Đồ Án chi tiết máy chọn Động cơ và phân phối tỷ số truyền

Để chọn động cơ, cần tính công suất cần thiết gọi : P là công suất trên băng tải.. Trong các số liệu trên ta có : Pct – công suất trên trục công tác.. ηd ,ηol ,ηbr -lần lượt là hiệu suấ

KHOA CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Đà nẵng, năm 2023

PHẦN I : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

1.1 Chọn loại động cơ điện

a Để chọn động cơ, cần tính công suất cần thiết gọi :

P là công suất trên băng tải

Pct công suất cần thiết

η là hiệu suất chung

Pct=

8000∗0,8 1000

ηd = 0.95; -hiệu suất bộ truyền đai

ηbr=0.97;- hiệu suất bộ truyền bánh răng

ηol =0.995;- hiệu suất của một cặp ổ lăn

ηk =1 ;- hiệu suất của khớp nối

c Theo bảng P13,phụ lục với Py/c = 6,54(Kw) Và ndb = 2000

chọn loại động cơ là: 4A112M4Y3

với sơ dồ hệ dẫn động đã cho ta có:

T2 = 9.55*106*6,66/113,1=562360,8 (N.mm)

T3 = 9.55*106*6,43/29,46 = 1808200,83 (N.mm)

Tdc = 9.55*106*6,93/1425 = 46443,16 (N.mm)

Trong các số liệu trên ta có :

Pct – công suất trên trục công tác

ud- tỉ số truyền trên bộ truyền đai

u1,u2 - tỉ số truyền cấp nhanh và cấp chậm trong hộp giảm tốc hai cấp

ηd ,ηol ,ηbr -lần lượt là hiệu suất của bộ truyền dai, một cặp ổ lăn và bộ truyền bánh răng

Tra theo bảng 2.3 ( tính toán thiết kế hệ dẫn động tập 1)

kết quả tính toán ghi dưới bảng sau:

II THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI

2.1 Thiết kế bộ truyền đai thang:

Ta có Pdc = 6,93 (kw), ndc= 1950 (vg/ph),u = 3.15

vật liệu làm đai : là đai sợi tổng hợp

1 theo hình 4.1 chọn tiết diện Б

2 theo bảng 4.13 chọn đường kính bánh đai nhỏ : d1 = 160 (mm).vận tốc đai v = π*d1*ndc/(60*1000) =

3.14∗160∗195060∗1000 =12(m/s).

nhỏ hơn vận tốc cho phép vmax = 25 (m/s)

theo công thức (4.4) chiều dài đai

Đường kính ngoài của bánh đai là :theo công thức (4.18)

da = d + 2*ho =160 + 2*4.2 = 168.4 (mm) //với ho tra trong bảng (4.21)

2.3 Tính các lực căng ban đầu và các lực tác dụng nên trục:

Tương tự ta cũng có NHE1> NHO1 do đó kHL1 = 1

như vậy theo (6.1a),sơ bộ xác định được

[бF2 ]=324*1*1/1.75 =185.1 Mpa

ứng suất quá tải cho phép : theo (6.13)

đối với bánh răng thường hoá,

[бH2]max = 2.8*бch2 = 2.8*340 = 952 MPa //của bánh lớn [бH1 ]max = 2.8*бch1 = 2.8*340 =952 Mpa //của bánh nhỏ ứng suất uốn cho phép khi quá tải (theo công thức 6.14) [бF1 ]max = 0.8*600 =480 MPa

d Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện sau :

Theo công thức (6.33)

бH = zm*zH*zε√2∗T1∗K H ( u1+1)

( b w ∗u1∗d2w 1)Theo bảng (6.5) ,zm= 225 (MPa)1/3

Theo công thức (6.35)

tg(βb) =Cos(αt)*tg(β)

Với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh

αtw= αt=arctg(tgα/cosβ) = arctg(tg(20o)/cos(9o18’) )= 20o14’

30+ 1

120 )]*cos(9o18’) = 1.724

δH hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp

tra theo bảng 6.15 có giá trị 0.002

go hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và bánh 2

tra theo bảng 6.16 có giá trị 73

xác định chính xác ứng suất tiếp súc cho phép

theo công thức (6.1) và (6.1a) với v= 1.4016 (m/s) < 5 (m/s)

Như vậy бH ¿ [бH] thoả mãn điều kiện độ bền tiếp xúc

e.kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

theo (6.43)

бF1=

2∗T1∗K F ∗Y ε ∗Y β ∗YF1

b¦W∗d¦W1∗m

2∗T1∗k Fβ ∗k Fα( kFv hệ số kể đến ảnh hưởng tải trọng động xuất

hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn )

số răng tương đương

бF1max = бF1*kqt = 137.25 *1.5 = 205.875 MPa

бF2max = бF2 * kqt = 121.7*1.5 = 182.55 MPa

g.các thông số và kích thước bộ truyền

khoảng cách trục aw1 = 190

mm môđun pháp m = 2.5 mm chiều rộng vành răng bw = 57 mm tỉ số truyền um = 4

góc nghiêng của răng β = 9o18’ số răng của bánh răng z1 = 30

z2 = 120

hệ số dịch chỉnh x1 = 0

x2 = 0

theo các công thức trong bảng 6.11 ta có đường kính vòng chia : d1 =

m ∗z1 cos β =2.5∗30

0 987 =76 mm

d2 =

m ∗z2 cos β =2.5∗120

0 987 =304 mm

đường kính đỉnh răng da1 = d1 +2*m =76+2*2.5 =81 mm

da2 = d2 + 2*m =304+2*2.5 = 309 mm

đường kính đáy răng df1 = d1- 2.5*m = 76 – 2.5*2.5 = 69.75 mm

df2 = d2 – 2.5*m = 304 – 2.5*2.5 = 297.75 mm

3.2 TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM

Do không có yều cầu đặc biệt ta chọn vật liệu cho 2 bánh răng như sau:

Bánh nhỏ: thép 40X Tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt 280HB có σ3=950MPa,

σ ch 3=700MPa

Bánh lớn: thép 40X tôi cải thiên đạt độ rắn bề mặt 270HB có σ b 4=950MPa,

σ ch 4=700MPa

a.Xác định ứng suất cho phép.

Theo bảng 6.2[1] với thép 40X tôi cải thiện đạt độ rắn từ 260HB 280HB

Hlim0= 2HB+70; SH=1,1; 0

Flim=1,8HB; SF=1,75  0

Hlim3=2.280+70= 630 MPa 0

Flim3=1,8.280=504MPa 0

Hlim4=2.270+70=610 MPa 0

Flim4=1,8.270=486MPaTheo CT6.5[1]

Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:

cuối cùng tính góc ăn khớp theo 6.27

cosαtw = zt*m*cosα/(2*aw2) = (100+30)*4*cos20o/(2*260)

với bánh răng thẳng ,dùng (6.36a) để tính hệ số kể đến sự trùng khớp của răng ,xác định như sau :

zε =√4−ε α

3 với ε α=1.88−3.2∗( 1

z1+ 1

z2) = 1.88- 3.2*(

e Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép

ứng suất xoắn cho phép là : [τ] = 15…20 MPa

trị số nhỏ lấy đối với trục vào của hộp giảm tốc

trị số lớn nên lấy đối với trục ra của hộp giảm tốc

d1 = 35 mm, d2 = 50 mm, d3 = 80 mm

ở đây lắp đai lên đầu vào của trục ,do đó không cần quan tâm đến đường kính trục của động cơ điện

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

dựa theo đường kính các trục,sử dụng bảng 10.2

chọn sơ bộ chiều rộng của ổ lăn :

d ,mm 35 50 80

bo,mm 21 27 39Xác định chiều dài may ơ bánh đai và bánh răng

Theo công thức 10.10

lm = (1.2…1.5)d

với trục 2:

lm23 = (1.2…1.5)d1 = (1.2…1.5)*35 = 42 ÷ 52.5 mm -> lấy lm23 = 50 mm

lm22 = (1.2…1.5)*d3 = (1.2…1.5)*80 = 96 ÷ 120 mm ->lấy lm22 = 100mmkhoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp k1

vơi Mu ,Mx là mômen xoắn tại chỗ mà ta xét

tại tiết diện n-n

ph

5Kw

2888N

1389.6 N

472.9N

85mm

170mm

230mm

vậy Muy = 441163.525 Nmm

Mux = Rcy*l22

= -773.18*85

= -66145 Nmm

vậy lấy de-e = 55 mm

xét tiết diện i-i:

Tính toán với trục III

vậy chọn d = 70 mm

4.5 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Tính chính xác trục cho những tiết diện chịu tải lớn có ứng suất tập trung cao

Với thép 45 có бb = 600 MPa ,б-1 = 0.436*бb = 261.6 MPa

các ổ lăn lắp trên trục theo k6,lắp bánh răng ,bánh đai,nối trục theo k6

53.5999

356664253533

753533

744001

76

77351427113794.7

113794.7

94241

76

35.9672211.22411.22440.413

7.138.4621.8551.8557.266

4.6 Xác định hệ số an toàn ở các tiết diện nguy hiểm của trục

dựa theo kết cấu trục trên các hình đã vẽ và biểu đồ mômen tương ứng

ta có thể thấy các tiết diện sau đây là tiết diện nguy hiểm cần được kiểmtra về độ bền mỏi:

trên trục I : đó là tiết diện lắp bánh đai (tiết diện 6) ,lắp bánh răng (tiết diện 3) ,tiết diện lắp ổ lăn (tiết diện 4)

trên trục II : đó là hai tiết diện lắp bánh răng (8,9)

trên truc III : đó là tiết diện lắp bánh răng (13),tiết diện lắp đai(11)

6.4 xác định hệ số Kбdj và Kτdj đối với tiết diện nguy hiểm theo công thức (10.25) và (10.26):

Các trục được gia công trên máy tiện,tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt

Ra = 2.5…0.63μm,do đó theo 10.8,hệ số tập trung ứng suất do trạng thái

bề mặt là

Kx = 1.06

Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt,do đó hệ số tăng bền Ky

=1

Theo bảng 10.12 khi dùng dao phay ngón ,hệ số tập trung ưng suất tại rãnh then ứng với vật liệu có бb = 600MPa là Kб = 1.76 ,Kτ = 1.54.theo bảng 10.10 tra hệ số kích thước εб và ετ ứng với đường kính của tiết diện nguy hiểm ,từ đó xác định được tỉ số

Kб/εб và Kτ/ετ tại rãnh then trên tiết diện này theo bảng 10.11 ứng với kiểu lắp đã chọn ,бb = 600MPa và đường kính của tiết diện nguy hiểm từ

đó tra được tỉ số

Kб /εб và tỉ số Kτ/ετ do lắp căng tại tiết diện này,trên cơ sở đó dùng giá trị lớn hơn trong hai giá trị của Kб/εб để tính Kбd và giá trị lớn hơn trong hai giá trị của Kτ/ετ

để tính Kτd kết quả ghi dưới bảng sau:

g,xác định hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp sб theo 10.20

và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp sτ theo 10.21

cuối cùng tính hệ số an toàn s theo 10.19 ứng với tiết diện nguy

hiểm.kết quả cũng được ghi dưới đây:

lắp căng

Rãn

h then

lắp căng

3 35 2.03

5

2.06

1.937

1.64

3

3.32

3

2.06

8.8

6

2.52

8.8

1

2.52

2.479

2.03

2.58 3.539 2.51 5.9 2.3

1

với [S] -hệ số an toàn cho phép ,thông thường [S] = 1.5…2.5 vậy theo bảng trên

cho thấy các tiết diện nguy hiểm đều đảm bảo về độ bền mỏi

4.7 Kiểm nghiệm độ bền của then

với các tiết diện trục dùng mối ghép then cần tiến hành kiểm nghiệm mối ghép then về độ bền dập theo (9.1) và độ bền cắt theo(9.2) kết quả tính toán như sau,với lt = 1.35*d

Theo bảng 9.5 ,với tải trọng tĩnh [бd] = 150 MPa; [τc] = 60÷90MPavậy tất cả các mối ghép then đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt.

V THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC 5.1 Với trục I

Tra theo bảng P2.12

Kí hiệu ổ d

mm

Dmm

bmm

CkN

hệ số tải trọng hướng tâm X ,và hệ số tải trọng dọc trục Y

với V là hệ số kể đến vòng nào quay , ở đây ta xét vòng trong quay nên V= 1

Vơi Kt hệ số kể đến ảnh của nhiệt độ (Kt =1)

với Kd hệ số kể đến đặc tính tải trọng,trị số cua Kd tra trong bảng 11.3 Kd =1

F a 1

V ∗F r 1=

1397 9

1∗840.8=1.67>e

Tra bảng 11.4

X = 0.45

Y =1.6485

Q1 = (XVFr1 + YFa1 ) *Kt*Kd = (0.45*1*840.8+1.6485*1397.9)*1*1 = 2682.8

vậy Q1<Qo như vậy chỉ cần tính cho ổ 1 là ổ chịu lực lớn hơn

Vì có tải trọng dọc trục nên ta xét chỉ số sau :

F a

F r=911.221661.04=0.5486≥e

Nên chọn ổ bi đỡ chặn một dãy các thông số cho trong bảng sau:

5.3 Xét với trục III

Sơ đồ chọn ổ cho trục III

Không có tải trọng dọc trục ,chỉ có tải trọng hướng tâm nên ta chọn ổ bi

đỡ một dãy cho các gối đỡ của trục III

Kiểm nghiệm tải tĩnh

VI CẤU TẠO VỎ HỘP GIẢM TỐC VÀ CÁC CHI TIẾT MÁY

KHÁC 6.1 Các kính thước cơ bản của vỏ hộp.

Bảng thông số liệt kê các bộ phận và số liệu :

Chiều dầy :Thân

Khối lượng của hộp giảm tốc có thể là 160 (kg)

Theo bảng 18-3a[1] chọn loại móc a,

Ta có thông số kỹ thuật được chọn

hệ thống bánh răng ta dùng phương pháp bôi trơn bằng dầu

Khi vận tốc vòng lớn ,công suất mất mát do khấy dầu tăng ,dầu

dễ bị biến chất do bắn toé ,mặt khác các chất cạn bã dưới đáy hộp

dễ bị khấy động và hắt vào chỗ ăn khớp làm cho răng bị mài

mòn ,vì vậy cần đảm bảo lượng ngâm dầu cần thiết

Đối với hệ thống ổ lăn để đảm bảo điều kiện cho ổ làm việc tốt

ta cần bôi trơn cho ổ bằng mỡ.

+2  +15 (m)Bánh răng 3 30 H7/ k6 0  +21 (m)

+2  +15 (m)Nắp ổ trục II 62 H7/ d11 0  +30( m)

0  -100 (m)

Ổ lăn trục II với

Ổ lăn trục III 45 k6 +2  +18 (m)Vòng chắn mỡ

+2  +18 (m)Bánh răng 4 48 H7/ k6 0  +25 (m)

+2  +18 (m)Nắp ổ trục III 85 H7/ d11 0  +30( m)

0  -120 (m)

Ổ lăn trục III với

Bạc lót trục III 40 F8/k6 +25  +64 (m)

+2  +18 (m)

TÀI LIỆU THAM KHẢO.

1 Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – tập I:

PGS TS Trịnh Trất – TS Lê Văn Uyển

2 Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – tập II:

PGS TS Trịnh Trất – TS Lê Văn Uyển

3 Hướng dẫn làm bài tập dung sai:

PGS TS Ninh Đức Tốn – TS Đỗ Trọng Hùng