nội dung final

Chọn công suất động cơ Để chọn công suất động cơ cần tính công suất cần thiết và số vòng quay sơ bộ của động cơ sau đó tiến hành tra bảng... Chọn động cơ thực tếTừ các thông số tính toán

PHẦN 1: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

1 Tính chọn động cơ điện

1.1 Chọn kiểu loại động cơ

Để thuận tiện, phù hợp với điều kiện làm việc cùng với lưới điện hiện nay

ta chọn động cơ điện xoay chiều 3 pha không đồng bộ roto lồng sóc

Vì động cơ này có những ưu điểm: Kết đấu đơn giản, giá thành thấp, làm việc có

độ tin cậy cao và có thể mắc trực tiếp vào lưới điện 3 pha mà không cần biến đổidòng điện

1.2 Chọn công suất động cơ

Để chọn công suất động cơ cần tính công suất cần thiết và số vòng quay sơ

bộ của động cơ sau đó tiến hành tra bảng

- Công suất cần thiết trên động cơ điện:

Pct =p t

ƞ (2.8).p19 [1]

Trong đó: + pt: Công suất tính toán trên trục máy công tác.(kW)

+ Pct: Công suất cần thiết trên trục động cơ.(kW)

+ ƞ: Hiệu suất truyền động

- Trường hợp động cơ làm việc với tải trọng thay đổi

+ƞ đ: Hiệu suất của bộ truyền đai thang

+ƞ br tru: Hiệu suất của 2 bộ truyền bánh răng trụ (2 cặp)

+ƞ olan: Hiệu suất của một cặp ổ lăn (3 cặp)

- Tra bảng và chọn hiệu suất truyền (bảng 2.3).p19 [1]

1.4 Chọn động cơ thực tế

Từ các thông số tính toán, theo công suất cần thiết, số vòng quay sơ bộ vàđiều kiện làm việc thực tế của động cơ, ta chọn động cơ loại 4A có nhãn hiệu4A132S4Y3 có các thông số kỹ thuật được tra bảng P1.3 trang 237TTTKHDĐHCK tập 1 ‘Trịnh chất’ Lê Văn Uyển có bảng số liệu như sau:

Bảng1.1 thông số cơ bản của động cơ

Kiểu Động

cơ

Công suất

Vận tốc quay (vòng/phút )

- Đặc tính của động cơ điện loại 4A:

+ Về phạm vi công suất: Cùng với số vòng quay đồng bộ (n đb¿ là 1500vòng/phút, động cơ loại 4A có phạm vi công suất từ 0,06 Kw đến 315Kw lớn hơncủa động cơ DK và nhỏ hơn động cơ K

+ Động cơ 4A có khối lượng nhẹ hơn DK và K Có momen khởi động caohơn DK và K

1.5 Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải

a Kiểm tra điều kiện mở máy

Khi mở máy, momen tải không được vượt qua momen khởi động của động

cơ (T<T k¿ nếu không động cơ sẽ không chạy

T mm/T ≤T k/T dn (2.6).p17 [1]

Trong đó: + T mm(M mm)Momen mở máy của thiết bịcần dẫn dộng

+T k(M k)Momen khởi động của động cơ

+ T dn¿ Momen danh nghĩa của động cơ

- Theo bảng số liệu ta có: T T k

dn = 2,0

- Căn cứ vào lược đồ tải trọng đã cho trong đề bài, ta có M mm= 0,8.M => M mm

M = 0,8

Vì vậy động cơ thõa mãn điều kiện mở máy

b Kiểm tra điều kiện quá tải

Với sơ đồ tải thay đổi, đễ tránh cho động cơ bị quá tải cần kiểm tra quá tải chođộng cơ theo điều kiện sau:

Pdc max≥ Pdc qt

Trong đó: Pdc max : Công suất lớn nhất cho phép của động cơ (kW)

Pdc qt : Công suất đặt lên trục động cơ khi quá tải, chính là công suấttrên trục động cơ có giá trị tải lớn nhất trong sơ đồ tải

Ta có: Pdc max = (Tmax/Tdn).Pdc dm= 2,2.7,5=16,5 (kW)

Pdc qt ≥ P ct

η =6,140,88 = 6,98 (kW)

→ Pdc max≥ Pdc qt thỏa mãn điều kiện bền quá tải của động cơ

2 Phân phối tỷ số truyền

Tỷ số truyền chung:

u t= n dc

n lv = 145538,2=38,1Trong đó: + n dc: số vòng quay của động cơ đã chọn (vòng/phút)

+ n lv: số vòng quay của băng tải (vòng/phút)

