Đề tài thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí

Nhiệm vụ Hãy thiết kế hệ thống cơ khí sử dụng trong vận chuyển hàng hóa với sơ đồ và số liệu cho trước như sau.. Trang 4 PHẦN I: TÍNH TỐN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ1.. ĐỘNG CƠ ĐIỆN Độn

ĐẠI HỌC ĐÀ NẴNG

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA

KHOA CƠ KHÍ -   

GV hướng dẫn: Trần Ngọc Hải, Võ Trần Anh

Thời gian thực hiện: Tuần 4 (21/8/2023) – Tuần 19

1 Nhiệm vụ

Hãy thiết kế hệ thống cơ khí sử dụng trong vận chuyển hàng hóa với sơ đồ và số liệu cho trước như sau

2 Số liệu cho trước

1.Lực kéo băng tải : P = 1850 N

2.Vận tốc băng tải : V = 1,3 m/s

3.Đường kính tang : D = 310 mm

4.Đặc tính tải trọng : Tải thay đổi, rung động nhẹ

5.Thời gian phục vụ : 5 năm

Một năm làm việc 320 ngày, một ngày làm việc 14

giờ 6 Làm việc một chiều

MỤC LỤC

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

1 ĐỘNG CƠ ĐIỆN

Động cơ điện được sử dụng rộng rãi để tạo ra chuyển động quay, mô men xoắn trongcác thiết bị máy móc Có hai loại động cơ điện được sử dụng: động cơ điện sử dụng điện một chiều (Direct Current - DC) và động cơ điện sử dụng điện xoay chiều (Allternating Current - AC) Đối với động cơ điện xoay chiều có hai loại thường dùng: động cơ điện xoay chiều một pha và động cơ điện xoay chiều ba pha

Cấu tạo của động cơ DC và AC cũng đều có 02 phần cơ bản đó là rotor (phần

động/quay) và startor (phần tĩnh) Đối với động cơ AC khi hoạt động thì sẽ cung cấp điệncho cả phần rotor và startor để tạo ra từ trường làm quay động cơ Đối với động cơ điện

DC phần rotor được làm từ nam châm vĩnh cửu nên khi hoạt động chỉ cần cung cấp điện cho startor

Động cơ xoay chiều được chia làm 02 loại: một pha và ba pha Động cơ ba pha được chia làm 02 loại: ba pha đồng bộ và ba pha không đồng bộ

Tóm tắt các đặc điểm của 02 loại động cơ xoay chiều và một chiều như sau

Với các đặc điểm trên, động cơ xoay chiều ba pha không đồng bộ rôto ngắn mạch được

sử dụng phổ biến để dẫn động các hệ thống cơ khí như băng tải, xích tải, thùng trộn…

Để chọn động cơ điện cần thực hiện 03 bước sau:

• Bước 1: Tính công suất cần thiết của động cơ

• Bước 2: Xác định sơ bộ số vòng quay của động cơ

• Bước 3: Dựa vào 02 thông số trên và yêu cầu về quá tải, mômen mở máy và phươngpháp lắp đặt động cơ để chọn kích thước động cơ phù hợp với yêu cầu thiết kế

1.1 Xác định công suất của động cơ

- Công suất trên trục của động cơ điện được xác định bởi công thức sau:

P ct=P t

η (1.1)

- Trong đó:

 P ct : công suất cần thiết trên trục động cơ,kW;

 P t : công suất tính toán trên trục máy công tác, kW;

 η : hiệu suất truyền động

Theo đề , ta tính P t trong trường hợp tải trọng thay đổi:

Lực kéo băng tải: P =1850N

Với η =η ô l

4

η k η đ .η br2=0 , 994

.1 0 , 95.0 , 962=0,841

Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

n sb =n lv u t(1.4)Trong đó: n lv=60000 v

π D =60000.1, 3

π 310 =80,093( v/ ph)(đối với băng tải)

• n lv số vòng quay của trục ở bộ phận công tác (tang của băng tải, tang của tờicuốn)

• D đường kính của tang hay tang cuốn ở bộ phận công tác [mm]

• v vận tốc của băng tải hay vận tốc kéo của tang cuốn cáp [m/s]

Theo bảng 2.4 :Tỉ số truyền nên dùng cho các bộ truyền trong hệ , ta có được :

• ut tỉ số truyền chung của hệ thống

• nđc số vòng quay động cơ đã chọn

• nlv số vòng quay của trục ở bộ phận công tác (tang của băng tải, tang của tời cuốn)

