đồ án cơ sở thiết kế máy

I /TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC1.. Chọn động cơ điện Để đáp ứng yêu cầu của hệ thống ta chọn loại động cơ điện xoay chiều không đồng bộ ba pha có rôto ngắn mạch do nó có kết cấu đơn giản, giá thà

I /TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC

1 Chọn động cơ điện

Để đáp ứng yêu cầu của hệ thống ta chọn loại động cơ điện xoay chiều không đồng

bộ ba pha có rôto ngắn mạch do nó có kết cấu đơn giản, giá thành hạ, dễ bảo quản, làmviệc tin cậy có thể mắc trực tiếp vào lưới điện ba pha không cần biến đổi dòng điện,hiệu suất vào và công suất làm việc phù hợp với hệ thống…

Ta chọn động cơ theo ba chỉ tiêu cơ bản sau:

-Công suất của Động cơ > Công suất cần thiết ( P đc > P ct )

-Momen quá tải T qt ≤ T max

-Số vòng quay/phút của động cơ: n đc ≈ n sb

a Xác định công suất cần thiết của động cơ:

Công suất cần thiết được tính theo công thức:

Pi – Công suất ở chế độ làm việc thứ i

P1- Công suất lớn nhất hoặc tác dụng lâu dài nhất

ti – Thời gian làm việc ở chế độ Pi

tck – Thời gian làm việc trong 1 chu kì

β= √12×2+0,82×3+0,32× 2

η: Hiệu suất toàn bộ hệ thống

η= ηđ.ηηBR.ηηx.ηη3ol

ηđ - Hiệu suất của bộ truyền đai thang : 0,95 ÷ 0,96

ηBR - Hiệu suất của bộ truyền bánh răng: 0,96 ÷ 0,98( Bánh răng trụ )

ηBR - Hiệu suất của bộ truyền bánh răng: 0,95 ÷ 0,97(Bánh răng côn)

ηx - Hiệu suất của bộ truyền xích: 0,90 ÷ 0,93

ηol - Hiệu suất của một cặp ổ lăn: 0,99 ÷ 0,995

Hộp giảm tốc của ta dùng bánh răng côn nên ta chọn như sau:

Pct = 2,8875× 0,76530,7881 = 2,8 (kW)

b Xác định số vòng quay sơ bộ của Động cơ :

Số vòng quay sơ bộ của động cơ được tính theo công thức:

nsb = nlv.ηuht (2)

nlv- Số vòng quay trục công tác, ở đây ta tính theo công thức của xích tải:

n lv = 60000× v z p = 60000× 0,35 19× 31,75 = 34,81 (vòng/phút)

v-Vận tốc xích tải (m/s)z-Số răng đĩa xích tải p-Bước xích tải (mm)

uht- Tỉ số truyền toàn bộ hệ thống

uht= uđ.ηuBR.ηux

uđ - tỉ số truyền của bộ truyền đai thang: 3 ÷ 5

uBR- tỉ số truyền của bánh răng trụ: 3÷ 5

uBR- tỉ số truyền của Bánh răng côn: 2÷ 4

ux - tỉ số truyền của bộ truyền xích: 2 ÷5

Từ các thông số tính toán ta có kết quả chọn động cơ:

Theo BẢNG P1.1 : CÁC THÔNG SỐ KỸ THUẬT CỦA ĐỘNG CƠ ĐIỆN K

Giáo trình: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí ,tập 1

(tác giả: Trịnh Chất,Lê Văn Uyển)

Ta chọn động cơ có thông số như sau:

d Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ đã chọn:

- Kiểm tra điều kiện mở máy:

