Đồ án: Thiết kế sản phẩm với CAD

Chọn kiểu loại động cơ điện: Việc chọn được một động cơ điện phù hợp cho cơ cấu là một việc khá khó khăn, vì động cơ được chọn không những phải đảm bảo có kích thước hợp lý mà còn phải

Lời nói đầu

Đất n-ớc ta đang trên con đ-ờng Công Nghiệp Hoá - Hiện Đại Hoá theo

định h-ớng XHCN trong đó ngành công nghiệp đang đóng một vai trò rất quan trọng Để tạo ra đ-ợc và làm chủ những máy móc nh- thế đòi hỏi mỗi con ng-ời chúng ta phải tìm tòi nghiên cứu rất nhiều Là sinh viên ngành Chế Tạo Máy chúng em luôn thấy đ-ợc tầm quan trọng của những kiến thức

mà mình đ-ợc tiếp thu từ thầy cô, giáo Thiết kế đồ án là một công việc rất quan trọng trong quá trình học tập bởi nó giúp cho ng-ời sinh viên hiểu sâu, hiểu kỹ và đúc kết đ-ợc những kiến thức cơ bản của môn học Môn học Chi tiết máy là một môn khoa học cơ sở nghiên cứu về ph-ơng pháp tính toán và thiết kế các chi tiết máy có công dụng chung từ đó giúp sinh viên có những kiến thức cơ bản về cấu tạo, nguyên lý hoạt động và ph-ơng pháp tính toán thiết kế các chi tiết máy làm cơ sở để vận dụng vào việc thiết kế máy

Sau quá trình học tập chúng em đã đ-ợc giao đề tài là thiết kế trạm dẫn

động băng tải Với những kiến thức đã học và sau một thời gian nghiên cùng với sự giúp đỡ tận tình của thầy cô giáo, sự đóng góp trao đổi xây dựng

chúng em đã hoàn thành đ-ợc đồ án này

Song với những hiểu biết còn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực tế ch-a nhiều nên đồ án của chúng em không tránh khỏi những thiếu sót Chúng em rất mong đ-ợc sự chỉ bảo của các thầy trong bộ môn để đồ án của em đ-ợc hoàn thiện hơn cũng nh- kiến thức về môn học này

TàI LIệU THAM KHảO

[1] – Trịnh Chất ,Lê Văn Uyển,Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí, tập I, NXB Giáo Dục

[2] – Trịnh Chất ,Lê Văn Uyển,Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí, tập II, NXB Giáo Dục

[3] – Bài Giảng Chi Tiết máy, Trường Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp [4] - Bài Giảng Nguyên Lí Máy, Trường Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp

PHẦN 1 TÍNH TOÁN ĐỘNG HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

I CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN :

1 Chọn kiểu loại động cơ điện:

Việc chọn được một động cơ điện phù hợp cho cơ cấu là một việc khá khó khăn, vì động cơ được chọn không những phải đảm bảo có kích thước hợp lý mà còn phải đảm bảo có kích thước nhỏ gọn, gí thành rẻ.Trong thực

tế có nhiều lọa động cơ với những ưu nhược điểm khac nhau

+ Động cơ điện một chiều: loại động cơ này có ưu điểm là có thể thay đổi trị

số của momen và vận tốc góc trong phạm vi rộng, đảm bảo khởi động êm, hãm và đảo chiều dễ dàng…nhưng chúng lại có nhược điểm là giá thành đắt, khó kiếm và phải tăng thêm vốn để đặt thiết bị chỉnh lưu

+ Động cơ điện xoay chiều: bao gồm hai loại một pha và ba pha

Động cơ một pha:công suất nhỏ chỉ phù hợp với các dụng cụ gia đình Trong công nghiệp sử dụng rộng rãi động cơ ba pha:đồng bộ và không đồng

bộ

So với động cơ ba pha không đồng bộ ,động cơ ba pha đồng bộ có ưu điểm công suất cao hệ số cosφ cao,hệ số tải lớn nhưng có nhược điểm:thiết

