Thuyết minh Đồ án chi tiết máy tính toán và thiết kế hộp giảm tốc bánh trục vít – bánh vít

BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠOTRƯỜNG ĐẠI HỌC NAM CẦN THƠ THUYẾT MINH ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC BÁNH TRỤC VÍT – BÁNH VÍT NGÀNH: CÔNG NGHỆ KỸ THUẬT ÔTÔ... BỘ GIÁO DỤC

Tính chọn động cơ điện

Hình 1a: hộp giảm tốc trục vít/ bánh vít Hình 1b: động cơ 4A100L2Y3

1.1 Chọn kiểu loại động cơ

Chọn động cơ là bước đầu tiên quan trọng trong quá trình thiết kế và tính toán máy Việc lựa chọn đúng loại động cơ ảnh hưởng lớn đến thiết kế hộp giảm tốc và các bộ truyền bên ngoài hộp, do bộ giảm tốc và động cơ thường hoạt động độc lập.

Để chọn đúng động cơ, cần nắm rõ đặc tính và phạm vi sử dụng của từng loại động cơ, đồng thời lưu ý đến các yêu cầu cụ thể của thiết bị cần dẫn động Hai thông số quan trọng cần biết để lựa chọn động cơ là công suất và mô-men xoắn.

Thông số thứ nhất là P (công suất cần thiết trên trục động cơ)ct

Thông số thứ hai là n (số vòng quay sơ bộ trên động cơ)sb

Sau khi đã biết được cả 2 thông số Pct và nsb chúng ta tiến hành tra bảng sẽ tìm được động cơ phù hợp.

1.2 Chọn công suất động cơ ( P ) ct Để biết được công suất cần thiết trên trục động cơ (P ) chúng ta cần biết côngct suất của bộ phận làm việc (P ) và công suất mất mát (P ) qua hệ thống chuyển độnglv mm

Với công suất của bộ phận làm việc ( P lv ) xác định bởi công thức:

1000 =1,375kW Trong đó F: lực kéo của băng tải hoặc xích tải

V: vận tốc của băng tải hoặc xích tải là hiệu xuất của hệ thống chuyển động,Ƞ

Với được tính là tích của hiệu suất thành phần.Ƞ Ƞ Ƞ = ol

Tra bảng trong sách hướng dẫn ta được: Ƞ=0,99 4 × 0,99 2 × 0,95 ×0,3 0,27 = Vậy công suất cần thiết được tính:

P ct ≥ P lv + P mm = P lv Ƞ = 1,375 0,27 =5,1kW Như vậy: công suất của bộ phận làm việc

Plv chỉ cần 1,375kW nhưng công suất động cơ yêu cầu tối thiểu P phải làct

5,1kW sự tăng công suất này là do mất mát qua hệ thống chuyển động.

Công suất mất mát ( P mm ) được xác định bởi công thức:

Lưu ý : - Liệt kê đủ các hiệu suất thành phần.

-Phân tích kỹ điều kiện làm việc ban đầu của hệ thống chuyển động là điều kiện hở hay điều kiện kín

1.3 Chọn tốc độ đồng bộ động cơ (n ) sb Để xác định được số vòng quay sơ bộ trên trục động cơ chúng ta phải biết số vòng quay trên trục làm việc (n ) được xác định bởi công thức:lv n sb =n lv u c (1) Trong đó: n : số vòng quay trên trục làm việclv

U : tỉ số chuyền chung của hệ.c

Số vòng quay làm việc được tính bằng số liệu đầu bài cho: n lv = 60000.V π D = 60000 ×1,25 π ×300 y,58(v/ p)

Trong đó: V: là vận tốc băng tải

D: là đường kính tang băng tải Đối với tỉ số chuyền chung của hệ u được tính bằng tích của tỉ số của bộ truyềnc ngoài và tỉ số truyền của bộ truyền trong u c =u n u t

Theo tài liệu hướng dẫn nên chọn tỉ số chuyền như sau

{ u n(đai , xích) =(2 ÷4) ¿u t(brăng trụ , brăng côn) =(3÷ 5) ¿u t(trục vít , bánh vít) =(10 30 ÷ ) u c =u n u t = u đ u tv/bv =(2 ÷ 4) × (10 30 ÷ )=(20÷120) Vậy giải của vòng quay sơ bộ được thay vào công thức (1) n sb =n lv u c y,58 × (20÷ 120)=(1591 9548 ÷ )

Vậy chúng ta chọn n 1500v/psb

1.4 Chọn đồng bộ thực tế:

Chúng ta đã xác định được công suất cần thiết trên trục động cơ P =5,1kW vàct số vòng quay sơ bộ trên trục đồng cơ n 00 v/psb