Khi mở máy, mô men tải không được vượt quá mô men khởi động của động cơ

( T<Tk) nếu không động cơ sẽ không chạy.η

2.Phân phối tỉ số truyền

Để phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền, phải tính tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống.η

uht = n đc

n lv = 34,812890 = 83 = uđ.ηuBR.ηux

Với: uđ - tỉ số truyền của bộ truyền đai thang: 3 ÷ 5

uBR- tỉ số truyền của Bánh răng côn: 2÷ 4

ux - tỉ số truyền của bộ truyền xích: 2 ÷5

Ta chọn tỉ số truyền của bộ truyền đai thang uđ=5

tỉ số truyền của Bánh răng côn uBR=4

tỉ số truyền của bộ truyền xích : ux= u ht

TI = 9,55.η106 η P n I

I = 9,55 η106 η 5782,6 = 42958 (N.ηmm)-Momen xoắn trên trục II:

TII= 9,55.η106 η P II

n II = 9,55 η106 η 144,52,4 = 158616 (N.ηmm)-Momen xoắn trên xích tải:

1.1-Chọn loại đai : Đai thang

Tra bảng 4.η13-Các thông số của đai hình thang (Giáo trình Tính toán thiết kế hệdẫn động cơ khí-Trịnh Chất,Lê văn Uyển) dựa vào yêu cầu thông số đầu vào ta

chọn đai thang bình thường loại Б với các thông số của đai như sau:

tiết diện

A (mm2)

Đườngkínhbánh đainhỏ d1

Hìn

h vẽ dưới đây thể hiện kích thước mặt cắt ngang của dây đai:

45°

14 17

(đối với loại đai thang thường).η

Chọn d 2 =630 mm

1.3-Khoảng cách trục sơ bộ:

Ta chọn theo bảng 4.14 dựa vào tỉ số truyền u và đường kính bánh đai d 2 :

a/d 2 1,5 1,2 1,0 0,95 0,9 0,85

Ta có d2=630 mm

uđ=5

 a= d2.η0,9 = 630 x 0,9 = 567 (mm)

a tính được thỏa mãn điều kiện 0,55(d 1 + d 2 ) ≤ a ≤ 2(d 1 + d 2 )

1.4-Chiều dài đai: chiều dài đai được tính từ khoảng cách trục a đã chọn:

l=2a + π(d1+d2)/2 + (d2−d1)2/4a = 2.η567+π(140+630)/2+(630-140)= 2834 mm

Ta quy tròn theo tiêu chuẩn(bảng 4.η13) l=3000 mm

P1 - Công suất trên trục bánh đai chủ động.η 2,6 kW

[Po]- Công suất cho phép, xác định bằng thực nghiệm ứng với bộ truyền có số đai z=1; chiều dài đai lo, tỉ số truyền u= 1 và tải trọng tĩnh, trị số của [Po] đối với đai thang cho trong bảng 4.η19.η

C1 – Hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai, trị số của C1 phụ thuộc tỉ số chiều dài đai của bộ truyền đang xét l và chiều dài đai lo lấy làm thí nghiệm(lo

lấy trong bảng 4.η19 và 4.η20) cho trong bảng 4.η16.η

lo= 2240 -> l/lo= 3000/2240=1,3 vậy C1= 1,04

Cu – Hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền ( u tăng làm tăng đường kính

bánh đai lớn ,do đó đai ít bị uốn hơn khi vào tiếp xúc với bánh đai này), trị số của Cu cho trong bảng 4.η17.η

Đường kính ngoài của bánh đai (với ho = 4,2)

+ Đường kính ngoài của bánh đai nhỏ là:

d d a

ho

* Bảng thông số của bộ truyền đai:

Do bộ truyền tải không lớn, ta chọn xích ống-con lăn 1dãy, gọi tắt là xích con lăn một

dãy.η Loại xích này chế tạo đơn giản, giá thành rẻ và có độ bền mòn cao.η

2.2.Xác định thông số của bộ truyền xích

A- Chọn số răng của đĩa xích:

Số răng của đĩa xích nhỏ được xách định theo công thức

Z1=29-2.ηu ≥19 (T80- sách TTTKHDĐCK-Tập 1)