1.2.1 Phân tỉ số truyền của hệ thống cho các bộ truyền

u t =u đ u h(2.2)

¿≫u t =u đ u h=35,958 Trong đó:

ut – Tỷ số truyền chung của hệ thống

uđ – Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài HGT ( bộ truyền đai)

uh – Tỷ số truyền của bộ truyền bên trong HGT

u1 – Tỷ số truyền của cặp bánh răng cấp nhanh

u2 – Tỷ số truyền của cặp bánh răng cấp chậm

Kiểm nghiệm ud:

u đ =0 ,8 %<4 %

Nên sai lệch tỉ số truyền của bộ truyền đai không đáng kể

1.2.2 Xác định công suất, moomen và số vòng quay trên các trục:

Momen xoắn T

PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

2.1 TRUYỀN ĐỘNG ĐAI HÌNH THANG

2.1.1 Một số lưu ý khi tính toán thiết kế bộ truyền đai

Đối với bộ truyền đai thang cần tính toán hai phương án tiết diện đai, so sánh phương án nào có lợi hơn về:

• Kích thước của bộ truyền

Theo hình 3.1 , ta chọn được đai hình thang A (đai thang thường) phù hợp với các thông

2.1.3.4 Chiều dài đai l

Xác định theo khoảng cách trục a đã chọn theo công thức 4.4 (Trang 54):

Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây, theo công thức 4.15/trang 60

i=v

l=21 ,112,224=9 , 42 (s)≤ i max=10(s)

Khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn l = 2240 mm được tính theo công thức4.6/trang 54:

[P0]=3,51 kW Công suất cho phép xác định bằng bộ truyền có số đai bằng 1, chiều dài đai l0 , tỉ số truyền u=1 và tải trọng tĩnh (Bảng 4.19/trang62)

Kd = 1,35 Hệ số tải trọng động (Bảng 4.7/trang 55) (Tải trọng dao động nhẹ, động cơ loại I), động cơ làm việc 2 ca

Cα = 0,905 Hệ số kể đến ảnh hưởng góc ôm α1=145 , 21° (Bảng 4.15/trang61)

Cl = 1,057 Hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai l l

0

1700≈1 , 47(Bảng 4.16/trang61)

Cu = 1,14 Hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền u=3,56 (Bảng 4.17/trang61)

Cz = 1 Hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai (Bảng4.18/trang 61) (Z’= P1/[P]=0,69)

( Ta tra bảng và nội suy để tìm các giá trị trên)

Trong đó các giá trị h0, e, t được lấy từ bảng 4.21 ( Các thông số của bánh đai hình thang)

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

Lực căng trên 1 đai được xác định theo công thức sau:

Lực tác dụng lên trục :

Trong đó: Fv = q m v2 : lực căng do lực li tâm sinh ra

qm – khối lượng một mét chiều dài dây đai ( tra bảng 4 22)

Bảng thông số đai thang thường

9 Đường kính ngoài của bánh đai d1 da = 146,6 mm

10 Đường kính ngoài của bánh đai d2 da = 506,6 mm

Cặp bánh răng cấp nhanh (bánh răng trụ răng nghiêng)

- Do không có nhu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, ở đây

chọn vật liệu bánh răng hai cấp như nhau Theo bảng 6.1 trang 92, ta chọn:

+ Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241 285 có σ b 1 =850 MPa, σ ch1 =580 MP;

+ Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192 240, có σ b 2 =750 MPa, σ ch2 =450 MP;

2.2.2 Xác định ứng suất cho phép

- Theo bảng 6.2 trang 94, với thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn 180 350,

+Ứng suất tiếp xúc cho phép: σ Hlim0 =2 HB+70

+Hệ số an toàn khi tiếp xúc: S H =1 ,1

+Ứng suất uốn cho phép: σ Flim0 =1, 8 HB

+Hệ số an toàn khi uốn: s F =1 , 75

- Góc prôfin răng a t =arctg( tg 20

cos17 ,20)=20 , 93 °

- Góc ăn khớp a tw =a t =20 , 93 °

2.2.2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo (6.33), ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc

do đóZ R =0 , 95 với vòng đỉnh răng làd a <700 mm, K xH=1, do đó theo công thức 6.1 và 6.1a, trang 91 và 93, [1]

Chọn b w=30

2.2.2.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

- Điều kiện bền uốn σ F=2 T1Y F1K F Y ε Y β

- Xác định số răng tương đương

Tra bảng 6.18[109] với hệ số dịch chỉnh x=0 ta có được Y F 1¿3 , 82 , Y F 2 =3 , 6