- Với các hệ dẫn động gồm các bộ truyền mắc nối tiếp có: u t= u h u đ

Trong đó : +u h= u1.u2 là tỷ số truyền của hộp giảm tốc

+ u đ tỷ số truyền của bộ truyền đai thang

2.1 Tỷ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc

+ u h: Tỷ số truyền hộp giảm tốc

3 Tính toán các thông số trên các trục

3.1 Tính công suất trên các trục

Hình 1.1 Sơ đồ cấu tạo băng tải

Gọi công suất trên các trục I, II, III, IV lần lượt là P I , P II , P III , P IV có kết quảnhư sau:

- Công suất danh nghĩa trên trục IV:

- Trục II: n II=n I

u1=

458,13,46 = 132,4 (vòng/phút)

- Trục III: n III=n II

u2=

132,43,46 = 38,26 (vòng/phút)

- Trục IV: n IV=n III = 38,26 (vòng/phút)

3.3 Tính momen xoắn trên các trục:

Gọi momen xoắn trên các trục I, II, III, IV lần lượt là M I , M II , M III , M IV ta có kếtquả như sau:

- Trục II:

M II=9,55.106P II

9,55.106.5,95132,4 =429172,96 (Nmm)

- Trục III:

M III=9,55.106P III

9,55.106.5,7138,26 =1425261,37(Nmm)

- Trục IV:

M IV=9,55.106P IV

9,55.106.5,6638,26 =1412780,97 (Nmm)

Momen xoắn

PHẦN 2: THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

1 Thiết kế bộ truyền đai thang

1.1 Chọn loại đai và tiết diện đai

- Các thông số của động cơ và tỷ số truyền của bộ truyền đai:

mm2)

Đườngkính bánhđai nhỏ d1

(mm)

Chiều dàigiới hạn

với loại đai thang thường)

- Đường kính bánh đai lớn d2

d2=d1 u đ

1−ε (4.2).p53 [1]

và ∆ u= u tưu

u .100=

3,17ư3,173,17 .100=0 % < 4%

- Theo (bảng 4.14).p60 [1] chọn sơ bộ khoảng cách trục a = d2=560 (mm)

Chiều dài của đai là:

Ta chọn l = 2360 (mm)

- Kiểm nghiệm tuổi thọ dây đai: Theo (4.15).p60 [1]

i = v l = 13,712,36 = 5,8 (v là vận tốc đai; l là chiều dài đai)

vậy i = 5,8 < imax = 10 (Thỏa đk)

- Khoảng cách trục theo chiều dài tiêu chuẩn:

- Kiểm tra điều kiện khoảng cách trục cần thỏa mãn:

0,55(d1 + d2) + h ≤ a ≤ 2(d1 + d2) (4.14).p60 [1]

Ta có: 0,55(d1 + d2) +h = 417,5(mm)

2(d1 + d2) = 1480 (mm)

Vậy thỏa mãn điều kiện khoảng cách trục

- Tính góc ôm 1 trên bánh đai nhỏ theo công thức:

+Pdc - Công suất trên trục bánh đai chủ động Pdc = 7,5 Kw ;

+ Kd - Hệ số tải trọng ứng với trường hợp tải dao động vừa, quay 2 chiều tải trọng

mở máy đến 150% tải trọng danh nghĩa

1.4 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng trên các trục

Xác định lực căng theo co6ng thức: Fv = qm v2

Với qm - Khối lượng 1 mét chiều dài đai, tra (bảng 4.22).p64 [1], ta có: qm = 0,178kg/m

 Fv = 0,178.(13,71)2 = 33,45 (N)

- Xác định lực căng ban đầu(lực căng đai):

Áp dụng công thức tính lực căng trên 1 đai:

F0 =

780.P dc K d

v C α z + Fv =

780.7,5.1 2513,71.0,9 3 +33,45 (4.19).p63 [1]

2 Bộ truyền bánh răng cấp nhanh

2.1 Chọn vật liệu cho bánh răng cấp nhanh

Do hộp giảm tốc 2 cấp chịu tải trọng trung bình, nên chọn vật liệu làm bánhrăng có độ rắn bề mặt răng HB < 350; tải trọng va đập nhẹ, thay đổi, bộ truyền

bánh răng quay 2 chiều Đồng thời để tăng khả năng mài mòn của răng chọn độrắn bánh răng nhỏ lớn hơn độ rắn của bánh răng lớn khoảng 25 50 HB.

2.2 Xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép

a Ứng suất tiếp xúc cho phép

Ta có:

- Số chu kì tương đương của bánh răng:

Ntd = 60u (3-4).p42 [3]

Trong đó:

ni – số vòng quay trong 1 phút của bánh răng thứ i

Ti – thời gian làm việc của máy

u – số lần ăn khớp của 1 bánh răng khi quay một vòng, u = 1

- Số chu kì tương đương của bánh răng lớn:

Ntd1=Ntd2.i=1172567512.3,46=597083591,5Theo bảng (3-9).p43 ta chọn số chu kì cơ sở N0 = 107

Vì N1 và N2 đều lớn hơn số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc và đườngcong mỏi uống nên khi tính ứng suất cho phép của bánh nhỏ và bánh lớn lấy k’N =k’’N = 1

- Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép:

b Ứng suất uốn cho phép

- Vì phôi đúc, thép tôi cải thiện và thường hoá nên n » 1,5 (thường hoá hoặc tôi

cải thiện p42 [3]) và hệ số tập trung ứng suất chân răng Ks = 1,8 (thường hoáhoặc tôi cải thiện p44 [3])

"

.1

= (3-7).p44 [3]

Với:

– là số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc

– là số chu kì tương đương

Bánh răng chịu tải trọng thay đổi, áp dụng công thức (3-8).p44 [3]

Ta có:

Ntd = 60u Trong đó:

ni – số vòng quay trong 1 phút của bánh răng thứ i

Th – thời gian làm việc của máy

u – số lần ăn khớp của 1 bánh răng khi quay một vòng, u = 1

Số chu kì tương đương của bánh răng lớn:

Ta chọn số chu kì cơ sở N0 = 107

Vì N1 và N2 đều lớn hơn số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc và đườngcong mỏi uống nên khi tính ứng suất cho phép của bánh nhỏ và bánh lớn lấy k’N =k’’N = 1

Ứng suất uốn cho phép của:

+ Bánh nhỏ: [s]s]u1 = 1,5.1,8224.1 = 82,96 N/mm2 (3-6).p42 [3]

n2 = 132,4 (vòng/ph): số vòng quay trong 1 phút của bánh răng bị dẫn

N = 6,19 (Kw): công suất trên trục I

2.6 Xác định mô đun, số răng và chiều rộng bánh răng.

- Vì đây là bánh răng trụ răng thẳng nên ta tính mô đun pháp:

- Xác định mô đun : m = (0,01 ÷ 0,02).A

m = (0,01 ÷ 0,02).230 = 2,3 ÷ 4,6

i m

A

=

2.2303.(3,46+1)

2.1622.(4 +1)

2.1022.(4 +1)

2.1312.(4 +1)=34,38 (răng)

 Chọn Z1 = 35 (răng)+ Số răng bánh lớn: Z2 = Z1.i = 35.3,46 = 121,1 (răng)

10.1,192

Ztd : Số răng tương đương trên bánh

b, su : Bề rộng và ứng suất tại chân răng

- Theo (bảng 3-18).p52 [3]

- Số răng tương đương của bánh răng nhỏ:

Ta thấy su2 < [s]s]u2 = 74,07 (N/mm2)  thoả mãn

2.8 Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột.

- Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải (3-43).p53 [3]

+ Bánh răng nhỏ

[s]s]txqt1 = 2,5.[s]s]Notx1 = 2,5.468= 1170 (N/mm2)+ Bánh răng lớn

[s]s]txqt2 = 2,5.[s]s]Notx2 = 2,5.390 = 975 (N/mm2)

Với: stxqt =

 2

3 6

.

1

10 05 , 1

n b

N K i

i A



=

1,05 106230.3,46√(3,46+1)3.1,3 6,19

40.105,02 = 368,83(N/mm2)

 Ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn ứng suất cho phép trên bánh răng nhỏ

10.1,192

6

 =

19,1 106.1,3.6,190,451.32.35 458,1.69

19,1.106.1,3 2.820,429.4 26 420.06 40 =34,22 (N/mm2)

suqt1< [s]s]uqt1  thoả mãn+ Bánh răng lớn

 suqt2 < [s]s]uqt2 Thoả mãn

2.9 Các thông số hình học cơ bản của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng.

- Từ (bảng 3-2).p36 [3] ta có các thông số sau.

 Mô đun pháp tuyến: mn = 3

 Số răng: Z1 = 35 răng; Z2 = 120 răng

52+208

2 = 232,5 (mm)

 Chiều cao răng: h = 2,25.mn = 2,25.3 = 6,75 (mm)

 Độ hở hướng tâm: c = 0,25.mn = 0,25.3 = 0,75 (mm)

2.9,55 106.6,19458,1 105

2.9,55 106.2,82420,06.52 = 2457,95(N)

Chiều cao răng h= 6,75 mm

2.1 Chọn vật liệu cho bánh răng cấp chậm

Do hộp giảm tốc 2 cấp chịu tải trọng trung bình, nên chọn vật liệu làm bánhrăng có độ rắn bề mặt răng HB < 350; tải trọng va đập nhẹ, thay đổi, bộ truyềnbánh răng quay 2 chiều Đồng thời để tăng khả năng mài mòn của răng chọn độrắn bánh răng nhỏ lớn hơn độ rắn của bánh răng lớn khoảng 25 50 HB

a Ứng suất tiếp xúc cho phép

Ta có:

- Số chu kì tương đương của bánh răng:

Ntd = 60u Trong đó:

ni – số vòng quay trong 1 phút của bánh răng thứ i

Ti – thời gian làm việc của máy

u – số lần ăn khớp của 1 bánh răng khi quay một vòng, u = 1

- Số chu kì tương đương của bánh răng lớn:

Theo bảng (3-9).p43 ta chọn số chu kì cơ sở N0 = 107

Vì N1 và N2 đều lớn hơn số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc và đườngcong mỏi uống nên khi tính ứng suất cho phép của bánh nhỏ và bánh lớn lấy k’N =k’’N = 1

- Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép:

[s]s]tx =[s]s]Notx.k’NTheo bảng (3-9).p43 [3]

[s]s]N2tx = 2,6.200 = 520 N/mm2

b Ứng suất uốn cho phép

- Vì phôi đúc, thép tôi cải thiện và thường hoá nên n » 1,5 (thường hoá hoặc tôi

cải thiện p42 [3]) và hệ số tập trung ứng suất chân răng Ks = 1,8 (thường hoáhoặc tôi cải thiện p44 [3])

"

.1

– là số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc

– là số chu kì tương đương

Bánh răng chịu tải trọng thay đổi, áp dụng công thức (3-8).p44 [3]

Th – thời gian làm việc của máy

u – số lần ăn khớp của 1 bánh răng khi quay một vòng, u = 1

Số chu kì tương đương của bánh răng lớn:

Ta chọn số chu kì cơ sở N0 = 107

Vì N1 và N2 đều lớn hơn số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc và đườngcong mỏi uống nên khi tính ứng suất cho phép của bánh nhỏ và bánh lớn lấy k’N =k’’N = 1

Ứng suất uốn cho phép của

+ Bánh nhỏ: [s]s]u1 = 1,5.1,8400.1 = 148,15 N/mm2 (công thức 3-6 trang 42 )

+ Bánh lớn: [s]s]u2¿ 380.1

1,5.1,8 = 140,74 N/mm2

2.3 Tính khoảng cách trục A.

Do hộp giảm tốc là loại đồng trục nên chọn Asb = 221,6mm

2.4 Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng.

- Vận tốc vòng của bánh răng trụ ăn khớp ngoài được tính theo công thức:

V = 60.1000. 1

21000.60

2.6 Xác định mô đun, số răng và chiều rộng bánh răng.

- Vì đây là bánh răng trụ răng thẳng nên ta tính mô đun pháp:

Xác định mô đun : m = (0,01 ÷ 0,02).A



i m

A

=

2.2303.(3,46+1)

2.1622.(4 +1)

2.1022.(4 +1)

2.1312.(4 +1)= 34,38(răng)

 Chọn Z1 = 35 (răng)+ Số răng bánh lớn: Z2 = Z1.i = 35.3,46 = 121,1 (răng)

10.1,192

b, su : Bề rộng và ứng suất tại chân răng

Ta thấy su2 < [s]s]u2 = 140,74 (N/mm2)  thoả mãn

2.8 Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột.

- Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải (3-43).p53 [3]

+ Bánh răng nhỏ

[s]s]txqt1 = 2,5.[s]s]Notx1 = 2,5.572= 1430 (N/mm2)+ Bánh răng lớn

[s]s]txqt2 = 2,5.[s]s]Notx2 = 2,5.520 = 1300 (N/mm2)

Với: stxqt =

 2

3 6

.

1

10 05 , 1

n b

N K i

i A



=

1,05 106230.3,46√(3,46+1)3.1,3 5,71

10.1,192

6

 =

19,1.106.1,3 5,710,451.32.35 38,26 69

19,1.106.1,3 2.820,429.4 26 420.06 40 =378,03 N/mm2)

suqt1< [s]s]uqt1  thoả mãn

 suqt2 < [s]s]uqt2 Thoả mãn

2.9 Các thông số hình học cơ bản của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng.

Từ (bảng 3-2).p36 [3] ta có các thông số sau.