Với ux=4,15 ta có: Z1=29-2.η4,15=20.η7 thỏa mãn điều kiện

=> Z1= 21 (răng)

Số răng của đĩa xích lớn:

Z2=U.ηZ1≤ Zmax ( với Zmax=120 (đối với xích con lăn)).η

Kbt: Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn.η

Kbt=1,3 (môi trường có bụi, chất lượng bôi trơn đạt yêu cầu)

Kđ: Hệ số tải trọng động kể đến tính chất của tải trọng.η

Kđ=1( bộ truyền làm việc êm)

Kc:Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền.η Kc=1,25 (là việc 01 ca) Thay số vào ta tính được:

= 1257,5(mm)

Để xích chịu lực căng không quá lớn nên giảm a đi một lượng bằng

∆a= 0,004a= 0,004.η1257,5= 5,03(mm)

Do đó khoảng cách trục thực tế là: a= 1257,5-5,03 = 1252,47 (mm).η

E-Kiểm nghiệm va đập của xích:

- Số lần va đập của xích được tính theo công thức 5.η14 :

 Fo- lực căng do bánh xích bị động gây ra:

Fo= 9,81.ηkf.ηq.ηa (theo 5.η16 trang 85)

Trong đó: - kf :là hệ số phụ thuộc độ võng f của xích và vị trí bộ truyền kf= 2ứng với trường hợp bộ truyền nghiêng một góc 450 so với phương nằm ngang.η  Fo= 9,81.η2.η3,8.η1257,5= 93,75(N)

Fv- lực căng do lực ly tâm sinh ra khi làm việc Fv= qv2=3,8.η1,62=9,728

Vậy chúng ta tính được:

S= 1,2.1500+ 93,75+9,72888500 =46,5

Tra bảng 5.η10 trang 86 sách TTTKHDĐCK Tập 1 với no1=200(v/p) ta được:[s ] =8,5  s= 46,5> [s ] vậy bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.η

G-Xác định thông số của đĩa xích.

a.ηXác định đường kính của đĩa xích.η

Theo công thức 5.η17 và tra bảng 14-4b Trang 20 tập 2 ta xác định được các thông số sau:

b.η Kiểm nghiệm theo độ bền tiếp xúc răng đĩa xích:

Răng đĩa xích được kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc theo công thức 5.η18.η

sH = 0,47 √K r(F t K đ+F v đ)E

A K d £ [sH]

-[sH] : ứng suất tiếp cho phép :

Chọn vật liệu làm đĩa xích là thép 45 tôi cải thiện đạt HB170 tra theo bảng 5.η11 sáchTTTKHDĐCK - trang 86 ta có :

[sH] = 600 MPa

Hệ số xét đến ảnh hưởng của số răng: Với Z1 = 21 => kr1 = 0,48

Z2 = 87  kr2 = 0,22

-A: Diện tích chiếu của bản lề = 262 mm2 : Tra bảng 5.η12 với p = 31,75 mm.η

E + E : Môđun đàn hồi tương đương.η

với E1,E2 lần lượt là môđun đàn hồi vật liệu con lăn và răng đĩa

Chọn vật liệu làm con lăn và đĩa xích đều là thép : E = 2,1.η105 MPa

-Fvđ : Lực va đập trên m = 1 dãy xích :

Fvđ = 13.η10-7nIIp3m = 13.η10-7.η144.η31,753.η1= 0,189 (Mpa) -Kd : Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy

I-Bảng tổng hợp số liệu về bộ truyền xích.