Bảng P.13: sách Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí Tập 1

( Trịnh Chất – Lê Văn Uyển)/trang 236

Dựa vào bảng trên ta có thể chọn được động 4A112M4Y3

1.5 Các thông số động cơ bản của động cơ đã chọn:

Bảng P1.7: sách Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí Tập 1

( Trịnh Chất – Lê Văn Uyển)/trang 241

- Ở bảng trên ta tra bảnh động cơ 4A112M cần chú ý các thông số:

Kích thước khối của động cơ kích thước dài nhất l30E2mm

Kích thước cao nhất h3110mm

Kích thước rộng nhất d30&0mm Đường kính trục ra của động cơ d1pmm ¿>¿ Tổng hợp cơ bản về động cơ đã chọn:

1.5 Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện tải của động cơ đã chọn: Động cơ: 4A112M4Y3; P =5,5kW, n 00v/p, n 25v/p, Tdc sb dc k/T =2dn a Điều kiện mở máy:

Khi khởi động máy, moment tải không được vượt quá moment khởi động của động cơ (T T maxqldc G,8 m/s

Vậy động cơ đạt các yêu cầu làm việc.

Phân phối tỉ số truyền

2.1 Tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc

Để đảm bảo độ chính xác trong tỉ số truyền của bộ chuyền đai, đường kính bánh răng đai cần được tiêu chuẩn hóa Việc lựa chọn đường kính bánh răng phải tuân theo dãy tiêu chuẩn để hạn chế độ sai lệch tỉ số truyền không vượt quá 4%.

2 ; 2,24 ; 2,5 ; 2,8 ; 3,15 ; 3,56 ; 4 ; 4,5 ; 5 Chọn tỉ số chuyền cho bộ chuyền ngoài: u đ =2,8

2.2 Tỉ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc

Tính toán các thông số trên các trục

3.1 Tính công suất trên các trục

Công suất trên trục 2 sẽ tính từ công suất trên trục công tác chia cho hiệu suất từ trục công tác lên trục 2:

Công suất trên trục 1 sẽ tính từ công suất trên trục 2 chia cho hiệu suất từ trục 2 lên trục 1:

Công suất trên trục động cơ sẽ tính từ công suất trên trục 1 chia cho hiệu suất từ trục 1 lên trục động cơ:

3.2 Tính số vòng quay trên các trục

Kiểm tra sai số trục công tác: ∆ u= 79,57 79,16 −

79,57 ×100 0,52% = Sai số ¿4 % vậy thoả với điều kiện sai số cho phép

3.3 Tính mô men xoắn trên các trục

Moment xoắn theo các trục được tính theo công thức sau:

Với i: là nhãn dán cho các trục

-Moment xoắn trên trục công tác:

509 183 -Moment xoắn trên trục động cơ:

Thông số Trục động cơ Trục 1 Trục 2 Trục công tác

Tỷ số truyền-u Ud=2,8 Utv/bv=6,43 Uk=1

THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG

Thiết kế bộ truyền đai (hoặc xích)

Truyền động đai là phương pháp hiệu quả để truyền động giữa các trục ở khoảng cách xa Đai được kết nối với hai bánh và chịu lực cản ban đầu F, tạo ra lực ma sát trên bề mặt tiếp xúc giữa đai và bánh Nhờ vào lực ma sát này, tải trọng có thể được truyền đi một cách hiệu quả.

Nhờ đai có độ dẻo, bộ truyền làm việc êm, không ổn, thích hợp với vận tốc lớn.

Chỉ tiêu về khả năng làm việc của truyền động đai là khả năng kéo và tuổi thọ của đai.

Thiết kế truyền động đai gồm các bước :

 Xác định các kích thước và thông số bộ truyền.

 Xác định các thông số của đai theo chỉ tiêu về khả năng kéo của đai và về tuổi thọ.

 Xác định lực căng đai và lực tác dụng lên trục.

Trong công nghiệp, các loại đai dẹt phổ biến bao gồm đai da, đai vải cao su, đai vải bông và đai sợi tổng hợp Đai da có độ bền mòn cao và khả năng chịu va đập tốt, nhưng không phù hợp với môi trường có axit hoặc độ ẩm cao, và giá thành đắt nên ít được sử dụng Đai vải cao su, được cấu tạo từ nhiều lớp vải bông và cao su sunfua hóa, bền, dẻo và ít bị ảnh hưởng bởi độ ẩm và nhiệt độ, nên được sử dụng rộng rãi Đai sợi bông nhẹ và mềm, phù hợp với bánh đai có đường kính nhỏ và vận tốc lớn, nhưng khả năng tải và tuổi thọ thấp Đai sợi len có độ đàn hồi tốt, chịu được tải trọng va đập và ít bị ảnh hưởng bởi nhiệt độ, độ ẩm và axit, nhưng khả năng tải vẫn thấp hơn so với các loại đai khác Các loại đai này được chế tạo thành cuộn dài với số lớp, chiều rộng và chiều dày được tiêu chuẩn hóa Việc lựa chọn loại đai phù hợp phụ thuộc vào điều kiện làm việc cụ thể như công suất, vận tốc và môi trường làm việc, trong đó đai vải cao su và đai sợi tổng hợp hiện nay được sử dụng nhiều nhất.