bị tương đối lớn ,giá thành cao vì phải có thiết bị phù trợ khởi động động

cơ,do đó chúng được dùng cho các trường hợp cần công suất lớn(100kw) ,khii cần đảm bảo chặt chẽ trị số không đổi của vận tốc góc.Động cơ ba phâ không đồng bộ gồm ai kiểu:roto dây cuốn và roto ngắn mạch Động cơ ba pha không đồng bộ roto dây cuốn cho phép điều chỉnh vận tốc trong phạm

vi nhỏ (khoảng 5%) ,có đòng điện mở máy thấp nhưng cosφ thấp.giá thành đắt ,vận hành phức tạp do đó chỉ dùng thích hợp trong một vi hẹp để tìm ra một vận tốc thích hợp của dây chuyền công nghệ dã được lắp đặt

Động cơ ba pha không đồng bộ roto ngắn mạch :có ưu điểm là kết cấu đơn giản ,giá thành hạ,dễ bảo quản ,có thể vào trực tiếp mạng lưới điện ba pha không cần biến đổi dòng điện song hiệu suất và hệ số công suất thấp

so với đông cơ ba pha đồng bộ ,không điều chỉnh được vận tốc

Từ những ưu điểm, nhược điểm trên cùng vợi điều kiện của hộp giảm

tốc và được sự hướng dẫn của thầy cô ,em chọn động cơ ba pha không đồng

bộ roto ngắn mạch

2 Chọn công suất động cơ

Công suất động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ đảm bảo cho

động cơ làm việc nhiệt độ sinh ra không quá mức cho phép tức thỏa mãn điều kiện:

dc dc

dm dt

P P (kw) (1.1) Trong đó:

P :công suất đẳng trị trên trục động cơ

Vì động cơ làm việc ở chế độ tải không đổi nên:

dc dc

dt lv

P = P

ct lv

3

60.10

ct

V n

D



 (1.4) Trong đó:

D:đường kính tang dẫn băng tải(mm)

V:vận tốc vòng của băng tải(m/s)

n u n

N(v/p

dn

T T

max

dn

T T

5 Kiểm tra điều kiện mơ máy:

Khi khởi động động cơ cần sinh ra một công suất đủ lớn để thắng sức ì của

hệ thống Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ theo biểu thức:

dc dc

mm

P  Pbd (1.5) Trong đó:

dc K dc

mm dm dn

P P Vậy động cơ thỏa mãn điều kiện mơ máy

II.PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN:

  (1.7) Trong đó :

n u n

n n u

II III

n n

i

P T

PHẦN 2 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CƠ KHÍ

I.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN:

1.Chọn vật liệu:

Bộ truyền tải nhẹ, tải không đổi và do không có yêu cầu đặc biệt về

cơ tính nên ta chọn vật liêu sau:

- Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 241-285 Có b1 850MPa,

a.Ứng suất tiếp cho phép:

Ứng suất tiếp cho phép đƣợc tính theo công thức:

  lim

o H

H

Z Z K K S

N : Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.Vì tải không đổi, quay một chiều nên ta có :

N HE  60 .c n t (2.2) Với :

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

Số ca làm việc mỗi ngày: 2/3

Tỷ lệ số ngày làm việc mỗi năm: 2/3

Thời gian phục vụ: 5 năm

H S

2lim 2

630

572, 73 1,1

610

554, 55 1,1

o H H

H o H H

H

MPa S

MPa S

b.Ứng suất uốn cho phép:

Ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức:

  lim

o F

F R S XF FC FL

F

Y Y K K K S



HO

N : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sơ khi thử về độ bền uốn.Với

F

K K S

c.Ứng suất cực đại khi quá tải:

- Ứng suất tiếp xúc cực đại khi quá tải :  H Max  2,8 ch

a Xác định chiều dài côn ngoài:

Chiều dài côn ngoài đƣợc xác định theo công thức:

 

1 2

K : Hệ số phụ thuộc vào vật liệu và loại răng K R 0,5K d.Với bộ

T: Momen xoắn trên trục bánh chủ động T1 120617,81 ( N mm)

 H sb :ứng suất tiếp cho phép

2 3

m tm

d z m

m

z u z

-Góc côn chia:

1 1

- Chiều dài côn ngoài thực:

z z Z

H m HV

H H

b d k

T k  k 



  (2.7) Với:

2 1

0,85 .