- Độ bền uốn tại chân răng

2.2.2.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải

-Hệ số quá tảiK qt=Tmax

T =1 , 4

-Áp dụng công thức 6.48, trang 110, [1] ứng suất tiếp quá tải

σ H max =σ H√K qt =501,498 √1, 4=593 , 38 MPa<[σ H]max=1260 MPa

-Áp dụng công thức 6.49, trang 110, [1]

σ F 1max =σ F1 K qt =103,586.1 , 4=149 ,19<[σ F1]max=464 MPa

σ F 2max =σ F2 K qt =96,609 1 ,4=140 , 6<[σ F2]max=360 MPa

Các thông số và kích thước bộ truyền cấp nhanh

Ta có:

- Hệ số dịch tâm: y¿a w

m −0 , 5. ( z1+ z2) = 95/1,5 −0 ,5(25+96)= 2,83

- Hệ số k y =1000 y/ z t = 1000.2,83/121 = 23,416

Theo bảng 6.10a, tra được k x= 3,595

- Hệ số giảm đỉnh răng: Δy =k x ⋅ z t

Góc nghiêng của răng β = 17 , 200

Đường kính đáy răng d f 1 =35 , 5 mm , d f 2 =147 mm

2.2.3 Tính toán bộ truyền răng trụ răng nghiêng cấp chậm

- Góc prôfin răng a t =arctg( tg 20

cos15 , 15)=20 , 67 °

- Góc ăn khớp a tw =a t =20 , 67 °

2.2.3.4Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo (6.33), ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc

−K H Hệ số tải trọng khi tính tiếp xúc

- Với v = 0,686 (m/s) < 4 (m/s) thìZ v=1, với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mặt tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công với độ nhám là R a =2 ,5 …1 , 25 μm

do đóZ R =0 , 95 với vòng đỉnh răng làd a <700 mm, K xH=1, do đó theo công thức 6.1 và 6.1a, trang 91 và 93, [1]

[σ H]tx=[σ H]Z V Z R K xH =513,636 1 0 , 95 1=487 , 95 MPa

- Như vậy σ H<[σ H]

2.2.3.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

- Điều kiện bền uốn σ F=2 T2Y F1K F Y ε Y β

140 =0 ,89 hệ số kể đến độ nghiêng của răng

- Xác định số răng tương đương

Tra bảng 6.18[109] với hệ số dịch chỉnh x=0 ta có được Y F 1¿3,675 , Y F 2 =3 , 6

- Độ bền uốn tại chân răng

3.4.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải

-Hệ số quá tảiK qt=Tmax

T =1 , 4

-Áp dụng công thức 6.48, trang 110, [1] ứng suất tiếp quá tải

σ H max =σ H√K qt =470 √1 , 4 =556 MPa<[σ H]max =1260 MPa

-Áp dụng công thức 6.49, trang 110, [1]

σ F 1max =σ F1 K qt =138.1 , 4=193.56<[σ F1]max=464 MPa

σ F 2max =σ F2 K qt =1 35.1 , 4=189<[σ F2]max=360 MPa

Các thông số và kích thước bộ truyền cấp chậm

-Hệ số dịch tâm: y¿a w

m −0 , 5. ( z1+ z2) = 115/1,5 −0 ,5(41+107)= 2,666-Hệ số k y =1000 y/ z t = 1000.2,666 / 148 = 18,01

Theo bảng 6.10a, tra được k x= 2.2434

- Hệ số giảm đỉnh răng: Δy =k x ⋅ z t

1000 =2,2434.148

1000 =0,332

Đường kính đáy răng d f 1 =60 mm , d f 2 =162.25 mm

PHẦN III THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN GỐI ĐỠ 3.1 Số liệu thiết kế trục

- Công suất trục vào:P I =2,218 kW

- Số vòng quay trục vào: n I =808 ,99 vg/ ph

- Momen xoắn : T I =26180 ,77 N m

- Công suất trục trung gian: P II =2,108 kW

- Số vòng quay trục trung gian: n II =211,22 vg/ ph

- Momen xoắn : T II =95298 , 83 N m

- Công suất trục ra: P III =2,003 kW

- Số vòng quay trục ra: n III =80 , 93 vg/ ph

- Momen xoắn : T III =236392 , 94 N m

- Lực đai tác dụng lên trục vào: F r =344 ,93 N

3.1.3: Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ

- Chọn chiều rộng ổ lăn theo các đường kính trên:b o 1 =15 mm , b o 2 =19 mm, b o 3 =21 mm