Hình 1.2: bộ truyền đai dẹt

1 Chọn Vật liệu và bề dày dây đai: ( bảng 4.1)

-Chọn dạng đai là đai dẹt với vật liêu đai là vải cao su

2 xác thông số của bộ truyền: Đường kính: d 1 =(1100 ÷1300) × 3 √ P n 1 1 = ( 1100 ÷1300 ) × √ 3 1425 5 ,5 = ( 168 ÷198 )

Trong đó: P – công suất trên trục bánh đai chủ động (kW);1 n1 – số vòng quay của bánh chủ động (v/ph);

T1 – mômen xoắn trên trục bánh đai nhỏ (mm).

1600, 1800, 2000 và phải lớn hơn dmin ghi trong bảng 4.6.

Theo tiêu chuẩn ta chọn d 1 0

3 Xác định vận tốc đai:

4.Đường kính bánh đai lớn: d 2 = d 1 × u

1−ε = 180 × 2,8 1−(0.01 0,02 ÷ ) =(509 514 ÷ ) mm với hệ số trượt ε = 0,01 ÷ 0,02.

Theo tiêu chuẩn ta chọn d2P0

Trị số d2 cần được xác định theo tiêu chuẩn Từ d1 và d2, cần tính lại tỉ số truyền thực tế của bộ truyền đai cùng với số vòng quay thực của bánh đai lớn Sai số về tỉ số truyền không được vượt quá 3-4%.

Tỉ số truyền thực tế của bánh đai lớn: u= d 2 d 1(1−ε ) =

180(1 0,01 − ) =2,81 Sai số so với tỉ số truyền ban đầu:

5.chọn khoảng cách trục a theo điều kiện:

6 Chiều dài L của đai được chọn theo điều kiện giới hạn số vòng chạy của đai min trong một giây: l min = v

4 × 1020 133mm Để nối đai ta tăng chiều dài đai L lên một khoảng 100÷400 mm để nối đai

Kiểm tra lại điều kiện L : min L133 ≥ L min ≥ v i &86 mm ( đạt yêu cầu) Trong đó : i là số lần uốn của đai trong 1 giây i≤ i max =( 3 ÷ 5 )

8 Kiểm tra lại số vòng chạy i của đai trong 1 giây: i= v

3133 =4,3s −1 ≤ [ i ] s −1 (đạt yêu cầu) xác định lại khoảng cách trục a: a= λ+ √ λ 2 −8 ∆ 2

9 Tính góc ôm đai α1 của bánh đai nhỏ theo công thức:

Góc ôm α1 trên bánh đai dẫn tính theo công thức:

1020 2° điều kiện góc ôm đối với đai vải cao su : α 1 2,11° ≥ 150 ° (đạt yêu cầu)

Khi cần thiết tăng góc ôm đai thì ta tăng khoảng cách trục a hoặc sử dụng bánh căng đai.

Xác định tiết diện đai dẹt:

Diện tích tiết diện đai dẹt được xác định từ chỉ tiêu về khả năng kéo của đai\

Trong đó : b và δ chiều rộng và chiều dài đai (mm); F là lực vòng(N); K hệ số tảit đ trọng động ( bảng 4.7); [σ F ] ứng suất có ích cho phép (Mpa)

Lực vòng được xác định: F t 00 × P 1 (kW ) v(m/s) 00× 5,1

Chiều dài đai δ được xác định dựa trên tỉ số δ/d1, với điều kiện tỉ số này không vượt quá giá trị tối đa (δ/d1)max để hạn chế ứng suất uốn trong đai và kéo dài tuổi thọ cho đai Giá trị tối đa (δ/d1)max được cung cấp trong bảng 4.8, trong khi đường kính d1 được lựa chọn theo bảng 4.1, với tỉ số δ/d1 = 4,5.

40 (đạt yêu cầu) Ứng suất có ích [σ F ] được xác định theo công thức

[ σ F ]0 ứng suất có ích cho phép xác định bằng thực đối với các loại đai được xác định theo công thức: [ σ F ]0 =k 1 − k 2 δ d 1

Để xác định ứng suất căng ban đầu σ₀, có thể tham khảo bảng 4.9 với k và k là các số phụ thuộc vào ứng suất cân bằng ban đầu Cụ thể, đối với đai vải cao su, ứng suất căng ban đầu được chọn là σ₀ = 1,6 MPa, từ đó có thể xác định các giá trị k và k tương ứng.

