Tính toán chọn động cơ điện, phân phối tỷ số truyền và mômen xoắn trên các trục

Cụ thểlà: THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC BỘ TRUYỀN CẤP CHẬMPhần 1 : TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN , PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN VÀMÔMEN XOẮN TRÊN CÁC TRỤC Phần 6 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ KẾT CẤU HỘP Để hoà

Sinh viên thực hiện:

Lớp:

Lê Đình Đạt

Lê Đỗ Đạt

DHOT16A1CL Giảng viên hướng dẫn: Lê Huỳnh Đức

HÀ NỘI - NĂM 2023

MỤC LỤC

CHƯƠNG 1: TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN, PHÂN PHỐI TỶ SỐ

TRUYỀN VÀ MÔMEN XOẮN TRÊN CÁC TRỤC 5

1.1 Tính toán chọn động cơ 5

1.2 Phân phối tỉ số truyền 6

1.3 Xác định công suất, số vòng quay và momen trên các trục 7

CHƯƠNG 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH 9

2.1 Chọn loại xích 9

2.2 Xác định các thông số của bộ truyền 9

CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN 12

3.1: Tính toán bộ truyền cấp nhanh: Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng 12

3.2 Thiết kế bộ truyền cấp chậm: Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 15

CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC 20

4.1 Chọn vật liệu 20

4.2 Xác định các tải trọng tác dụng lên trục 20

4.3 Tính sơ bộ đường kính trục 21

4.4 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 22

4.5 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục 24

CHƯƠNG 5: TÍNH TOÁN CHỌN THEN, Ổ ĐỠ TRỤC, KHỚP NỐI, CÁC CHI TIẾT KHÁC VÀ BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC 34

5.1 Tính toán chọn then 34

5.2 Chọn ổ đỡ trục 34

5.3: Tính toán khớp nối: 40

5.4: Tính toán chọn các chi tiết khác: bu lông đai ốc nắp ổ, bu lông treo, chốt, vít tách, kiểu lắp ghép các chi tiết… 40

CHƯƠNG 6 :TÍNH TOÁN THIẾT KẾ KẾT CẤU HỘP 44

Thiết kế vỏ hộp giảm tốc bằng phương pháp đúc 44

LỜI NÓI ĐẦU

- Chi tiết máy là môn khoa học nghiên cứu về các phương pháp tính toán và thiết kế cácchi tiết có công dụng chung Trong môn học chi tiết máy có sự kết hợp chặt chẽ giữa

lí thuyết và thực nghiệm Lí thuyết tính toán các chi tiết máy được xây dựng trên cơ

sở những kiến thức về toán học, vật lý, cơ lý thuyết, nguyên lí máy, sức bền vậtliệu, được xác minh và hoàn thành qua thí nghiệm và thực tiễn sản xuất

- Là một sinh viên ngành cơ khí việc nắm bắt những nguyên lí hoạt động của máy làmột nhiệm vụ hết sức quan trọng Nội dung bản thuyết minh đồ án chi tiết máy này đềcập đến những vấn đề cơ bản về trình tự tính toán và thiết kế dẫn động cơ khí Cụ thểlà:

THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC BỘ TRUYỀN CẤP CHẬMPhần 1 : TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN , PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN VÀMÔMEN XOẮN TRÊN CÁC TRỤC

Phần 6 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ KẾT CẤU HỘP

Để hoàn thành đồ án này em đã được sự hướng dẫn và chỉ bảo tận tình của thầy giá Lê Huỳnh Đức Do kiến thức còn nhiều hạn chế và thời gian có hạn nên không tránh khỏi

thiếu sót Kính mong thầy và các bạn sinh viên đóng góp ý kiến để đồ án môn học emđược hoàn thiện tốt hơn

Em xin chân thành cảm ơn

Sinh viên

Lê Đình Đạt

Lê Đỗ Đạt

1 chiều

Số liệu cho trước:

1 Lực kéo băng tải: F = 2100 N

η=η x η br2 η ol4 η k

Hiệu suất của các bộ truyền tra bảng (1.1)

Hiệu suất bộ truyền xích η x = 0,92

Hiệu suất một cặp bánh răng η br = 0,96

Hiệu suất một cặp ổ lăn η ol = 0,97

Hiệu suất khớp nối η k = 0,98

1.1.3 Điều kiện và số vòng quay:

- Để tính toán và thiết kế ra hộp giảm tốc có kích thước không quá lớn, ta

sẽ xác định tính toán số vòng quay sơ bộ cho động cơ Số vòng quay sơ bộ

động cơ được tính toán theo công thức:

n sb=nlv i c

n sb : số vòng quay sơ bộ của động cơ

n lv : số vòng quay trên trục công tác

i c : tỷ số truyền chung của cả hệ thống

+ Chọn sơ bộ tỉ số truyền chung của hệ thống là i c ≈ 50

+ Số vòng quay của trục công tác(bộ truyền xích) là:

n lv=60000 v

π D =

60000.0,653,14.300 =41,40(vg/ ph)+ Số vòng quay sơ bộ là:

n sb=nlv i c=41,40.50=2070,00(vg/ ph)

- Theo bảng 1.2 ÷ 1.12, ta chọn được động cơ 4A100S4Y3 là phù hợp với

yêu cầu, Có các thông số kỹ thuật của động cơ như sau:

Kiểu động cơ Công suất

- Tỉ số truyền của hệ thống dẫn động được xác định bằng tỉ số của số vòng

quay đầu vào của bộ truyền và số vòng quay đầu ra của bộ truyền

- Tính tỷ số truyền chung theo công thức:

i c=ing i hgt=n dc

n lv

n dc=1420(vg / ph)là số vòng quay của động cơ điện chọn được

n lv=41,40(vg / ph) là số vòng quay trên trục băng tải

→ i c=1420

41,40=34,30

1.2.2 Phân phối tỉ số truyền:

- Tỉ số truyền của hệ thống dẫn động được phân phối cho bộ truyền trong

hộp giảm tốc và bộ truyền ngoài (bộ truyền xích)

Ta có: i hgt=i1.i2 – tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng thứ nhất và bộ truyền bánh răng thứ hai

-Theo công thức (1.11) ta chọn i1=1,2.i2

1,2 i22=13,72→ i2=3,38;i1=4,06

Bảng số liệu các tỉ số truyền:

Bộ truyền xích Bộ truyền bánh răng

thứ nhất Bộ truyền bánh răngthứ hai

N ct−¿Công suất cần thiết;

η ol , η k , η br lần lượt là hiệu suất ổ lăn, khớp nối và bánh răng.

- Trong ó:đó:

i1−¿tỷ số truyền bộ truyền bánh răng thứ nhất;

i2−¿tỷ số truyền bộ truyền bánh răng thứ hai;

n dc−¿số vòng quay của trục ộng cơ.đó:

Tốc ộ đó:

quay

xoắn

- Chọn loại xích ống con lăn vì khả năng tải nhỏ và theo yêu cầu là va đập êm

2.2 Xác định các thông số của bộ truyền.

2.2.1 Chọn số răng đĩa nhỏ và đĩa lớn:

- Theo bảng 2.12 với tỉ số truyền: i x=2,5

Sửa lại hết

Chọn số răng đĩa xích nhỏ (đĩa dẫn) Z1 = 23

Số răng đĩa xích lớn (đĩa bị dẫn) Z2 = i Z1

+k o=1 : Góc nghiêng của bộ truyền ≤ 600

+k dc=1,25 : Khoảng cách trục đĩa xích không điều chỉnh được

Với: n01=1000: Số vòng quay đĩa dẫn bộ truyền cơ sở

n1=1420: Số vòng quay trên đĩa chủ động

Vậy: N t=N k k z k n=2,5.1,875 1,08 0,7 ≈ 3,55 (kW )

- Tra bảng 2.13 với n01=1000 (vg / ph) chọn được xích răng một dãy có bước xích

t=4(mm) (ΓOCT 10947 – 64), diện tích bản lề OCT 10947 – 64), diện tích bản lề F=19,05(m m2

), có công suất cho

phép [N]=3,2(kW ) Với loại xích này, theo bảng 2.11 tìm được kích thước chủ yếucủa xích, tải trọng phá hỏng Q=25000(N ), khối lượng 1 m xích q=1,52(kg ).

