Thiết kế hệ dận động cơ khí

Thiết kế hệ dận động cơ khí

Lời nói đầu



̶ Nước ta hiện nay là một nước đang trong thời kỳ phát triển Do đó,ngành cơ khí và chế tạo máy móc đang được nhà nước ta chú ý phát triển.Và chúng ta có thể thấy hầu hết trong các trường đại hoc,cao đẳng và các trung tâm dạy nghề đều có giảng dạy về ngành cơ khí

̶ Thiết Kế Đồ Án Chi Tiết Máy là một môn học cơ bản của ngành cơ khí Môn học này không

những giúp cho sinh viên có một cái nhìn cụ thể hơn thực tế hơn đối với các kiến thức đã được học, mà nó còn là cơ sở rất quan trọng của các môn chuyên ngành sẽ được học sau này.Để thực hiện đồ án trên yêu cầu sinh viên phải có sự hiểu biết và áp dụng tất cả kiến thức những môn học liên quan đã được đào tạo như chi tiết máy,sức bền vật liệu,dung sai và đo lường

̶ Do đây là lần đầu tiên làm đồ án môn Thiết kế hệ dận động cơ khí, kinh nghiệm chưa có và

lượng kiến thức có hạn nên không thể tránh khỏi thiếu sót và sai lầm ,rất mong được sự nhận xét

và giúp đở quý báu của Thầy

Tiếp theo là bản thuyết minh cua Em về đồ án thiết kế hệ dận động cơ khí.

Tp.Hồ Chí Minh,Ngày 7 Tháng 11 Năm 2010

Sinh viên : Phan Minh Đệ

CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

Ghi chú:

1 Động cơ điện

2 Bộ truyền đai

3 Hộp giảm tốc bánh răng côn

4 Khớp nối

5 Tang và Băng tải

 Chọn động cơ:

 Công suất cần thiết trên trục động cơ:

P= P ct η

Trong đó:

P ct: công suất cần thiết (kw)

P t :công suất tính toán trên trục máy

η : hệ số truyền động

η=η1η2η3η4

Với:

η1:hiệu suất bộ truyền đai →0.96

η2: hiệu suất 3 cặp ổ lăn →0.993

η3: hiệu suất bánh răng côn → 0.97

 η=0.9

P ct=P t

η=

F t V

η 1000

Với :

F: lực kéo băng tải → 9100N

V: vận tốc băng tải→1,62m/s

 P ct=16,38(kw)

 Vậy cần phải chọn loài động cơ có công suất lớn hơn 16,38 KW

Dựa vào bảng phụ lục P.13 /238[1] ta chọn loại động cơ có kí hiệu 4A200L8Y3 có công suất

P đ c=22 kw ;nđ c=730v ò ng

p h ú t .

 Phân phối tỷ số truyền:

 Số vòng quay của Tang:

n t= V

π D.60000

Trong đó:

D: Là đường kính Tang →210mm

n t=147 v ò ng/ p hú t

 Tỉ số truyền chung:

U = n đ c

n t =

730

147=5

U = Uđ.Ubr

Trong đó:

Uđ: tỉ số truyền của bộ truyền đại

Ubr: tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng côn

Chọn: Uđ = 2

Ubr = 2,5

Số vòng quay trên trục 1

n1 = 7302 = 365 vòng/ phút

Số vòng quay trên trục 2, 3

n2 = n3 = 365

2,5 = 146 vòng/ phút

 Công suất trên từng trục

- Trục 1:

N1 = P.η1.η2

= 22.0,96.0,99 = 20,9 (kw)

- Trục 2:

N2 = N1.η3.η4.η5

= 20,9.0,97.0,99.1 = 20,07 (kw)

- Trục 3:

N3 = N2.η3 = 20,07.0,99 = 19,87 (kw)

 Mômen xoắn trên mỗi trục

- Trục động cơ:

Mđc = 9,55.106.Pđc/nđc

= 9,55.106.22/730 = 287.808,2 (Nmm)

- Trục I:

MI = 9,55.106.N1/n1

= 9,55.106.20,9/365 = 546835,6 (Nmm)

- Trục II:

MII = 9,55.106.N2/n2

= 9,55.106.20,07/146 = 1.312.797,9 (Nmm)

- Trục III:

MIII = 9,55.106.N3/n3

= 9,55.106.19,87/146 = 1299715,7 (Nmm)

 Bảng Thống Kê

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐẠI:

Thiết kế bộ truyền đại với các thông số

Công suất: P = 22 Kw

Số vòng quay n = 730 vòng/phút

 Đối với bộ truyền đại ta xét đến 2 phương án

- Phương án 1: Dùng đai dẹt

- Phương án 2: Dùng đai thang

o Đại loại A

o Đại loại B

- Phương án 1:

o Chọn đai vải cao su

Xác định các thông số của bộ truyền

o Theo 4.1/53/1

d1 = (5,2….6,4).3

= (5,2….6,4).3

√287808 = 343…422 Chọn d1 theo tiêu chuẩn d1 = 400 mm

Vận tốc V = π n đ c D1

60000 = π 400 73060000 = 15,3m<s<Vmax = 60m/s

Đường kính bánh đai lớn: d2 = Uđ.d1.(1-ε)

Với ε: hệ số trượt

d2 = 2.400.(1-0,01) = 792 (mm)

Chọn theo tiêu chuẩn là 800mm

Tỉ số truyền thực tế:

Ut = D2

D1.(1−ε) =

800 400.(1−0,01) = 2,02

ΔU = U t−U đ

U đ .100 =

2,02−2

2 .100 = 1%

o Khoảng cách trục

Theo (4.3/53/1) thì a = (1,5…2).(d1+d2)

a = (1,5…2).(d1+d2) = (1,5…2).(400+800)

= 1800…2400

Lấy a = 2000mm

Chiều dài đai 4.4/54

L = 2.A + 0,5.π.(d1+d2)+(d2-d1)2/4A

= 2.2000+0,5 π.(400+800)+(800-400)2/4.2000 ≈ 5904 mm

Cộng thêm 100 đến 400mm tùy theo cách nối đai

Số vòng chạy của đai

i = V l = 15,35,9 = 2,6<imax=10

Góc ôm ∝1

∝1 = 1800 - d2−d1

A .57

∝1 1800- d2−d1

2000 .57 ≈ 168,6

0>1500 (Vải cao su) Xác định tiết diện đai và chiều rộng bánh đai

Theo 4.9/54 thì Ft =1000.P/V

Ft = 1000.22

15,3 = 1438 (N)

Theo bảng (4.8/55[I]) thì tỷ số (d δ

1)max nên dùng là 1/40 (do là đai vải cao su)

Do đó, δ = D1/40 = 10 Vì thế, theo bảng (4.1/5[I]) ta chọn đai B = 800 có lớp lót, có giá trị số tiêu

chuẩn là δ = 9mm (với số lớp là 6).

Ứng suất có ích cho phép theo (4.10/57/[I]

Ta có: [δ F] = [δ F]0.C α C v C o

Trong đó, với bộ truyền nằm ngang, điều chỉnh định kỳ lực căng chọn δ0 = 2,4 Pa → K1 = 3,05; K2 = 13,5

Với C ∝ = 1 – 0,003.(1800-1690)

= 0,967

Cv = 1 – kv.(1,01.V2-1)

Với kv = 0,04  Cv = 1 – 0,04.(0,01.(15,3)2-1) = 0,95

Theo bảng 4.12/57[I] chọn Co = 1

[δ F] = [δ F]0.C α C v C o

= 2,75.0,97.0,96.1 ≈ 2,56 (MPa)

Theo công thức (4.8/54[I])

b = F t R d

[σ F] δ =

1366.1

2,56.9 = 59,3

Theo bảng 4.1, lấy theo tiêu chuẩn b = 63mm

Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

Theo (4.12/58/[I])

F0 = σo.b.γ = 2,4.63.9 = 1360,8 (N)

Theo (4.13/58/[I]

Fr = 2.Fosin(∝1/2) = 2.1360.sin(168,6/2) = 2706 (N)

Phương án 2: (Đai loại A và B)

Chọn loại đai

Giả thuyết vận tốc của đai v > 5m/s, tra bảng (5.13/93/[I]) có thể dung đai loại A hoặc B Ta tính theo cả

2 phương án nào có lợi hơn

Tra bảng (4.13/59/[I]) ta có:

Đường kính bánh đai nhỏ d1

Theo bảng (4.13/59/[I]) lấy

Kiểm nghiệm vận tốc của đai

60.1000 = 0,038.d1 (m/s)

V < Vmax = 25 m/s

Tính đường kính d2 của bánh lớn

Theo công thức (4.2/53/[I])

d2 = d1.u/(1-ε)

Trong đó:

U = 2: tỉ số truyền bộ truyền đai

εc: hệ số trượt εc = 0,02

Vậy d2 = 2.d1.(1-0,02) = 1,96 (mm)

Tra bảng (4.26/67/[I])

Tỷ số truyền thực tế

Vậy sai số cho phép về tỉ số truyền độ thỏa Δu =

2÷3%

Chọn sơ bộ khoảng cách trục Δ

Chọn công thức (4.14/60/[I])

- Khoảng cách trục Δ phải thỏa mãn điều kiện

0,55(d1+d2)+h ≤ A≤ 2(d1+d2)

Tính chiều dài đai L theo khoảng cách trục A sơ bộ

Theo công thức (4.4/54/[2])

L = 2A + π

2(d2 + d1)+(d2−d1

2 A )2

Theo công thức (4.15/60/[1])

Kiểm nghiệm số vòng chạy trong 1giây

Xác định chính xác khoảng cách trục theo chiều dài đai đã lấy theo tiêu chuẩn

Theo công thức (5.2/83/[1])

A = π¿ ¿

Khoảng cách A thỏa điều kiện

(4.14/60/[1])

Khoảng cách nhỏ nhất cần thiết để mắc đai

Khoảng cách lớn nhất cần thiết để tạo lực căng

Tính gốc ôm ∝1

Theo công thức (5.3/83/[1])

∝1 = 1800 - d2−d1

A 57

Góc ôm ∝1 thỏa mãn điều kiện ∝1≥1200

Xác định hệ số đai cần thiết Z

Theo công thức (4.1/60/[1])

Z = P1 K đ

[P0]C α C1C u C z

Trong đó

P1: công suất trên trục bánh đai chủ động kw

P1 = 20,9 kw

P0: công suất cho phép

Tra bảng (4.17/61/)

Định các kích thước chủ yếu của bánh đai 4.21/63 12,5 16

Theo công thức 4.17/63

Theo công thức 4.17/63

Đường kính trong của bánh đai

Tính lực căng ban đầu F0 và lực tác dụng lên trục Fr

Theo công thức 4.13/63

Lực căng ban đầu mỗi đai

Theo 4.21/64/[1]

Fr = 2F0Zsinα1

2

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN

Công suất: P1 = 20,9 Kw

Số vòng quay n1 = 365 vòng/ phút

Tỉ số truyền U = 2,5

Thời hạn sử dụng: 21600 giờ

Tải trọng thay đổi không đáng kể

Một số ký hiệu:

δb : giới hạn bền

δch : giới hạn chảy

δo

Hlim : ứng suất tiếp cho phép

δo

Flim : ứng suất uốn cho phép

NHO : số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

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

NFE , NHE : số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

CHỌN VẬT LIỆU:

Do không có yêu cầu gì đặc biệt nên ta chọn:

Bánh nhỏ : 24L

Thép 40XH tôi cải thiện Hb ≥ 24l có δb1 = 8000 , δch1 = 580 MPo

Bánh lớn như bánh nhỏ

Chu kì làm việc của bánh răng lớn:

N2 = 60.c.n2.T = 60.1.146.25920 = 227059200

Trong đó:

c : số lần ăn khớp 1 răng khi bánh răng quay 1 vòng

n : số vòng quay

T: tổng thời gian làm việc tính bằng giờ

Chu kì làm việc của bánh răng nhỏ:

N1 = U.N2 = 2,5.227059200 = 567648000

Chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc: N0 = 107

Ta thấy : N1>N2>N0 do đó hệ số chu kì ứng suất tiếp xúc kn = 1

 Xác định hệ số ứng suất cho phép

Theo bảng 6.2/94[1] với thép 40 tôi cải thiện đạt tới độ rắn HB ≥ 24l

δo

Hlim = 2HB + 70 ; Sh = 1,1

δo

Flim = 1,8HB ; Sh = 1,75

Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB1 = 350

Chọn độ rắn bánh răng lớn HB2 = 330

Khi đó:

δo

Hlim1: 2HB1 + 70 = 2.350 + 70 = 770 MPa

δo

Flim1: 1,8HB1 = 1,8.350 = 630 MPa

δo

Hlim2: 2HB2 + 70 = 2.330 + 70 = 730 MPa

δo

Flim2: 1,8HB2 = 1,8.230 = 594 MPa

Theo 6.5/93/[1] NHO = 30.HHB2,4 do đó:

NHO1 = 30.3502,4 = 38272299,91

NHO2= 30.3302,4 = 33231864,66

Với NHF2 = NFE2 = N2 = 227059200

Như vậy theo 6.1a/93/[1] sơ bộ xác định được:

[δo

H1] = δo

Hlim1 KHL/SH = 770.1/1,1 = 700 MPa

[δo

H2] = δo

Hlim2 KHL/SH = 594.1/1,1 = 540 MPa

Chọn xuất tải cho phép:

[δo

F1]max = 0,8 δch1 = 0,8.580 = 464 MPa

[δo

F2]max = 0,8 δch2 = 0,8.580 = 464 MPa

[δo

H1]max = 2,8 [δo

H2]max = 2,8.580 = 1624 MPa Xác định sơ bộ chiều dài côn ngoài Re

Đường kính chia ngoài của bánh chủ động theo công thức 652a/112[1]

Re = KR √U2+1