C α hệ số kể đến ảnh hưởng bởi góc ôm α 1 của bánh đai nhỏ đến khả năng kéo của đai tra ( bảng 4.10):

Với α 1 2 ° ta chọn được hệ số C α =0,94

C v hệ số kể đến ảnh hưởng của lực li tâm đến độ bám của đai trên bánh đai, trị số C v tra trong (bảng 4.11):

Với vận tốc v,43m/s ta tra được C v =0,95

C 0 hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền trong không gian và phương pháp căng đai, trị số cho trong (bảng 4.12):

Thiết kế bộ truyền bánh răng (hoặc trục vít - bánh vít) cấp nhanh

Nội dung thuyết minh. Điều kiện

Thiết kế bộ truyền bánh răng (hoặc trục vít - bánh vít) cấp chậm

Kiểm tra điều kiện bôi trơn cho hộp số giảm tốc

Kiểm tra điều kiện chạm trục

Kiểm tra sai số vận tốc

THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI

Thiết kế trục

3.1.1 Tính trục theo độ bền mỏi

Hình 3.1: Khí động học cánh rotor [21] 3.1.1.1 Tính sơ bộ

3.1.2 Tính trục theo độ bền tĩnh (tính quá tải)

3.1.3 Tính độ cứng cho trục

Nội dung thuyết minh Error: Reference source not found:

Tính chọn ổ lăn

3.2.1 Chọn phương án bố trí ổ

3.2.2 Tính ổ theo khả năng tải động

3.2.3 Tính ổ theo khả năng tải tĩnh

Tính chọn khớp nối

Tính chọn then

3.2.1 Tính chọn then cho trục I

3.2.2 Tính chọn then cho trục II

3.2.3 Tính chọn then cho trục III

CẤU TẠO VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ CHỌN CHẾ ĐỘ LẮP

Thiết kế các chi tiết phụ (chốt định vị, que thăm dầu, bu lông vòng,

CẤU TẠO VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ CHỌN CHẾ ĐỘ LẮP TRONG

4.1 Thiết kế các kích thước của vỏ hộp

4.2 Thiết kế các chi tiết phụ (chốt định vị, que thăm dầu, bu lông vòng, ) 4.2.1 Tiểu mục

Từ những dữ liệu lựa chọn ban đầu sau:

- Chọn bán kính tuabin sơ bộ: R = 0,5 m

- Trọng lượng riêng của không khí:  = 1,225 kg/m 3 b) Tiểu mục

Các thông số cánh biên dạng NACA 2412 được tính toán như sau:

- Độ cong lớn nhất trên cánh: m = 2% x c = 0,02 x 238,1 = 4,8 (mm) (với chiều dài dây cung c = 238,1 mm).

Chọn các chế độ lắp trong hộp

- Tuabin gió phát ra công suất ổn định ở vận tốc 6 m/s (vận tốc gió để tuabin làm việc ổn định);

Từ những dữ liệu lựa chọn ban đầu sau: [1]

- Chọn bán kính tuabin sơ bộ: R = 0,5 m

- Trọng lượng riêng của không khí:  = 1,225 kg/m [1] 3 b) Tiểu mục

Các thông số cánh biên dạng NACA 2412 được tính toán như sau:

- Độ cong lớn nhất trên cánh: m = 2% x c = 0,02 x 238,1 = 4,8 (mm) (với chiều dài dây cung c = 238,1 mm).

KẾT LUẬN VÀ KIẾN NGHỊ

Nghiên cứu thiết kế và chế tạo đang trở thành vấn đề thời sự quan trọng, đặc biệt trong bối cảnh hiện nay Các nghiên cứu theo định hướng này đã được triển khai và đạt được những kết quả đáng kể.

- Tính toán động học hệ dẫn động cơ khí;

- Thiết kế các chi tiết truyền động;

- Thiết kế các chi tiết đỡ nối;

- Cấu tạo vỏ hộp, các chi tiết phụ và chọn chế độ lắp trong hộp.

- Kết quả thể hiện trên bản vẽ:

+ Bộ truyền bánh răng/ bánh vít- trục vít;

Do thời gian thực hiện đề tài và hạn chế về kinh phí, bên cạnh những kết quả đã đạt được, chúng tôi xin đề xuất một số ý kiến nhằm phát triển và hoàn thiện đề tài một cách hiệu quả hơn.

- Mở rộng những đề tài nghiên cứu, thiết kế những hệ thống…

- Nghiên cứu bổ sung hệ thống dẫn động để tăng tỉ số truyền nhưng thiết kế sao cho công suất tổn hao truyền động thấp nhất.