Thép 45 tôi cải thiệnĐường kính vòng

chia

d1

d2

213,03 mm 879,44 mm

răng đĩa xích

df1

df2

193,79 mm 872,94 mmLực tác dụng lên

trục

Fr 1725 (N)

3 Thiết kế bộ truyền trong-bánh răng côn:

3.1.Thông số đầu vào:

Đối với hộp giảm tốc bánh răng côn 1 cấp chịu công suất nhỏ (P dm dc = 5,5 Kw) ,

ta chỉ cần chọn loại vật liệu nhóm I.η Vật liệu nhóm I là loại vật liệu có độ rắn HB ≤ 350, bánh răng được thường hóa hoặc tôi cải thiện.η Nhờ có độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn.η Bên cạnh đó, cần chú ý rằng để tăng khả năng chạy mòn của răng, nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độrắn thấp hơn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị:

+ Độ rắn : HB = (192…240) ;

+ Giới hạn bền : sb2 = 750 Mpa ;

+ Giới hạn chảy : sch2 = 450 Mpa ;

Chọn độ rắn của bánh răng lớn : HB2= 230 Mpa

Theo công thức 6.η5 sách HDTK HDĐ CK - trang 93 :

- NHE : Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

Theo công thức 6.η7 sách TTTKHDĐCK - trang 93 :

NHE = 60.c.∑(Ti / Tmax )3.ni ti

Với : - C là số lần ăn khớp trong một lần quay : C =1

-ni : số vòng quay của bánh răng đang xét.

-Ti : momen xoắn làm việc ở chế độ i của bánh răng.

-ti : thời gian làm việc trong từng chế độ tải.

Ta có Với bánh răng nhỏ: C=1 ; nI=578 vòng/phút

Với bánh răng lớn: C=1 ; nII=144 vòng/phút

[sH2] =

530.1.11,1 = 481,82 Mpa

Do đây là bộ truyền bánh răng côn thẳng nên :

 sH  min(  sH1, sH2 ) 481,82  MPa

b-Ứng suất uốn cho phép:

[sF] =

o lim

R S xF FC FL F

K K KS

s

Trong đó:

+ sFlim: ứng suất uốn cho phép:

Tra bảng 6.η2 sách HDTK HDĐ CK - trang 94 có

sFlim = 1,8HB sFlim1 = 1,8HB1 = 1,8.η245 = 441 MPa

sFlim2 = 1,8HB2 = 1,8.η230 = 414 MPa

+ SF : Hệ số an toàn tính về tiếp uốn :

Tra bảng 6.η2 sách HDTK HDĐ CK - trang 94 có : SH = 1,75

+ YR : Hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám mặt lượn chân răng.η

+ YS : Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất.η

+ KxF : Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.η

+ NFO : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

NFO = 4.η106 đối với tất cả các loại thép.η+ NFE : Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

Theo công thức 6.η8 sách HDTK HDĐ CK - trang 93 :

NFE = 60.c.∑(Ti / Tmax )mF.ni ti

Với : C là số lần ăn khớp trong một lần quay : C =1

ni : số vòng quay của bánh răng đang xét.

T : mômen xoắn làm việc ở chế độ i của bánh răng.

ti : thời gian làm việc trong từng chế độ tải.

T : mômen xoắn làm việc ở chế độ i của bánh răng.

mF : bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn (mF = 6 ).

NFE = 60.c.∑(Ti / Tmax )mF.ni ti

Vậy: ứng suất tiếp xúc cho phép:

[sF] =

o lim

R S xF FC FL F

K K KS

s

[sF1] = 1,75441.η1.η1 = 252 (MPa)[sF2] = 1,75414.η1.η1 = 236,57 (Mpa) Đây là bộ truyền bánh răng côn thẳng nên :

[sF] = min([sF1] ,

[sF2]) =236,57 (Mpa)

c-Ứng suất quá tải cho phép :

Theo công thứ 6.η13 và 6.η14 trang 95-96 sách TTTK HDĐCK:

[sH]max = 2,8sCH2 = 2,8.η450 = 1260 MPa[sF1]max = 0,8sCH1 = 0,8.η580 = 464 MPa[sF2]max = 0,8sCH2 = 0,8.η450 = 360 Mpa