H H

b d k

Ta thấy  H cx  526,82MPa  H  544,12MPa

Sai lệch giữa ứng suất thực tế và ứng suất cho phép:

d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

- Y: Hệ số kể đến độ nghiêng của răng.Với răng thăng ta có Y=1

- YF1, YF2: Hệ số dạng răng được tra theo bảng 6.18 [1] theo số răng tương đương

Số răng tương đương được tính theo công thức :

os

v

z z

+ k F: Hệ số phân bố khong đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời

ăn khớp khi tính về uốn, với bánh răng thẳng k F  1

+ k FV: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

1

1

H m FV

F F

b d k

Theo bảng 6.13 [1] ta được cấp chính xác là 8 Với bánh răng có vát đầu ,HB < 350 tra bảng 6.15 [1] ta được :

H m FV

F F

b d k

Với : +YR: Hệ số xét đến độ nhám của mặt lượn chân răng.YR  1

+ YS: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhạy của vật liệu đối với trạng thái ứng suất YS  1, 08 0, 0695ln   m  1, 08 0, 0695ln 3 1, 0036  

+k XH: Hệ số kể đến ảnh hưởng kích thước bánh răng đến độ bền uốn, phụ thuộc vào kích thước vòng đỉnh dae< 700 mm => k XH=0,95

Vậy răng đảm bảo đủ độ bền về uốn

e.Kiểm nghiệm răng về quá tải:

+ Kiểm nghiệm quá tải về tiếp xúc:

f Lập bảng thông số:(Theo bảng 6.19 [1])

STT Thông số Kí hiệu Giá trị

1 Chiều dài côn ngoài Re 150,43 mm

2 Chiều dài côn trung bình Rm 126,36 mm

9 Chiều cao răng ngoài he he = 6,6 mm

10 Chiều cao đầu răng ngoài h ae

II.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ:

1.Chọn vật liệu:

Bộ truyền chụi tải nhẹ, tải không đổi và do không có yêu cầu đặc biệt

về cơ tính nên ta chọn vật liêu sau:

a.Ứng suất tiếp cho phép:

Ứng suất tiếp cho phép đƣợc tính theo công thức:

  lim

o H

H

Z Z K K S

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

1,1

o H

H o H

b.Ứng suất uốn cho phép:

Ứng suất uốn cho phép đƣợc tính theo công thức:

o F

F R S XF FC FL

F

Y Y K K K S



HO

N : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sơ khi thử về độ bền uốn.Với

F

K K S

c.Ứng suất cực đại khi quá tải:

- Ứng suất tiếp xúc cực đại khi quá tải :  H Max  2,8 ch

-Ứng suất uốn cực đại khi quá tải:  F ax 0,8 ch

+u: Tỉ số truyền: u=u2=2,91

+k h: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về ứng suất tiếp xúc

Do đó tỉ số truyền sẽ là: 4

3

97

2, 94 33

m

z u z

c.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

* Theo công thức 6.33 [1], ứng suất tiếp xúc trên mặt làm việc

+ bw:Chiều rộng răng, từ công thức

w

w w w

o b

- K H: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp

H Hv

H H

b d K

   (2.21) Với : v = 1,17 (m/s) ; H : hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn

khớp, tra bảng 6.15 [1] ta có H  0, 002; g o: Hệ số kể đén ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2, theo bảng 6.16 [1] g o  73

cần thay đổi khoảng cách trục mà chỉ cần tính lại chiều rộng răng theo công thức (suy từ 6.58):

F w w Fv

F F

K   (2.24)

w o

F F K

Nên K F K F.K F.K Fv  1,12.1,37.1, 031 1,58 

Vậy bánh răng đảm bảo độ bền về uốn

e.Kiểm nghiệm răng về quá tải:

+ Kiểm nghiệm quá tải về tiếp xúc:

1.Kiểm tra bôi trơn:

Với vận tốc nhỏ hơn 12÷15 (m/s) thì ta chọn phương pháp bôi trơn là ngâm dầu

Hình 2.1

Gọi khoảng cách từ tâm các bộ truyền tới mưc dầu lớn nhất và nhỏ nhất của hộp giảm tốc là: X2 max,X2min,X4 max,X4min

