Đồ Án cơ sở thiết kế máy Đề tài thiết kế hệ dẫn Động cơ khí

Chọn công suất động cơ điện và tính sơ bộ số vòng quay của động cơ điện.. Công suất động cơ được xác đinh theo công thức Trong đó: : Công suất làm việc Công suất trên trục tang : Cô

Đà Nẵng, tháng 6/2025

23C4B

LỚP SH:

103230056

MÃ SV:

TRẦN ĐÌNH CÔNG ĐẠT

SVTH:

VŨ THỊ HẠNH

KHOA CƠ KHÍ GIAO THÔNG

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA ĐẠI HỌC ĐÀ NẴNG

LỜI NÓI ĐẦU

Chi tiết máy là môn khoa học nghiên cứu về các phương pháp tính toán và

thiết kế các chi tiết có công dụng chung Trong môn học chi tiết máy có sự

kết hợp chặt chẽ giữa lí thuyết và thực nghiệm Lí thuyết tính toán các chi tiết

trên cơ sở những kiến thức về toán học, vật lí, cơ học lí thuyết, nguyên lí

máy, sức bền vật liệu…được xác minh và hoàn thành qua thí nghiệm cà thực

tiễn sản xuất.

Là một sinh viên ngành cơ khí động lực thì việc nắm bắt những nguyên lí

hoạt động của máy là một nhiệm vụ hết sức quan trọng Nội dung bản thuyết

minh đồ án chi tiết máy này đề cập đến những vấn đề cơ bản về trình tự tính

toán và thiết kế hệ dẫn động cơ khí.

Để hoàn thành bài tập lớn này em đã được sự hướng dẫn và chỉ bảo tận tình

của giảng viên Vũ Thị Hạnh cùng các bạn sinh viên trong lớp.

Do kiến thức còn nhiều hạn chế và thời gian có hạn nên không tránh khỏi

thiếu sót Kính mong cô và các bạn sinh viên đóng góp ý kiến để đồ án môn

học của em được hoàn thiện tốt hơn Em xin chân thành cảm ơn !

Đà Nẵng, ngày 10 tháng 6 năm 2025

Sinh viên: TRẦN ĐÌNH CÔNG ĐẠT

ĐỀ BÀI

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN

PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

I CHỌN ĐỘNG CƠ

Chọn động cơ điện phải đảm bảo tận dụng được toàn bộ công

suất động cơ Khi làm việc không quá nóng, có khả năng quá tải trong

thời gian ngắn, có mômen mở máy lớn để thắng lực cản ban đầu của

phụ tải Chọn động cơ điện bao gồm chọn loại , kiểu động cơ ; chọn

công suất điện áp và số vòng quay của động cơ

1. Chọn loại và kiểu động cơ

Ta chọn loại động cơ điện xoay chiều 3 pha không đồng bộ kiểu ngắn

mạch , điện áp 220V / 380V

Ưu điểm: Kết cấu, cấu tạo vận hành đơn giản , giá thành hạ và mắc

trực tiếp với mạng điện xoay chiều không cần biến đổi dòng điện nên

đảm bảo độ tin cậy cao

Nhược điểm : Hiệu suất và hệ số công suất thấp thấp yêu cầu công

suất phụ tải dưới 100 Kw , không điều chỉnh được vận tốc hoặc nhảy

cấp bằng cách thay đổi số đôi cực điện từ

2. Chọn công suất động cơ điện và tính sơ bộ số vòng quay

của động cơ điện

* Tính toán công suất cần thiết của động cơ điện

Công suất động cơ được xác đinh theo công thức

Trong đó:

: Công suất làm việc (Công suất trên trục tang)

: Công suất cần thiết

: Hiệu suất truyền động, bằng tích số hiệu suất của các

bộ truyền và của các cặp ổ trong thiết bị, tra theo bảng 2.1 (Sách

Thiết kế Chi tiết máy – Nguyễn Trọng Hiệp, Nguyễn Văn Lâm –

1998)

η = ηnoi-truc*ηtruc-vit*ηbr-tru*ηxich *η4

cap-o = 0.776

Với:

ηnoi-truc = 1: hiệu suất của nối trục

ηtruc-vit = 0.85: hiệu suất bộ truyền trục vít

ηbr-tru = 0.98: hiệu suất bộ truyển bánh răng trụ

ηxich = 0.97: hiệu suất bộ truyển xích

ηcap-o = 0.99: hiệu suất của một cặp ổ lăn

Vậy công suất cần thiết : PCT =Plv η = 0,7762, 4 = 3.092 (kW)

* Tính sơ bộ số vòng quay của động cơ điện:

nct =60000 v

π D = 60000.0.3π 310 = 18.48 (v/p) Với:

V = 0.3 (m/s): Vận tốc băng tải

D = 310 (mm): Đường kính tang Chọn động cơ có Pđc >PCT, chọn sơ bộ động cơ che kín có quạt gió

Tra bảng 2P, trang 322 (Sách Thiết kế Chi tiết máy – Nguyễn Trọng

Hiệp, Nguyễn Văn Lâm – 1998),chọn động cơ kí hiệu 4A112MB6Y3

Công suất động cơ Pđc = 4 ( kW ), vận tốc quay 950 (v/p), hiệu suất

82%.

Phân phối tỉ số truyền chung:

Uchung =n đ /c

n ct = ¿ 18 , 48950 = ¿ 51.399 (v/p)Chọn ungoai = 2

Uh =U c h

U ng=51.399

2 = ¿ 25.7

Ta có: uhop = unhanh.ucham

Chọn ucham = 3.2 suy ra unhanh= uc h am u h op =25 ,7 3 , 2 = 8.031

N III = N II η cap-o η br-tru = 2.524 (kW)

N IV = N III η xich η cap-o = 2.424 (kW)

*Bảng thông số động học:

II Thiết kế bộ truyền ngoài : Bộ truyền xích

Với các số liệu : P = 2.524 kW ; n = 36.96 v/p ; U = 2 làm việc 2 ca

Theo bảng 5,4 [I] : Với u = 2 ta chọn số răng đĩa nhỏ Z1 =27 àsố

 Hệ số ảnh hưởng của vị trí bộ truyền : K0 =1 do α =300 <600

 Hệ số điều chỉnh lực căng xích (điều chỉnh được) : Kđc=1

 Hệ số ảnh hưởng điều kiện tròn trơn ( môi trường không bụi ):

Kđc=1

 Hệ số kế đến chế độ làm việc của bộ truyền: Kc =1,25

Thay vào (1) ta được : K = 1.1.1.1.1,25.1 =1,25

Điều kiện đảm bảo độ bền mỏi xích :

Theo công thức (5.3) [I] : Pt =P K K n K z

III Thiết kế bộ truyền trong :

1 Thiết kế bộ truyền cấp nhanh (bộ truyền trục vít):

Dữ liệu thiết kế: P1 = 3,092 kW; P2 = 2,602 kW; n1 = 950

(v/p); n2 = 118,288 (v/p); unhanh = 8,031

*Dự đoán vận tốc trượt theo công thức:

= 3 , 9.10−5⋅950√ 3 210000 = 2,2 (m/s)Với vs < 5 m/s, ta chọn vật liệu là đồng thanh không thiếc hay đồng thau

Tra bảng 3.58, chọn vật liệu: BCuAl9Fe4

Có giới hạn bền: 500 MPa

Giới hạn chảy: 200 MPa

Độ rắn: 110 -140

*Xác định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uốn cho phép:

1 Ứng suất mỏi tiếp xúc cho phép:

Bánh vít chế tạo từ đồng thanh không thiếc:

= 300 -25vs = 244,938 MPa

2 Ứng suất mỏi uốn cho phép:

Với bánh vít đồng thanh thiếc:

Trong đó:

= 141 (MPa)

Do tải trọng và số vòng quay n2 không thay đổi, nên:

= 0,544882

=76,82841 MPa

3 Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép khi qua tải:

*Xác định số mối ren Z 1 của trục vít và số răng Z 2 của bánh vít:

Chọn số mối ren Z1 của trục vít theo tỉ số truyền u Với u = 8,031,

Chọn Z1=4, suy ra Z2=uZ1=8,031.4=32,1249, Chọn Z2=33 > Zmin

(bánh vít không bị cắt chăn răng)

Kiểm nghiệm sai số tỉ số truyền:

8,25

2,723842% < 4% (Thỏa mãn)

*Sơ bộ chọn trị số hiệu suất, hệ số tải trọng và công suất

trên bánh vít:

0,9(1−8,031

200 ) = 0,8638Công suất trên bánh vít:

*Xác định khoảng cách trục a w theo độ bền tiếp xúc:

Đối với bộ truyền trục vít bằng thép, bánh vít không đồng thanh:

Trong đó: T2: mômen xoắn trên bánh vít

T1: mômen xoắn trên trục vít

Z2: Số răng của bánh vít

q: hệ số đường kính của trục vít

K : hệ số tải trọng (đã chọn sơ bộ ở trên)

*Xác định môdun dọc m của trục vít:

2.98 33+9

= 4,667 Chọn m = 5 (Tra bảng 3.53)

*Tính lại khoảng cách trục (với m tiêu chuẩn đã chọn):

5 (33+9) 2

= 105 mm

Hệ số dịch dao khi cắt bánh vít:

0

*Kiểm nghiệm vận tốc trượt, hiệu suất và hệ số tải trọng:

Vận tốc trượt dọc theo đường ren của trục vít:

9

= 0,4182243 (rad) 5*9

= 45mmSuy ra vs = 60000.cos 3 ,14.950(0,418) = 2,449504 m/s

Vs vẫn nằm trong phạm vi < 5 m/s khi chọn vật liệu bánh vít

*Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền tiếp xúc:

Điều kiện bển về tiếp xúc của răng bánh vít:

= 219,0189 (MPa) (thõa mản điều kiện mỏi)

*Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền uốn:

Điều kiện bền về uốn của răng bánh vít:

Trong đó:

5*cos(0,4182243) = 4,5690577

Đường kính trụ chia của bánh vít: d2 = mZ2=5*33 = 165mm

Chiều rộng vành răng bánh vít: Khi Z1 = 4: b2 ≤ 0,67.da1

*Kiểm nghiệm răng bánh vít về quá tải:

Kiểm nghiệm theo ứng suất tiếp xúc cực đại:

Kiểm nghiệm theo ứng suẩt uốn cực đại:

Hệ số quá tải: Kqt = T 2 max T 2 = 1,3

Nhiệt độ của dầu bên trong hộp giảm tốc phải thỏa mãn

điều kiện (hộp giảm tốc được làm nguội tự nhiên):

Trong đó:

Công suất trên trục vít: P1 = 3,0921014 (kW)

Lực tác dụng khi ăn khớp trong bộ truyền trục vít gồm ba thành

phần: Lực vòng Ft, lực dọc trục Fa và lực hướng tâm Fr

2.210000 165

=2546,3398 (N)

= 2546,3398.tan(0,418+0,0347) = 1239,3877 (N)

2546,3398.tan(200)

= 926,79189 (N)

*Kiểm tra độ cứng uốn của thân trục vít:

Với trục vít một đầu lắp hai ổ đỡ chặn, đầu kia lắp ổ lăn đỡ, điều kiện

đảm bảo độ cứng của thân trục vít:

Suy ra: f = 0,0052 (mm) < [f] = 0,05 (mm)

2 Thiết kế bộ truyền cấp chậm (bộ truyền

bánh răng trụ răng thẳng):

Dữ liệu thiết kế: PII = 2,602 (kW); nII = 118,3 (v/p)

*Chọn vật liệu bánh răng và cách nhiệt luyện:

Công suất truyền động không lớn, chọn vật liệu bánh răng thuộc

nhóm I (HB>350): Bánh dẫn: Thép C45, tôi cải thiện, đạt độ rắn

241-285, giới hạn bền 850MPa, giới hạn chảy 580MPa Bánh bị dẫn:

Thép 40Cr, tôi cải thiện, đạt độ rắn 230-260, giới hạn bền 850MPa,

giới hạn chảy 550MPa Chênh lệch độ rắn: HB1-HB2=25HB

*Xác định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uốn

cho phép:

1 Ứng suất mỏi tiếp xúc cho phép:

Ứng suất mỏi tiếp xúc cho phép:

Khi tính toán thiết kế, sơ bộ chọn:

Trong đó:

SH: hệ số an toàn

Giới giới hạn bền mỏi tiếp xúc với số chu

kỳ chịu tải thực tế NHE của bánh răng đang xét:

Giơ giới hạn bền mỏi tiếp xúc (dài hạn) của mặt răng

tương ứng với số chu kỳ cơ sở NH0

Tra Bảng 3.32 với thép C45, tôi cải thiện, độ rắn 280HB

và thép 40Cr, tôi cải thiện, độ rắn 255HB

Với HB1 = 280; HB2 = 255

2.280 + 70 = 630 (MPa)2.255 + 70 = 580 (MPa)

NH0: số chu kỳ cơ sở khi tính về độ bền tiếp xúc:

Với c: số lần ăn khớp của răng trong một vòng quay: c=1

Do số vòng quay trên hai trục và tải trọng không đổi, nên:

Lh: tổng thời gian làm việc [giờ]: Lh=6,5.320.16=33280h

Do NHE2 = 73,8.106 > NH02 =1,79.106 580MPa

Suy ra:

580

1 ,1 =527 , 27 MPa

Khi tính truyền động bánh răng trụ răng thẳng, ứng suất

mỏi tiếp xúc cho phép:

527,27MPa

2 Ứng suất mỏi uốn cho phép:

Ứng suất mỏi uốn cho phép:

SF: hệ số an toàn

Khi tính toán thiết kế, sơ bộ chọn:

giới hạn bền mỏi uốn của răng ứng với số chu

kỳ chịu tải thực tế NFE của bánh răng đang xét:

giới hạn bền mỏi uốn (dài hạn) ứng với số chu

kỳ cơ sở NF0

Tra Bảng 3.32, với thép C45, tôi cải thiện, độ rắn 280HB

và thép 40Cr, tôi cải thiện, độ rắn 255HB

Với: HB1=280, HB2 = 255, ta có:

1,8.280 = 504 MPa1,8.255 = 459 MPa

mF: bậc của đường cong mỏi uốn: khi HB ≤ 350 thì mF=6

NF0: số chu kỳ cơ sở: NF0 = 4.106

NFE: số chu kỳ chịu tải:

Suy ra NFE1 = 236.106; NFE2 = 73,8.106

1, 75.1=262 ,28 (MPa)

*Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép khi quá

tải:

1 Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

[бF]max = 0,8бch khi HB ≤ 350, trong đó, бch: giới hạn chảy

Bánh dẫn: бch1 = 580MPa → [бF1]max = 0,8.580 = 464MPa

Bánh bị dẫn: бch2 = 550MPa → [бF2]max = 0,8.550 = 440MPa

2 Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

Với bánh răng tôi cải thiện: [бH]max = 2,8.бch

Ka: hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng, loại răng:

Tra Bảng 3.34, Ka = 49,5 (với bánh răng thẳng, vật liệu

bánh răng thép-thép)

, hệ số bề rộng bánh răng, với bw: bề rộng bánh răng

Tra Bảng 3.35: Bánh răng không đối xứng, H1,H2 ≤ HB350

0,25 – 0,4 → Chọn 0,3

T : mômen xoắn trên bánh dẫn [Nmm]:

*Xác định môdun của bánh răng:

Sơ bộ xác định môdun của bánh răng theo khoảng cách trục:

Tính chính xác khoảng cách trục aw theo số răng Z1 và Z2 đã quy tròn:

1

Tính toán lại tỉ số truyền u: u’=Z 2 Z 1 = 148

46 = 3,217Kiểm tra sai số tỉ số truyền:

Vận tốc vòng của bánh răng:

Với: d1 = 92 (mm); n1 = 118,288 (v/p) → v = 0,5698065 (m/s)

Chọn cấp chính xác bánh răng theo Bảng 3.43:

Với bánh răng thẳng, v ≤ 2m/s: Chọn CCX 9, v ≤ 2m/s

*Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

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

Trong đó:

ZM – hệ số xét đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp

Tra Bảng 3.34: Vật liệu bánh răng thép-thép: ZM = 274

KH – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: KH = KHa.KHß.KHV

KHß = 1,034 (đã tính ở trên) Với bộ truyền bánh răng thẳng: KHa = 1

Tra Bảng 3.43: CCX 9, răng thẳng, HB1,2 < 350, → v = 0,5698065

(m/s) : KHV = 1,022 → KH = 1.1,034.1,022 = 1,055748

dw1: đường kính vòng lăn: dw1 = d1 = 92 (mm)

Suy ra:

бH = 274.1 , 76.0,858√2.(210073).(1,055748).(3 , 2+1)

60.3 , 2.(92) 2 =443,4936 MPa

(thỏa mãn điều kiện bền mỏi tiếp xúc)

Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép: Trên đây, khi xác định sơ bộứng suất tiếp xúc cho phép, ta đã lấy: ZR.ZV.ZxH = 1 Các hệ số này được

chọn như sau:

Với Ra ≤ 1,25 – 0,63µm : ZR = 1

Với v = 0,5698m/s ≤ 2,5m/s : ZV = 1

Với da ≤ 700mm : KxH = 1

Do đó, kết quả tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép: [бH] = 527,27MPa

Ta thấy: бH < [бH] (thỏa mãn điều kiện bền mỏi tiếp xúc)

*Kiểm nghiệm răng về độ bền mỏi uốn:

Ứng suất uốn trong răng và độ bền mỏi uốn:

Trong đó:

T1: mômen xoắn trên bánh dẫn 1: T1 = 210073Nmm

m: môdun của bánh răng: m = 2

Tra Bảng 3.49: Với x = 0; Z1 = 46; Z2 = 148: YF1 = 3,64.YF2 = 3,61

KF: hệ số tải trọng khi tính về uốn: KF = KFa.KFß.KFV

Tra Bảng 3.36: với sơ đồ 5, ψbd = 0,63, khi H1,2 ≤ 350HB: KFß = 1,052

Tra Bảng 3.46: Ứng với H2 ≤ 350HB, răng thẳng, không vát dầu

Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép: Trên đây, khi xác định sơ

bộ ứng suất uốn cho phép: YR.YS.YxF = 1, Các hệ số được chọn như

(thỏa mãn điều kiện bền mỏi tiếp xúc)

*Kiểm nghiệm răng về quá tải:

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

v.v…) Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp

xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại

- Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc

cực đại бHmax không được vượt quá một giá trị cho phép:

Trong đó: Kqt = Tmax/T: hệ số quá tải, T: mômen xoắn danh nghĩa, Tmax

là mômen xoắn quá tải; бH: ứng suất tiếp xúc khi chịu mômen xoắn

danh nghĩa T; бHmax ứng suất tiếp xúc khi quá tải (khi chịu mômen

xoắn quá tải Tmax); [бH]max: ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải

Với dữ liệu đề bài đã cho, ta có:

Kqt = 1, 3 T T =1 , 3

Theo kết quả tính toán ở trên, ta có:

бH = 443,49364MPa → бHmax = 443,496√1 ,3 =505 , 66 MPa

Ta thấy: бHmax = 505,66MPa < min([бH1]max,[ бH2]max) = 1540MPa

(thỏa mãn điều kiện bền về tiếp xúc khi quá tải)

- Để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng,

ứng suất uốn cực đại бFmax tại mặt lượn chân răng không được vượt

quá một giá trị cho phép:

бFmax = бF.Kqt ≤ [бF]max

Trong đó: бF: ứng suất uốn khi chịu mômen xoắn danh nghĩa T; бFmax:

ứng suất uốn khi quá tải (khi chịu mômen xoắn quá tải Tmax); [бF]max:

ứng suất uốn cho phép khi quá tải

Theo kết quả tính toán ở trên, ta có:

бF1max = 112,76153MPa < [бF1]max = 464MPa

бF2max = 111,83218MPa < [бF2]max = 440MPa

(thỏa mãn điều kiện bền uốn khi chịu quá tải)

*Tính lực tác dụng:

Lực vòng: Ft = 2T 1 d 1 =2.210073

92 =4566 , 8(N )

Lực hướng tâm: Fr = Ft.tan(α) = 4566,8.tan(200) → Fr = 1662,18 (N)

Trong đó: α: góc áp lực trên vòng chia: α = 200

*Kiểm tra sơ bộ điều kiện bôi trơn bằng ngâm dầu:

Vận tốc vòng trên trục vít: v1 = π d 1.n 160.1000 =π 45 950

60.1000 =2,238 m/ s

Với vận tốc vòng của trục vít v ≤ 10m/s, HGT trục vít được bôi trơn

bằng phương pháp ngâm dầu

- Đối với HGT trục vít-bánh răng, trục vít đặt dưới: Mức dầu thấp

nhất ngập chiều cao ren của trục vít (nhưng không được vượt quá

đường tâm con lăn dưới cùng), đồng thời phải ngập chân răng của

bánh trụ bị dẫn của cấp chậm (nhưng không nhỏ hơn 10mm) Khi đó

nếu không thể ngâm được hết chiều cao ren của trục vít trong dầu (do

mức dầu vượt quá đường tâm con lăn dưới cùng), thì lắp vòng vung

dầu trên trục vít, dầu bắn lên bánh vít rồi theo răng đến bôi trơn chỗ

ăn khớp

Mức dầu max lấy cao hơn mức dầu min một khoảng 10mm, nhưng

không được vượt quá đường ngang tâm viên bi hay con lăn dưới

cùng, đồng thời không vượt quá 1/3 đến 1/6 bán kính bánh răng trụ bị

Mức dầu max không được vượt quá 2/3 bán kính bánh răng trụ

cấp chậm (tính từ trên xuống): [Hmax] = (1/3)da4 = (1/3).300 = 100mm

Ta thấy: Hmax = 111,5mm > [Hmax] = 100mm, tức là mức dầu max

nằm thấp hơn mức dầu max cho phép Như vậy, điều kiện bôi trơn

HGT bằng phương pháp ngâm dầu được thỏa mãn

Trường hợp mức dầu min vượt quá đường tâm con lăn dưới cùng

(không thể ngâm được hết chiều cao ren của trục vít trong dầu), thì