C- Xác định các thông số :

a-Chiều dài côn ngoài :

Theo công thức 6.η52a trang 112 (GT TTTKHDĐCK I) ta có:

Re =

s

1 H 2

+ KR : Hệ số phụ thuộc vật liệu, loại răng : KR = 0,5Kđ

Kđ : Hệ số phụ thuộc loại răng : Với bánh răng côn, răng thẳng làm bằng thép Kđ = 100 MPa1/3

 KR = 0,5.η100 = 50 MPa1/3

+ Kbe : Hệ số chiều rộng vành răng

Kbc = b/Rc = 0,25 … 0,3 (trị số nhỏ dùng khi u > 3, trị số lớn dùng khi u ≤ 3).η

 Chọn Kbe = 0,25

+ KH : Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng Với bánh răng côn có :K be U 2−Kbe.η = 0,25.4,152−0,25 = 0,593

Tra bảng 6.η21 sách TTTK HDĐ CK tr113  KH = 1,23

+ T1 = 103832 Nmm : Mômen xoắn trên trục bánh chủ động

=>Z1P = 17 Với HB < 350 : Z1 = 1,6Z1P = 1,6.η17 = 27,2

m(1- 0,5K ) = (1−0,5.0,25)2,62 = 3 mm

Theo bảng 6.η8 GT TTTK HDĐCK tr113 lấy mte theo tiêu chuẩn :

.η100%

t

u u u



=

4,15−4,154,15 = 100% =0 < 4% vậy thỏa mãn.η

l- Chiều cao đầu răng ngoài.

hae1= (hte +xn1.ηcosβm).ηmte với xn1 tra bảng 6.η20 trang112

n- Đường kính đỉnh răng ngoài :

dae1 = de1 + 2hae1 cosδ1 = 81 + 2.η4,08 ηcos13,55o = 88,93 mm

dae2 = de2 + 2hae2 cosδ1 = 336 + 2.η1,92.ηcos76,45o = 336,9 mm

D- Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng côn :

a- Kiểm nghiệm theo độ bền tiếp xúc

Theo công thức 6.η58 sách TTTK HDĐ CK tr115

sH = ZMZHZ

2

1 H 2 m1

0,85bd u ≤ [sH]’

Trong đó :

+ ZM : Hệ số kể đến cơ tính vật liệu làm bánh răng

Theo bảng 6.η5 GT TTTK HDĐCK tr96 với bánh răng làm bằng thép :

(4 -1,73)

3 = 0.η87 + KH : Hệ số tải trọng tiếp xúc

Theo công thức 6.η61 sách TTTK HDĐ CK tr116:

KH = KHKHKHv

KH : Hệ số xét đến sự phân bố tải trọng không đều trong các đôi răng đồng thời Ăn khớp

 Bánh răng côn răng thẳng nên : KH = 1

KH : Hệ số xét đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành Răng.η

Với v=

m1

d n 60000



= π 70,875 14460000 = 0,5 m/sTheo bảng 6.η13 sách TTTK HDĐ CK tr106 chọn cấp chính xác 8

v

  = 1 +

1,6.40 70,8752.429158.1 1,23 = 1,004

0,85bd u

sH = 274.η1,76.η0,87√2.42958 1,235 √4,152+1

0,85.43,2 70,8752.4,15 = 356 MPaTheo công thức 6.η1 và 6.η1a ta có :

b- Kiểm nghiệm theo độ bền uốn.

+ dm1 : đường kính trung bình của bánh chủ động dm1 = 70,875mm.η

+ Y : Hệ số xét đến độ nghiêng của răng

Bánh răng côn răng thẳng  Y=1+ YF1,YF2 : Hệ số dạng răng của bánh dẫn và bánh bị dẫn :

Với :

1 1

1cos

v

z Z





=

27cos13,55 = 27,77

Z 2 v= Z2

cos2 = cos76,45112 = 478,03

Tra bảng 6.η18 ta được :

YF1 = 3,57 ; YF 2 = 3,63

+ KF= K ηK ηKFβ Fα Fv : Hệ số tải trọng khi tính về uốn

KF : Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên các đôi răng cùng ăn khớp đồng thời.η

 Bánh răng côn, răng thẳng  KF = 1

KF : Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng : Theo bảng 6.η21 sách TT TK HDĐCK

=

3,633,57.120 = 122 MPa Suy ra : sF1 < [sF1]’

sF2 < [sF2]’

 Điều kiện bền uốn được đảm bảo

c- Kiểm nghiệm răng về quá tải.

 Đạt yêu cầu về khả năng quá tải

d- Lực tác dụng trong bộ truyền bánh răng côn.

Theo công thức 10.η4 trang 185 sách TTTK HT DĐ CK ta có

Chiều rộng vành răng b 43,2 mm

1,92 mmChiều cao chân răng

4,68 mmĐường kính đỉnh răng

 Độ rắn :HB=192.η.η240

 Giới hạn bền : σb=750 Mpa

 Giới hạn chảy : σch= 450 Mpa

2 Tính toán thiết kế trục.

1.Xác định đường kính sơ bộ của trục:

Đường kính trục thứ k trong hộp giảm tốc chỉ xác định bằng momen được tính theo công thức sau:

d k sb ≥ 3

√0,2[τ ] T (CT 10.η9 trang 188) Trong đó: - T: Mômen xoắn của trục thứ k

-[τ] : ứng suất xoắn cho phép với vật liệu là thép, Mpa với vật liệu thép

45 [τ]= (15.η.η30) Mpa , ta chọn [τ]= 20 Mp

d sb I= 3

√429580,2.20 = 22.η06 mm Vậy ta lấy d sb I =25 mm theo tiêu chuẩn bảng 10.η2 (trang189 tập 1)

d sb II= 3

√1586160,2.20 =34 mm Vậy ta lấy d sb II=35 mm theo tiêu chuẩn bảng 10.η2 (trang189 tập 1)

Tư đó ta có kết quả như sau:

 Đường kính sơ bộ của trục I d sb I =25 mm

 Đường kính sơ bộ của trục II d sb II=35 mm

Dựa vào đường kính sơ bộ trục vừa tính toán, ta xác định được gần đúng bề rộng của ổ lăn theo bảng 10.η2 tr 189 sách TTTKHD ĐCK tập 1 như sau:

 d sb I =25 mm ta có: b01=17 mm

 d sb II=35 mm ta có: b02=21 mm

2.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực.

A.xác định các kích thước liên quan đến bộ truyền

 Chiều dài moayo bánh đai, đĩa xích được tính theo công thức sau:

Lm (1,2… 1,5)dk (10.η10 trang 189 tập 1)Với dk : là đường kính của trục đĩa xích hoặc bánh đai.η

+ Chiều dài moayo đĩa xích là :

Lm23=( 1,2.η.η 1,5).η35 =( 42.η.η52.η5) mm

= >chọn Lm23= 50 mm

+ Chiều dài moayo của bánh đai dẫn là:

( với dk= 0,8 lần đường kính của trục động cơ dđc=28mm = > dk=0,8.η28=22.η4mm)

+ Chiều dài moayo bánh răng côn nhỏ là:

Trong đó dk là đường kính của trục bánh đai dẫn được nối với trục động cơ kết cấu nốitrục vòng đàn hồi.η với dI=30 mm

= > lm01 = (1,4.η.η2,5)25 =(35.η.η62.η5) mm

Vậy ta chọn lm01 = 60 (mm)

Các khoảng cách khác được chọn trong bảng (10.3- tr 189 tập 1):

 Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc.η khoảng cách giữa các chi tiết quay.η

 Lực ăn khớp từ bộ truyền bánh răng:

Ft1= Ft2=1212 (N)