* Xác định mức dầu tối thiểu Xmin:

- Với bộ truyền cấp nhanh v= 2,73 > 1,5 m/s nên ta có:

X  l (2.26)Trong đó :

* Xác định mức dầu tối đa Xmax:

Với bánh răng côn 2 có v = 2,73 > 1,5 m/s nên ta có:

Vậy chọn mức dầu chung cho cả hộp là:

min min( 2min , 4min ) 103,5

+ d ea2:Đường kính chia ngoài bánh răng số 2

Vậy bánh răng số 1 không chạm vào bánh răng số 3

+ aw: Khoảng cách giữa trục thứ II và trục thứ III

+ d IIIsb: Đường kính sơ bộ trục thứ III

 

3

0, 2

III IIIsb

T



- Với : T III  1028922, 6 ( N mm): moomen xoắn trục thứ III

-   :Ứng suất xoắn cho phép,   (23 35) MPa chọn [τ] = 30

Vậy bánh răng côn số 2 không chạm vào trục III

3.Kiểm tra sai số vận tốc:

D n

v  : vận tốc vòng thực tế của băng tải

+ n th: số vòng quay thực tế băng tải

.

29 33

dc dc

dm dm th

I.THIẾT KẾ TRỤC:

1.Chọn vật liệu:

Với hộp giảm tốc chịu tải trọng trung bình chọn vật liệu là thép 45 thường hóa đạt độ rắn HB170  217 và có b = 600 Mpa; ch = 340 Mpa Với trục số III chịu momen xoắn lớn hơn nên chọn vật liệu là thép hợp kim 40X: HB230  260 và có b = 850 Mpa; ch = 550 Mpa

Đồ án: Thiết kế sản phẩm với CAD Bộ môn: Kỹ thuật cơ khí

D

  (3.1) Trong đó:

- Dt: Đường kính vòng tròn qua tâm các chốt giá trị tra bảng 16-10a [2]

- T : Mômen xoắn trên trục

Vậy ta có:

1 1

T: mômen xoắn trên trục, Nmm

  : ứng suất xoắn cho phép, MPa Với thép 45, 40X

  23 35 MPa ,tại tiết diện nguy hiểm có thể lấy   12 20 MPa

Chọn   20 MPa với thép 45,   30 MPa với thép 40X

 

2

3 3

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

* Từ đường kính sơ bộ trục theo bảng 10.2 [1] ta có thể xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn b o như sau:

* Xác định chiều dài moay-ơ các chi tiết quay

+ Chiều dài moay-ơ bánh răng trụ:

Đối với trục vòng đàn hồi theo 10.13 [1] ta có: l mKN 1, 4 2,5  d sb mm (3.5)

Trị số của các khoảng k1, k2, k3, hn lấy theo bảng 10.3 [1]

+ Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay, chọn k1=10 mm

+ Khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp,chọn k2=8 mm

+ Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ, chọn k3=15 mm + Chiều cao lắp ổ và đầu bulông, chọn hn=15mm

* Xác định điểm đặt lực Hộp giảm tốc bánh răng côn trụ theo bảng 10.4 [1]

Dựa vào biểu đồ mômen ta có:

Theo công thức 10.15 và 10.16 ta có công thức tính mômen tương

0,1.

td I

M d



 mm , (3.7) Với dIsb=35 theo bảng 10.5 [1] ta có   60 MPa

M



4.26

26 27, 04 100

M



+ Tại vị trí lắp ổ (tiết diện 1) ta có:

Giả sử các lực có chiều như hình vẽ, áp dụng phương trình cân bằng tĩnh ta

tính được các phản lực tại các gối như sau:

1 21 2 23 3 22

2 23 3 22 1

21

2163, 64 223

Dựa vào biểu đồ mômen ta có:

Theo công thức 10.15 và 10.16 ta có công thức tính mômen tương

0,1.

td II

M d



 mm (3.9) Với dIIsb=50 theo bảng 10.5 [1] ta có   50 MPa

3 2

370585, 71

42

td II

349872,89

41, 21

td II

II

+ Tại vị trí lắp ổ lăn chọn dII1,4=30 mm

31

17, 4 223

Dựa vào biểu đồ mômen ta có:

Theo công thức 10.15 và 10.16 ta có công thức tính mômen tương

0,1.

td III

M d



 mm , Với dIIIsb=60 theo bảng 10.5 [1] ta có

  54 MPa

  3

3 2

1077382, 66

58, 43

td III

+ Tại vị trí khớp nối chọn d III4  50 mm

5.Kiểm tra bền cho trục:

a Kiểm tra trục về độ bền mỏi:

j

s K

axj minj aj

j W

j

M

   (3.14) Theo 10.15 [1] ta có : yj2 xj2

T W



    (3.16) Với Wjvà W oj là mômen cản uốn và mômen cản xoắn tại tiết diện j của trục, được xác định theo bảng 10.6 [1]

+  và : Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra theo bảng 10.7 [1]

+ Kdj và Kdj: các hệ số xác định theo công thức 10.25 và 10.26 [1]

1 1

* Kiểm tra độ bền mỏi trục số I:

Kiểm tra độ bền mỏi tại vị trí ổ lăn (tiết diện 2)

2 a2 2

s K

2 a2 max2

2 W

02

T W

Kiểm tra bền mỏi tại vị trí lắp bánh răng côn (tiết diện số 3)

3 a3 3

s K

3 W

d bt d t

mm d

03

T W

max3 1 m3 a3

d

K    

+ Theo bảng 10.7 [1] với b  600 MPa ta có:   0, 05;   0

1 3

d bt d t

mm d

03

T W

max3 1 m3 a3

+ Theo bảng 10.7 [1] với b  600 MPa ta có:   0, 05;   0

1 3

Vậy trục I thỏa mãn điều kiện bền mỏi

* Kiểm tra độ bền mỏi trục số II:

Kiểm tra bền mỏi cho trục tại vị trí lắp bánh răng trụ (tiết diện 3)

3 a3 3

s K

3 W

3

.

W

II II

II

b t d t d

II

b t d t d

mm d

03

T W



    

Trong đó:

+ T2  372027, 77 Nmm

b t d t d

mm d

max3 2 m3 a3

3 a3 3

216, 6

4,994 2,16.20, 08 0, 05.0

Trục thừa bền ta giảm đường kính xuống còn 35 mm

Với d II3 35mm tra bảng 9.1a ta có các thông số của then bằng là: b=10 mm, h= 8 mm, t1=5 mm

II

b t d t d

mm d

03

T W



   

Trong đó:

+ T2  372027, 77 Nmm

b t d t d

mm d

max3 2 m3 a3

3 a3 3

216, 6

2, 7 2, 09.38, 27 0, 05.0

Vậy tại vị trí lắp bánh răng trụ thỏa mãn điều kiện bền mỏi

Kiểm tra bền mỏi cho trục tại vị trí lắp bánh răng côn (tiết diện 2)

2 a2 2

s K

2 W

+ 2  2 

2

2 3

2

.

W

II II

II

d

mm d

02

T W

II

d

mm d

max2 2 m2 a2

Ta thấy trục thừa bền nên ta giảm đường kính xuống còn 40

III

d

mm d

02

T W

II

d

mm d

max2 3 m2 a2

2 a2 2

387,5

2,97 2,13.34,15 0,1.0

Vậy trục II thỏa mãn điều kiện bền mỏi

* Kiểm tra độ bền mỏi trục số III:

Kiểm tra điều kiện bền mỏi tại vị trí lắp bánh răng trụ (tiết diện 2)

2 a2 2

s K

2 W

2

.

W

III III

III

d

mm d

02

T W

III

d

mm d

max2 3 m2 a2

+ Theo bảng 10.8 [1] với phương pháp gia công là tiên R a  2,5 0, 63  ta được

2 a2 2

387,5

4, 45 2, 768.31, 44 0,1.0

Thừa bền nhiều nên ta chọn lại dIII2 giảm xuống.Chọn dIII2 = 50 mm

Với dIII2 = 50 mm,tra bảng 9.1a [1] ta có các thong số của then bằng là:

b = 14mm; h = 9mm; t1 = 5,5mm

2 1 2 1 2

a

M

MPa W