Ki gia công mayo bánh đai, ta chỉ cần gia công 1 bên bánh đai( vì bánh đai chỉ

dùng 1 bên) để tiết kiệm chi phí

- Chiều dài mayo nối trục đàn hồi:

- Các khoảng cách trên trục III

Do đó, khoảng cách giữa các gối đỡ:

l11=l21=l33=186 , 5 mm

3.1.4: Xác định trị số và chiều của các lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục

- Trục I

- F rđ =344 , 93 N

- F t 4 =F t 3 =3071 , 69 N - Chọn D t =160 mm

- F r 4 =F r 3 =1202 ,35 N - F khớp nối (kn)=0 , 3.2 T3

D t =0.3.2 236392 , 94

160 ¿886,474 N

5550

6055

• Tại tiết diện A (lắp bánh đai):

Trục II

+ Đường kính vòng lăn bánh răng cấp nhanh: d w 2 =39,337.3 ,83=150,663 mm

+ Đường kính vòng lăn bánh răng cấp chậm: d w 1 =62 , 04 mm

Momen uốn tương đương: M t đ=√M2+0 ,75T2

5048

5550

6055

• Tại tiết diện A (lắp ổ lăn): và D

+ Đường kính vòng lăn bánh răng cấp chậm: d w 2 =62 , 04.2 , 61=161 , 95 mm

- Tính momen uốn tổng và momen tương đương tại các tiết diện

5550

6055Chọn [σ ] = 60

• Tại tiết diện A (lắp ổ lăn):

3.1.6: Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

- Đối với thép C45 có σ b=600 Mpa, ta có:

• σ−1=0,436 σ b=0,436.600= ¿262 Mpa

• τ−1=0 ,58 σ−1=0 ,58.262=152 Mpa

+ Trong đó: σ−1và τ−1là giới hạn mỏi và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng

+ Tra bảng 10.7[197] với σ b=600 Mpa, ta có: ψ σ =0 , 05 ;ψ τ=0

- Các trục bên trong hộp giảm tốc quay đều không đổi chiều, nên ứng suất

uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng; ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ

mạch động, do đó σ mj =0 ;τ mj =τ aj

- Chọn sai lệch cơ bản lắp ghép: Các ổ lăn lắp trên trục theo k6, lắp bánh

răng, bánh đai, nối trục theo k6 kết hợp với lắp then

- Tính kích thước của then trên các đoạn trục lắp chi tiết quay:

5×5

8 ×7

34

322,911056,33

725.032338,29

Bảng 6.1: Thông số kỹ thuật của các then trên trục vào

Trục II:

Tiết diện Đường kính trục b × h t1 W W0

B1

B2

3034

8 ×7

10 ×8

45

2290,183240,27

4940,907098,94

Bảng 6.2: Thông số kỹ thuật của các then trên trục trung gian

10 ×8

10 ×8

55

4670,592647,45

10057,645864,45

Bảng 6.3: Thông số kỹ thuật các then trên trục ra

Trong đó: W là momen cản uốn và W0 là momen cản xoắn

- Xác định các hệ số K σd và K τdcho các tiết diện nguy hiểm:

Áp dụng công thức (10.25)[2] và (10.26)[2], ta có:

Tra bảng 10.10[2] cho các tiết diện nguy hiểm:

Tiết diện

Bảng 6.4: Kết quả tính toán các hệ số kích thước

Từ các giá trị ε σ , ε τ vừa tính được, ta tính các tỉ số K σ /ε σ, K τ /ε τ , K σd và K τd Kết

quả thu được ở bảng 6.5

Tiết diện

Từ bảng 6.5 và 6.6, ta chọn các giá trị K σ /ε σ và K τ /ε τ lớn hơn của từng tiết diện

để tính K σd và K τd Kết quả thu được ở bảng 6.7:

Tiết diện

- Xác định hệ số an toàn khi chỉ xét ứng suất pháp s σ và hệ số an toàn khi chỉ xét ứng suất tiếp s τ:

Áp dụng công thức (10.20)[2] và (10.21)[2], (10.19)[2] ta có:

K σdj σ aj +ψ σ σ mj

Bảng 6.8: Kết quả tính được của hệ số an toàn trên các tiết diện nguy hiểm

So sánh với [s] =1,5…2,5 cho thấy các tiết diện nguy hiểm đều đảm bảo yêu cầu về độ bền mỏi

Trong đó: σ d , τ c lần lượt là ứng suất dập và ứng suất cắt

l t: chiều dài then

Bảng 6.9: Kết quả tính kiểm nghiệm then

Tra bảng 9.5[2], ta có: [σ¿¿d]=100 ¿ Mpa ta thấy

σ d ≤ [σ¿¿d]=100 ¿ , điều kiện được đảm bảo

8050

5340

2730

Bảng 9.5: Ứng suất dập cho phép đối với mối ghép then

Với then bằng thép C45, chịu tải trọng va đập nhẹ [τ c]=40 …60 Mpa

So sánh với các giá trị trong bảng 6.9, như vậy tất cả các then đều đảm bảo yêu cầu về

Khi thiết kế máy, cơ cấu hoặc bộ phận máy, không thiết kế ổ lăn do đây là chi tiết đã

được tiêu chuẩn hóa, ta chọn ổ lăn dựa theo hai chỉ tiêu cơ bản: khả năng tải động C và

khả năng tải tĩnh C0

Các thông số cần biết khi chọn ổ lăn:

- Trị số, chiều và đặc tính tải trọng

- Tần số quay của vòng ổ

- Tuổi thọ tính bằng giờ hoặc triệu vòng quay

- Các yêu cầu liên quan đến kết cấu máy

Chọn ổ lăn bao gồm các bước:

- Thời gian làm việc: L h =22400 giờ

3.2.2Tính toán lựa chọn ổ lăn

3.2.2.1 Chọn sơ bộ loại ổ lăn

Kích thước cơ bàn của ổ bi dỡ chặn cỡ nhẹ hẹp

k t - hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ

k đ - hệ số kể đến đặc tính tải trọng

Q - tải trọng quy ước

Do ổ đỡ chỉ chịu lực hướng tâm và lực dọc trục nên X=0,45,Y= 1,46, V=1, k đ =1 ,35 (tải

thay đổi), k t=1

- Q=(0 , 45.1.972 , 68 +1 , 46.412 ,11).1 1 , 35 =1351 , 12 N

 Khả năng tải động của ổ:

C d =Q m√L

Trong đó: m – bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, m = 3 đối với ổ bi

L – tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

k t - hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ

k đ - hệ số kể đến đặc tính tải trọng

Q - tải trọng quy ước

Do ổ đỡ chỉ chịu lực hướng tâm nên X=1,Y=0, V=1, k đ =1 ,35 (tải thay đổi), k t=1

- Q=(1.1 2788,408+0).1 1 ,35=3624 ,93 N

Khả năng tải động của ổ:C d =Q m√L

Trong đó: m – bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, m = 3 đối với ổ bi

L – tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

k t - hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ

k đ - hệ số kể đến đặc tính tải trọng

Q - tải trọng quy ước

Do ổ đỡ chỉ chịu lực hướng tâm và lực dọc trục nên X=0,56,Y= 1,71, V=1, k đ =1 ,35 (tải

Trong đó: m – bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, m = 3 đối với ổ bi

L – tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

PHẦN IV THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP

Vỏ hộp giảm tốc có nhiệm vụ đảm bảo vị trí tương quan giữa các chi tiết và bộphận máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến, bảo vệ các chi tiếttránh khỏi bụi bẩn, đụng dầu bôi trơn cho các chi tiết

Hộp giảm tốc thường được đúc bằng gang, trong một số trường hợp chịu tải lớn

và chịu va đập, người ta sẽ chế tạo vỏ hộp bằng phương pháp hàn các tấm thép lạivới nhau

Vật liệu phổ biến nhất để đúc vỏ hộp giảm tốc là gang xám GX15-32

Thiết kế vỏ hộp giảm tốc bao gồm các bước:

- Chọn bề mặt ghép nắp và thân

- Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp

- Thiết kế một số cơ cấu liên quan đến hộp (chốt định vị, nút tháo dầu, que thăm dầu…)

4.1: Chọn bề mặt lắp ghép

Chọn bề mặt ghép vỏ hộp đi qua các đường tâm trục để thuận tiện cho quá trình lắp ghép Bố trí bề mặt lắp ghép vỏ hộp song song với mặt đế

4.1.1: Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp

Chiều dày thân hộ δ >0 , 03 a+3

A=209mm

δ =9 mm

Chiều dày gân tăng cứng e>(0 , 8 ÷1)δ e =8 mm

Chiều cao gân tăng cứng h <58 mm

Độ dốc gân tăng cứng khoảng 2 °