- Mô đun pháp tuyến: mn = 3

- Số răng: Z1 = 35 răng; Z2 = 120 răng

- Chiều rộng răng: b1 = 69 (mm)

b2 = 60 (mm)

- Đường kính vòng chia: dc1 = m.z1 = 3.35= 105 (mm)

dc2 = m.z2 = 3.120 =360 (mm)

2.9,55 106.5,71132,4 105

2.9,55 106.2,82420,06.52 =7844,98 (N)

Đường kính vòng chân răng Di1 = 97,5 mm Di2 = 352,5 mm

Hình 2.1 Điều kiện ngập dầu

Điều kiện bôi trơn đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp:

- Mức dầu thấp nhất ngập (0,75-2) chiều cao răng h (h= 6,75mm) của bánh răng Z2

và Z4(nhưng ít nhất 30mm)

- Khoảng cách giữa mức dầu thấp nhất và cao nhất hMax – hMin = 10-15mm

-Mức dầu cao nhất không được ngập quá 1/3 bán kính bánh răng 4 (dc4/6)

Tổng hợp ba điều kiện trên thì để đảm bảo điều kiện bôi trơn phải thỏa mãn bấtđẳng thức sau:

H= 12De2 - h – (10 -15)¿1

3De4 nếu h≥ 10mmH= 12De2 - 10 – (10 -15)¿1

3De4 nếu h¿ 10mmĐối với hộp giảm tốc ta đang khảo sát do h = 6,75mm = 6,75.3 =20,25mm >10mm, cho nên ta sử dụng bất đẳng thức:

H= 12De2 - h2 – (10 -15)¿1

3De4 = 12366 – 20,25 – (10 ÷ 15) = 152.75 ÷ 147.75 mm

> 13366 = 122mm

Do đó hộp giảm tốc đang khảo sát thảo mãn điều kiện bôi trơn

5 Kiểm tra điều kiện chạm trục

Để tránh các bánh răng chạm vào trục của hộp giảm tốc, cần đảm bảo cácđiều kiện sau:

Tổng bán kính của hai bánh răng bộ truyền cấp chậm phải lớn hơn bán kínhbánh răng lớn của cấp nhanh

Tức là: (d e3 /2) + (d e4 /2) > (d e2 /2) = 111/2 + 366/2 > 366/2 = 238.5 > 183

Kết luận: điều kiện chạm trục được thõa mãn

6 Kiểm tra sai số vận tốc

PHẦN 3: TÍNH TOÁN CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI

N: số vòng quay trong 1 phút của trục (vòng/phút)

P: công suất truyền (kW)

+ Khe hở giữa bánh răng và thành trong của hộp, chọn a = 15 (mm)

+ Khoảng cách từ nắp ổ đến mặt cạnh của chi tiết quay ngoài hộp, chọn l4 = 15(mm)

+ Chiều cao của nắp và đầu bulong, chọn l3 = 15 (mm)

+ Khoảng cách từ cạnh ổ đến thành trong hộp: chọn l2 = 10 (mm)

+ Khoảng các giữa các chi tiết quay: chọn c = 15 (mm)

+ Chiều dài moay ơ khớp nối: l5III = (1,2÷1,5).65 = 97,5 (mm)

Hình 3.1 Sơ phân bố các trục

Hình 3.2 Sơ đồ lực tác động lên bộ truyền bánh răng

- Trục I:

Hình 3.3 Sơ đồ phân bố lực và momen trục I

+ lực vòng: Pt1 = 1931,95 (N)

+ lực hướng tâm: Prl= 703,17 (N)

+ lực tác dụng của trục lên đai: Rd = 1103,89 (N)

+ momen xoắn của trục: Mx= 129042,78 (Nmm)

Mu(m-m)= √Mux2+Muy2=√(−69550,2)2+15529,812=71262,9(Nmm)

Tính đường kính trục ở iết diện n-n và m-m

[σ]: ứng suất cho phép, N/mm2

- Tính đường kính trục ở tiết diện n-n

Mtd = √Mu2+0,75 Mx2 (N.mm)Trong đó:

Mu,Mx momen xoắn và uốn ở tiết diện tính toán, N.mm : công thức (7-4).p117 [3]

- Tính đường kính trục ở tiết diện n-n

- Trục II:

Hình 3.4 Sơ đồ phân bố lực và momen trục I

Ta được momen uốn tại tiết diện nguy hiểm e-e:

- Trục III: