkn-hiệu suất khớp nối

ηol - hiệu suất một cặp ổ lăn

ηbr- hiệu suất bộ truyền bánh răng.

Tra bảng 2.3 [1], ta được ηkn = 1; ηol = 0,99; ηbr = 0,97

3- Xác định số vòng quay trên trục động cơ:

Số vòng quay đồng bộ của động cơ (còn gọi là tốc độ từ trường quay) được xác

định theo công thức:

60.

db

f n

+ Xác định số vòng quay đồng bộ nên dùng cho động cơ:

Chọn sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ, nđb=1500(v/ph) Khi này tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống được xác định:

USb =

1500

14, 474 103,63

db ct

Theo bảng P.1.2 [1], với P =6,8(Kw) và ndb=1500(V/phut)

Ta dùng động cơ 4A132S4Y3 có nđc = 1455 (v/phút) ; Pđc = 7,5 (Kw) ; cosφ = 0,86 ; Tk/Tdn = 2,0 ; Tmax/Tdn = 2,2

5- Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ:

Khi khởi động, động cơ sinh ra một công suất đủ lớn để thắng sức ỳ của hệ thống

Vì vậy cần kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ:

Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ theo công thức:

dc dc

mm bd

Với: T k- mômen khởi động của động cơ.

T dn- mômen danh nghĩa của động cơ

Vậy động cơ ta đã chọn thoả mãn với điều kiện mở máy

II- Phân phối tỷ số truyền:

Tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống được xác định theo công thức:

dc ct

n U

n

Σ =

Trong đó:

ndc- Số vòng quay của động cơ đã chọn, ndc= 1455 (v/phut)

nct- Số vòng quay của trục công tác, nct= 103,63 (v/phut)

Vì không có các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc nên UΣ =U h=14,04

• Tỷ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc:

Với HGT cấp chậm tách đôi, để nhận được kích thước tiết diện ngang của hộp nhỏ nhất (cũng chính là để bôi trơn hợp lí nhất) Tỷ số truyền của bộ truyền

bánh răng cấp chậm được xác dịnh theo công thức: U2 ≈ 1,2776

2 2 3

1

.

c ba

h ba

k

U

ψ ψ

Trong đó: ψba1, ψba2 lần lượt là hệ số chiều rộng bánh răng cấp nhanh và cấp

chậm Thường

2 1

1, 2

ba ba

ψ

ψ = ÷1,3, ta chọn 21

1, 2

ba ba

=

=

14,04

3, 28 = 4,28

III- Tính toán các thông số trên các trục.

1- Tính số vòng quay của các trục:

Trục I : nI =

dc kn

n U

Ukn - Tỉ số truyền của khớp nối, Ukn = 1

n

U = n

III = 103,64( /v ph)

2- Tính công suất trên các trục:

Công suất danh nghĩa trên trục động cơ:

Công suất danh nghĩa trên trục II:

3- Tính mômen xoắn trên các trục:

Mômen xoắn trên các trục được xác định theo công thức sau:

P n

Mômen xoắn trên trục I:

TI =

69,55.10 6,732

Công suất

P (kW)

Mômen xoắn

T (N.mm)Trục động

Phần II: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG

Do bộ truyền của hộp giảm tốc đều là các cặp bánh răng ăn khớp với nhau trong điều kiện che kín và được bôi trơn đầy đủ Cho nên dạng hỏng chính mà bộ truyền thường gặp phải là tróc mỏi bề măt bánh răng ăn khớp, làm cho tuổi thọ của

cơ cấu giảm xuống rất nhiều.Vì vậy ta phải chọn vật liệu bánh răng để xác định giá trị ứng suất giới hạn [σH] cho phép

Để thiết kế và tính toán ra các thôngsố hình học bánh răng vừa đáp ứng được yêu cầu về tỉ số truyền, tại để cho ứng suất tiếp xúc sinh trong quá trình ăn khớp là

σH không được lớn hơn [σH] cho phép

I- Thiết kế cặp bánh răng trụ thẳng cấp nhanh:

Tra bảng 6.1[1] ta chọn vật liệu bánh răng như sau:

a- Bánh nhỏ: Dùng thép 45, tôi cải thiện, có độ cứng HB = 241÷285, giới hạn bền

a- ứng suất tiếp xúc cho phép:

Theo công thức: [ ] H0lim .

ZR - Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc

Trong đó:

mH – bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc, mH = 6 (Khi HB ≤ 350)

NH0 - chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử kề tiếp xúc.

Ta thấy: NHE1 > NHO1→ ta lấy NHE1 = NHO1→ kHL1 = 1

NHE2 > NHO2→ ta lấy NHE2 = NHO2 → kHL2 = 1

Thay số vào ta được ứng suất cho phép của bánh răng:

[σH]

1 =

0 lim1

S

2 =

0 lim2

S

Do đây là cặp bánh răng trụ răng thẳng nên ứng suất tiếp xúc cho phép xác định

như sau: [ ]σH = min([ ] [ ]σH 1 , σH 2 ) 463, 6( = Mpa)

b- ứng suất uốn cho phép:

Y Y K K K S

σ

Trong đó:

YR- Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

YS- Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

KXF- Hệ số xét ảnh hưởng cuar kích thước bánh răng

Chọn sơ bộ: YR.YS.KXF = 1 Nên ta có:

[σF] =

0 lim

F

FL FC F

K K S

Trong đó:

mF – bậc của đương cong mỏi khi thử về uốn, mF = 6 (Khi HB ≤ 350)

NF0 - chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sớ khi thử kề uốn

NFO = 4.106(xác định với mọi thép)

NFE - Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

NFE = 60.C.n.tΣ = NHE (bộ truyền chịu tải trọng tĩnh)

⇒ NFE1 = NHE1 = 5506,26

NFE2 = NHE2 = 1286,56

Ta thấy: NFE1 > NFO1→ ta lấy NFE1 = NFO1→ KFL1 = 1

NFE2 > NFO2→ ta lấy NFE2 = NFO2→ KFL2 = 1

KFC- hệ số xét đến ảnh hưởng đạt tải.

KFC = 1 (đặt tải 1 phía do bộ truyền quay 1 chiều)

Thay số vào ta được ứng suất uốn cho phép của bánh răng:

[σF]1 =

0 lim1

S

3- Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền:

a-Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

Khoảng cách trục xác định theo công thức:

aw = ka(u + 1)3 [ ]12 Hβ

.

T K u

[σH]: ứng suất tiếp xúc cho phép, [σH] = 463,6 (Mpa)

ψba -hệ số chiều rộng bánh răng, tra bảng 6.6[1] Ta chọn ψba = 0,3

KHβ- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải tọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc Ta có:

ψbd = 0,5 ψba(u+1) = 0,5.0,3.(4,28+1) = 0,79

Với ψbd = 0,79 tra bảng (6.7) [1],ta được KHβ = 1,02

Thay số vào ta được:

Theo bảng 6.8 [1] Ta chọn mô đun tiêu chuẩn là m =2 (mm)

● Số răng trên banh lớn và bánh nhỏ

Số răng tổng là : Zt = Z1 + Z2 = 27 + 116 = 143 (răng).

4- Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện sau:

H

σ = ZM.ZH.Zε.

1 2

Góc ăn khớp αtw = arccos

0

20 0' 143

t w

KHV =1+

1 1β

6.10

KXH: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.

+ Tính lại chiều rộng bánh răng

σ

Lấy bw =46(mm)

5- Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép

Y Y

εα- hệ số trùng khớp ngang εα = 1,75

⇒ Yε =

0,571,75

α

Yβ - Hệ số kể đến độ nghiêng của răng , Yβ = 1 (bánh răng thẳng)

YF1 và YF2 - Hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2, phụ thuộc vào số răng tương đương :

ZV1 =

1

3 3

27 27

⇒ KFv = 1 +

14,67.46.54,17

1, 42.44185,98.1,03.1=

Vậy điều kiện bền uốn được thỏa mãn.

6- Kiểm nghiệm răng về quá tải.

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải ( thí dụ lúc mở máy, hãm máy ) Với

hệ số quá tải K qt = K bd = 1,75

Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy ròn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đạiσHmax

không được vượt quá giá trị cho phép

⇒ σHmax ≤ [ σH]max ⇒ điều kiện thỏa mãn.

Để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hủy tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất uốn cực đại σFmax tại mặt lượn chân răng không vượt quá một giá trị cho phép

σF2max = σF2 kqt = 52,39.1,75 91,68 = (MPa)

[ σF1 max ] = 0,8σch = 0,8.580 = 464 (MPa)

[ σF2 max ] = 0,8σch = 0,8.450 = 360 (MPa)

Ta thấy σF1max = 99,33(Mpa) < [ σF1 max] = 464 (MPa)

σF2max = 91, 68(Mpa) < [ σF2 max] =360 (MPa)

Vậy điều kiện bền uốn thỏa mãn

7- Các thông số kích thước bộ truyền.

Tra bảng 6.1[1] ta chọn vật liệu bánh răng như sau:

Ta chọn HB1 = 175.

2- Xác định ứng suất cho phép.

a. ứng suất tiếp xúc cho phép:

Ứng suất tiếp súc cho phép được xác định bởi công thức sau:

Trong đó:

mH – bậc của đương cong mỏi khi thử về tiếp xúc, mH = 6 (Khi HB ≤ 350)

NH0 - chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sớ khi thử kề tiếp xúc

⇒ NHE1 = 60.1 339,95 63072 = 1286,5.106

NHE2 = 60.1 103,64 63072 = 392,2.106

Ta thấy: NHE1 > NHO1→ ta lấy NHE1 = NHO1→ KHL1 = 1

NHE2 > NHO2→ ta lấy NHE2 = NHO2 → KHL2 = 1

Thay số vào ta được ứng suất cho phép của bánh răng:

[σH]

1 =

0 lim1

Y Y K K K S

σ

Trong đó:

YR- Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

YS- Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

KXF- Hệ số xét ảnh hưởng cuar kích thước bánh răng

Chọn sơ bộ: YR.YS.KXF = 1 Nên ta có:

[σF ] =

0 lim

F

FL FC F

K K S

Trong đó:

mF – bậc của đương cong mỏi khi thử về uốn, mF = 6 (Khi HB ≤ 350)

NF0 - chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sớ khi thử kề uốn

NFO = 4.106(xác định với mọi thép)

NFE - Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

NFE = 60.C.n.tΣ = NHE (bộ truyền chịu tải trọng tĩnh)

⇒ NFE1 = NHE1 = 1286,5.106

NFE2 = NHE2 = 392,2.106

Ta thấy: NFE1 > NFO1→ ta lấy NFE1 = NFO1→ kFL1 = 1

NFE2 > NFO2→ ta lấy NFE2 = NFO2→ kFL2 = 1

KFC- hệ số xét đến ảnh hưởng đạt tải

KFC = 1 (đặt tải 1 phía do bộ truyền quay 1 chiều)

Thay số vào ta được ứng suất uốn cho phép của bánh răng:

[σF ]

1 =

0 lim1

ψ - hệ số chiều rộng bánh răng, tra bảng 6.6[1] ta chọn ψba = 0,35.

KHβ- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc

2 cos 2.148.cos35

22, 66 r ng

1 2,5 3, 28 1

a Ză

Ứng suất tiếp xúc suất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau:

H

Cos Z

Sin

KH - Hệ số tải trong khi tính về tiếp xúc

6.10

dw n

π

dw1- đường kính vòng lăn bánh nhỏ

g v u

KXH: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.

⇒ Vậy điều kiện tiếp xúc được thoả mãn

+ Tính lại chiều rộng bánh răng

Lấy bw =49 (mm)

5- Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép

Y Y

Yβ - Hệ số kể đến độ nghiêng của răng.

KFv = 1+

1 1β

⇒ KFv = 1 +

3,62.73.69,16

1,0472.90808,58.1, 226.1,73 =

3,65

F

⇒ σ =F1 76,17 [σ ] 216 MPa < F1 = ( )

σ =F2 75,13 [σ ] 180 MPa < F2 = ( )

Vậy điều kiện bền uốn được thỏa mãn

6- Kiểm nghiệm răng về quá tải.

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải ( thí dụ lúc mở máy, hãm máy ) Với

hệ số quá tải K qt = K bd = 1,75

Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy ròn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đạiσHmax

không được vượt quá giá trị cho phép

σHmax = σH kqt ≤ [ σH]max

Với σHmax = 372,3 1, 75 492,5 = ( MPa )

[ σH] max=2,8σch = 2,8.340 = 952 (MPa)

⇒ σHmax ≤ [ σH]max ⇒ điều kiện thỏa mãn.

Để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hủy tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất uốn cực đại σFmax tại mặt lượn chân răng không vượt quá một giá trị cho phép

max [ ]max

Với σF1max = σF1 kqt = 76,17.1, 75 133,3( = MPa )

σF2max = σF2 kqt = 75,13.1, 75 131,5( = MPa )

[ σF1 max ] = [ σF2 max ] = 0,8σch = 0,8.340 = 272 (MPa)

Ta thấy σFmax < [ σF]max

Vậy điều kiện bền uốn thỏa mãn

7- Các thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm.

III- Kiểm tra điều kiện chạm trục.

Để tránh bánh răng chạm vào các trục của hộp giảm tốc, cần đảm bảo các bánh răng cách các trục quay ít nhất 7÷10(mm)

Tính sơ bộ đường kính trúc III theo công thức: dIII=

TIII- mômen xoắn trên trục số III, TIII= 572483,58 (Nmm)

[ ] τ -ứng suất xoắn cho phép, [ ] τ = 15 ÷ 30 MPa, lấy [ ] τ =30(MPa).

vậy điều kiện chạm trục được thỏa mãn

IV- Kiểm tra điều kiện bôi trơn cho trục giảm tốc:

Với vận tốc vòng quay nhỏ hơn 12(m/s) Ta chọn phương pháp bôi trơn là phương pháp ngâm dầu Các bánh răng lớn (bị động) được ngâm trong dầu Kiểm tra điều kiện bôi trơn là kiểm tra để các bánh lớn đều ngâm trong dầu và khoảng cách giữa mức dầu nhỏ nhất và mức dầu lớn nhất phải lớn hơn một trị số cho phép (thường bằng 8÷10)

Gọi x là khoảng cách từ các mức dầu đến tâm trục, ta có:

+ Chiều sâu ngâm dầu tối thiểu của bánh răng được lấy như sau:

lmin= (0,75 ÷ 2)h ≥ 10(mm)

Trong đó: h- chiều cao chân răng

h2 = 2,25.m2 = 2,25.2 = 4,5 (mm)

h4 = 2,25.m4 = 2,25.2,5 = 5,625 (mm)

l2 min= (0,75 ÷ 2)4,5 = 3,375 ÷ 9 ⇒ ta lấy l2 min= 9 (mm).

l4 min= (0,75 ÷ 2)5,625 = 4,25 ÷ 11,25 ⇒ ta lấy l4 min= 11 (mm)

Ta có xmin = 2 min

da l

−

⇒ x2min =

2 2

+ Chiều sâu ngâm dầu tối đa của các cấp bánh răng :

Ta có V2= 4,7 (m/s) > 1,5(m/s) nên l2max =l2min + = 10 19(mm)

Ta có xmax = 2 max

da l

−

⇒ x2max =

2 2max

Chọn mức dầu chung cho cả hộp

xmax = max(x2max, x4max) = 99 (mm)

xmin = min(x2min, x4min) = 109 (mm)

∆x = xmin - xmax = 109 – 99 = 10 (mm)

⇒ Vậy điều kiện bôi trơn thoả mãn

V- Kiểm tra sai số vận tốc:

Kiểm tra sai số vận tốc theo công thức sau:

n- số vòng quay tính toán của trục công tác, n = 103,64 (v/p)

nthuc- số vòng quay thực của trục công tác