- Kiểm nghiệm số vòng quay theo điều kiện n1≤ n gh Theo bảng 2.14 với

t=12,7(mm) và số răng đĩa dẫn Z1=23, số vòng quay giới hạn ngh của đĩa dẫn có thểlên tới 1500(vg/ ph), như vậy điều kiện n1=1420(vg / ph)≤ ngh được thỏa mãn

+Z , n: số răng và số vòng quay trong 1 phút của đĩa xích (đĩa dẫn hoặc bị dẫn – có thể chọn Z1 và số vòng quay đĩa xích chủ động hoặc Z2 và số vòng quay đĩa bị động)

Loại xích

Bước xích t(mm)

12 15 19,05 25 hoặc 30 hoặc 35 44,45 50 hoặchoặc hoặc hoặc 25,4 31,75 hoặc hoặc 50,8

- Theo bảng 2.15, khi bước xích t = 19,05 thì số lần va đạp cho phép trong 1

giây [u]=50, nên điều kiện u ≤[u] được thỏa mãn

- Tính chính xác khoảng cách trục A theo công thức

- Cuối cùng lấy A=781(mm)

2.2.4 Tính ường kính vòng chia của ĩa xíchđó: đó:

- Đường kính vòng chia của ĩa dẫn:đó:

d c 1= t

sin1800

Z1

= 19,05sin180023

Trong ó: + N là công suất trên ĩa chủ ộng (kW)đó: đó: đó:

+ n là số vòng quay trên ĩa chủ ộngđó: đó:

+ t là bước xích (m)

+ Z1là số rang trên ĩa chủ ộng đó: đó:

+ k t = 1,15 – do hệ số xét ến tác dụng của trọng lượng đó:xích lên trục và bộ truyền nghiêng 1 góc nhỏ hơn 40oso với phương nằm ngang.

CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN

3.1: Tính toán bộ truyền bánh răng thứ nhất: Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng.

3.1.1 Chọn vật liệu làm bánh răng:

Theo bảng 3.1 chọn bánh răng nhỏ thép 45 tôi cải thiện, bánh răng lớn thép

35 thường hóa

Theo bảng 3.4 có được cơ tính bánh răng:

Bánh răng nhỏ: Giả thiết đường kính phôi ¿100 (mm)

σ bk=800¿

Bánh răng lớn: Giả thiết đường kính phôi ¿300 (mm)

+n2 : số vòng quay trong 1 phút của bánh bị dẫn.

+u : số lần ăn khớp của một bánh răng khi bánh răng quay 1 vòng

+T : Tổng số thời gian làm việc

- Số chu kì làm việc tương đương của bánh nhỏ:

N td 1=i1 N td 2=21,19.107.4,06=86,03.107

Ta thấy, N td 1 và N td 2 đều lớn hơn N0=107 ,do đó k ' N=1

Vì vậy hệ số chu kì ứng suất k ' N của cả hai bánh răng đều bằng 1

- Ứng suất tiếp xúc của bánh răng lớn:

3.1.3 Xác định ứng suất uốn cho phép:

- Giới hạn mỏi uốn của bánh lớn:

Áp dụng công thức 3.5 đối với ứng suất uốn thay đổi theo chu kì mạch động Ta có:

- Bộ truyền chịu tải nhỏ: ❑A=0,15÷ 0,3

- Bộ truyền chịu tải trung bình: ❑A=0,3÷ 0,45

- Bộ truyền chịu tải lớn: ❑A=0,45÷ 0,6

3.1.7 Tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh

2 π 110.1420 60.1000 ( 4,06+1)=3,23(m s )

Vì tải trọng không thay đổi và độ rắn của bánh răng nhỏ hơn 350HB nên

Như vậy có thể lấy chính xác khoảng cách trục A=110mm

3.1.9 Xác định môđun, số răng của răng:

3.1.11 Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu tải đột ngột trong thời gian ngắn:

Ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép:

T K T

3.1.12 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền:

Thông số bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng (bộ truyền bánh răng thứ nhất)

- Lực tác dụng lên bánh răng chia thành 3 thành phần lực: Lực vòng P, Lực hướng tâm

Pr và lực dọc trục Pa (Đối với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng Pa =0) như thể hiện trênhình 3.2

Theo bảng 3.8 (Thiết kế chi tiết máy ,1999) có được cơ tính bánh răng:

- Bánh răng nhỏ: Giả thiết đường kính phôi < 300 mm; chọn phôi rèn:

3.2.2 Định ứng suất tiếp xúc cho phép.

Theo công thức 3.4 có số chu kì tương đương của bánh lớn:

- Số chu kì tương đương của bánh lớn:

N td 2=60 u n2 T =60.1 349,75 1 0100=21,2 107

Trong đó:

+n2 : số vòng quay trong 1 phút của bánh bị dẫn.

+u : số lần ăn khớp của một bánh răng khi bánh răng quay 1 vòng +T : Tổng số thời gian làm việc

- Số chu kì làm việc tương đương của bánh nhỏ:

N td 1=i2 N td 2=4,45.7,37 107=32,8 107

Tra bảng 3.3, ta có: N0= 107

→ Vì N td 1=32,8.107và N td 2=7,37 107 đều có lớn hơn N0= 107

Vì vậy, hệ số chu kì ứng suất k ' N của hai bánh răng đều bằng 1

- Ứng suất tiếp xúc của bánh răng lớn:

[σ]tx 2=2,6 HB=2,6.160=416(mm N 2)

- Ứng suất tiếp xúc của bánh răng nhỏ:

[σ]tx 1=2,6 HB=2,6.190=494(mm N 2)

Trong đó, tra theo bảng 3.3 ta có: [σ]0 tx1=[σ]0 tx 2=2,6(mm N 2)

Kết luận: Để tính bền ta chọn [σ]tx=[σ]tx 2=416(m m N 2)

3.2.3 Định ứng suất uốn cho phép

Theo công thức 3.8 có số chu kì tương đương của bánh lớn:

N td 2=60 u n3.T =60.1 103,48 1 0100=6,27.107

Trong đó:

+n2 : số vòng quay trong 1 phút của bánh bị dẫn.

+u : số lần ăn khớp của một bánh răng khi bánh răng quay 1 vòng +T : Tổng số thời gian làm việc

- Số chu kì làm việc tương đương của bánh nhỏ:

- Giới hạn mỏi uốn của bánh lớn: σ−1=0,4.480=192(mm N 2)

- Giới hạn mỏi uốn của bánh nhỏ: σ−1=0,4.580=232(mm N 2)

Hệ số an toàn: n=1,5

Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng: K σ=1,8

Áp dụng công thức 3.5 đối với ứng suất uốn thay đổi theo chu kì mạch động

- Bộ truyền chịu tải nhỏ: ❑A=0,15÷ 0,3

- Bộ truyền chịu tải trung bình: ❑A=0,3÷ 0,45

- Bộ truyền chịu tải lớn: ❑A=0,45÷ 0,6

-n2: Số vòng quay trong 1 phút của bánh bị dẫn

-N : Công suất bộ truyền

3.2.9 Xác định môđun, số răng và chiều rộng bánh răng:

Chọn sơ bộ góc nghiêng β=16 ° ; cos𝛽 = 0,96

Chiều rộng bánh răng b thỏa mãn điều kiện:

b=50 (mm)> 2,5.m n

sin β =

2,5.20,232=25,51( mm)

3.2.10 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:

Tính số răng tương đương:

- Bánh nhỏ:

Z td 1= Z1

cos2β=

300,9 72=31,88

- Bánh lớn:

Z td 2= Z2

cos2β=

1220,9 72=129,66

Bảng3.12.Trị số hệ số dạng răng y khi ∝0 =20 o ,h d =m n và c=0.25m n

Hệ số dạng răng theo bảng 3.12

Bánh nhỏ: y1=0, 453 ( sử dụng phép tính nội suy tuyếntính)

2.30cos13,44o=61,68 mm

d2=m Z2cosβ=

2.122cos13,44o=250,87 mm

Chiều rộng bánh răng b2=47 mm ;b1=53 mm

Đường kính đỉnh răng D D e 1=d1+2 m=53,46+2.2=57,46 mm

e 2=d2+2 m=238,53+2.2=242,53 mmĐường kính vòng chân

răng

D i 1=d1−2,5 m=53,46−2,5.2=48,46 mm

D i 2=d2−2,5.m=238,53−2,5.2=233,53 mm

P r=P tgα n

cosβ =

1464,67 tg20 °

0,97261 =548,11 ( N )Lực dọc trục:

P α=P tgβ=1464,67 tg(13,44 °)=350( N )

CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

Tính toán thiết kế các trục trong hộp giảm tốc bánh răng với các số liệu sau:

- Cặp bánh răng trụ răng thẳng có:

T1=7909,86 ( N mm )

- Momen xoắn trên trục động cơ: T dc=8412,61( N mm)

- Mômen xoắn trên trục 1: T1=7909,86 ( N mm )

- Mômen xoắn trên trục 2: T2=38813,83 (N mm )

- Mômen xoắn trên trục 3: T3=159260,03 (N mm )

- Đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của nối trục vòng đàn hồi (Dt = 90 mm)

• Vì bánh răng trụ răng thẳng có β=0 khi đó F a=F z 11=F z 21=0

- Với cặp bánh răng trụ răng nghiêng (3) và (4) ta có:

Với D0 là đường kính vòng tròn qua tâm các chốt nối trục đàn hồi tra trong bảng 16.10

-Tính lực của bộ truyền xích tác dụng lên trục III :

F=k t P=6 10

7 k t N

Z1 t n3 =

6 107.1,15.1,9927.25,4 119,33=1677,86 ( N )Chọn hệ số k t=1,15(vìα <4 00)

Trong ó: + N là công suất trên ĩa chủ ộng (kW)đó: đó: đó:

+ n là số vòng quay trên ĩa chủ ộngđó: đó:

+ t là bước xích (m)

+ Z1là số rang trên ĩa chủđó: ộng đó:

+ k t = 1,15 – do hệ số xét ến tác dụng của trọng lượng đó:xích lên trục và bộ truyền nghiêng 1 góc nhỏ hơn 40oso với phương nằm ngang

Do góc nghiêng của bộ truyền xích là 30ocho nên lực tác dụng từ bộ truyền lên trục

Đường kính sơ bộ của trục có thể được xác định theo công thức (4.9)

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

Sơ đồ hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp khai triển:

- Theo bảng 4.1 từ các giá trị sơ bộ di, ta chọn được gần đúng chiều rộng ổ lăn:

• Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp (k2):

k2=5:15→ Do ở đây sử dụng bôi trơn bằng dầu trong hộ giảm tốc nên chọn k2=10

• Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ (k3):

Trục I I:

- Do trong hộp giảm tốc phân đôi thì trục trung gian có cấu tạo là phức tạp nhất,quyết định kích thước của các trục khác khi truyền chuyển động cho nhau nên ảnh hưởng tới kích thước của hộp giảm tốc Do đó khi tính toán kích thước hình học của các trục thì ta phải xác định kích thước của trục trung gian trước hết và căn cứ vào đó để xác định kích thước hình học cảu các trục còn lại

-Theo bảng 4.3 ta có các thông số của trục II như sau:

4.5 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục.

* Phân tích các lực, phản lực và vẽ biểu đồ momen uốn trên các trục:

- Với trục I ta có:

+ Các lực tác dụng lên trục I gồm F x 12 , F x 13 , F y 13, các phản lực liên kết tại các gối đỡ 0 và 1 gồm F lx 10 , F ly 10 , F lx 11 , F ly 11 được thể hiện như hình

+ Áp dụng các hệ phương trình cân bằng của hệ lực phẳng tác dụng lên trục I lần lượt trong mặt phẳng xOz và yOz ta có:

Giải hệ phương trình , tađược : F lx 11=1309 ( N ) ;Flx 10=562( N )

được thể hiện như hình

+ Áp dụng các hệ phương trình cân bằng của hệ lực phẳng tác dụng lên trục II lần

lượt trong mặt phẳng xOz và yOz ta có:

{ ∑F x=0

+ Các lực tác dụng lên trục II và các phản lực liên kết tại gối đỡ 0 và 1 gồm:

được thể hiện như hình bên

+ Áp dụng các hệ phương trình cân bằng của hệ lực phẳng tác dụng lên trục III lần lượt trong mặt phẳng xOz và yOz ta có:

* Xác định đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm

+ Theo công thức (4.22), công thức (4.24), công thức (4.25) ta lần lượt tính được các momen uốn tổng M j và momen uốn tương đương M tdj tại các tiết diện j trên chiều dài trục

Xác định momen uốn tổng và momen uốn tương đương

Momen uốn tổng tại các tiết diện trục I:

+ Điều kiện kiểm tra trục vừa thiết kế về độ bền mỏi

Trong đó: [S]= 1,5…2,5 là hệ số an toàn cho phép

S σ j : Hệ số an toànchỉ xét riêng ứng suất pháp

Trong đó:

Kx: Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt có trị số tra bảng 4.4 ta có:

Kx = 1,06

Ky: Hệ số tăng bền bề mặt trục có trị số tra bảng 4.5 ta có:

Ky =1Theo bảng 4.6 với trục có rãnh then được gia công bằng dao phay ngón, thì hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu có b 600(Mpa)là : K 1,54;K 1, 76Thay các hệ số đã biết vào công thức (1.2) và (1.3) ta được:

 Vậy trục đạt độ an toàn cho phép

Để đề phòng khả năng biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột ta cầnkiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh:

 σ td=√11,32+3.8,12=18<[σ]

 Trục đảm bảo về độ bền tĩnh

Xác định momen uốn tổng và momen uốn tương đương

Momen uốn tổng tại các tiết diện trục II: