đồ án thiết kế trục động cơ

PH N I:TNH TON H DN NG . I. Chọn động cơ Động cơ điện là động là động cơ điện không đồng bộ ba pha vì những u điểm sau: - Rẻ ,dễ kiếm , dễ sử dụng và phù hợp với lới điện sản xuất - Để đạt hiệu quả kinh tế cao cần chọn động cơ có kích thớc và công suất phù hợp. A. Xác định công suất cần thiết của động cơ - Công suất cần thiết P ct : P ct = lv P P lv = == 1000 7,1.3500 1000 .vF 5,95( KW ) - Hiệu suất hệ dẫn động : -Theo sơ đồ đề bài thì : = m ổ lăn . k bánh răng . khớp nối . ai . m : Số cặp ổ lăn (m = 3); k : Số cặp bánh răng (k = 1), Tra bảng 2.3 (trang 19), ta đợc các hiệu suất: Hiệu suất làm việc của cặp ổ lăn : ol = 0,99 ( vì ổ lăn đợc che kín), Hiệu suất làm việc của cặp bánh răng: br = 0,97 (bánh răng đợc che kín), Hiệu suất làm việc của khớp nối : k = 0.99 (chọn khớp nối mềm), Hiệu suất làm việc của bộ truyền đai : đ = 0,95 Hiệu suất làm việcchung của bộ truyền : = (0,99) 3 . 0,97.0.99. 0,95 = 0,885 Công suất cần thiết P ct : P ct = lv P = 73,6 885.0 95,5 = (kw) B. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ. - Chọn sơ bộ tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống Uc. *) Gọi tỉ số truyền sơ bộ của toàn bộ hệ thống là u sb .Theo bảng 2.4 truyền động bánh răng trụ nghiêng hộp giảm tốc 1 cấp, truyền động đai (bộ truyền ngoài): u sb = u sbh . u đ = 4.5 = 20 + Số vòng quay của trục máy công tác là n lv : n lv = 475.14,3 7,1.60000 . .60000 = D v =68,35(v/ph) Trong đó : v : vận tốc băng tải D: Đờng kính băng tải . + Số vòng quay sơ bộ của động cơ n sbđc : n sbđc = n lv . u sb = 68,35.20 = 1367 ( v/ph ) Chọn số vòng quay sơ bộ của động cơ (số vòng quay của từ trờng) đợc xác định theo công thức : n đb = p f.60 Trong đó f =50 Hz, p - số cặp cực từ (chọn p = 2) n đb = p f.60 = 2 50.60 = 1500 (v/ph) Quy cách động cơ phải thỏa mãn đồng thời các điều kiện : P đc P ct n đc n đb và T T T T mm dn K Ta có : kWP td 5,7= ; )/(1500 phvgn db = ; 4,1= T Tmm Theo bảng phụ lục P1.1 ( trang 234 ). Ta chọn đợc kiểu động cơ là : K160S4 Các thông số kĩ thuật của động cơ nh sau : Bng 1.1. Bng c trng c-in ca ng c Kiu ng c Cụng sut Vn tc quay Vũng/phút % Cos dn k I I dn k T T Khi lng d (mm ) Kw Mã lc 50Hz 60Hz K160S4 7.5 10 1450 1740 87,5 0,86 5,8 2,2 92 (kg) 38 2,2= dn k T T > 4,1= T Tmm Kết luận : động cơ K132M4 có kích thớc phù hợp với yêu cầu thiết kế. PHN II:PHN PHI T S TRUYN. Ta đã biết : nghsbc uuu = Tỷ số truyền chung : 21,21 35,68 1450 === lv dc c n n u Ta có: Chọn: u br =5 u ng = u đ + u kl (u kl =1) u ng = u đ u ng = u = br c u u = 5 12,12 =4,3 Vậy : u h = u br =5 ; u ng = u đ =4,3 PHN III: TNH TON CC THễNG S,CễNG SUT,Mễ MEM V S VềNG QUAY TRấN CC TRC. Tính công suất, mô men, số vòng quay trên các trục (I, II, III) của hệ dẫn động. Công suất, số vòng quay : P lv =5,95(kW) ; n lv =68,35 (v/ph) 95,5== lvIII PP (kW) 07,6 99,0.99,0 95,5 === klol lv II P P (kW) 32,6 97,0.99,0 07,6 . === brol II I P P (kW) 71,6 95,0.99,0 32,6 === ol I c P P (kW) n I = = d dc u n = 3,4 1450 337,20 (v/ph) n II = 44,67 5 20,337 == br I u n (v/ph) n III = 44,67 1 44,67 == kl II u n (v/ph) Mô men T đc = 9,55. 10 6 . 55,49396 1450 5,7 .10.55,9 6 == dc dc n P (N. mm). T I = 9,55. 10 6 . 69,178991 20,337 32,6 .10.55,9 6 == I I n P (N. mm). T II = 9,55. 10 6 . 64,859556 44,67 07,6 .10.55,9 6 == II II n P N. mm. T III = 9,55. 10 6 . 76,842563 44,67 95,5 .10.55,9 6 == III III n P N. mm. Trục Thông số Trục động cơ I II III U đ =4,3 U br =5 U kl = 1 P (kW) 7,5 6,32 6,07 5,95 N(v/ph) 1450 337,20 67,44 67,44 T(N.mm) 49396,55 178991,69 89556,64 82563,76 Ta lập đợc bảng kết quả tính toán sau: PH N IV : TíNH TOáN THIếT Kế CHI TIếT MáY. i. TíNH TOáN Bộ TRUYềN TRONG HộP GIảM TốC. 1.tính toán bộ truyền bánh răng trụ nghiêng. do không có yêu cầu gì đặc biệt ta chon vật liệu cho hai bánh răng nh nhau. Theo bảng 2.1 chon: Chọn vật liệu nhóm I Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 ữ 285 có: b1 = 850 MPa ; ch 1 = 580 MPa. Chọn HB 1 = 270 (HB) s <= 60 mm Bánh lớn : Thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192 240 có: b2 = 750 MPa ; ch 2 = 450 MPa. Chọn HB 2 = 230 (HB) s <= 100 mm 1.1. Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép. [ ] HLxHVR H o H H KKZZ S = lim ; [ ] FLFCxFSR F o F F KKKYY S = lim Vì bộ truyền quay một chiều nên. K FC = 1. Vì là tính sơ bộ nên chọn sơ bộ: Z R Z V K xH = 1 Y R Y S K xF = 1 Với S H là hệ số an toàn,S F là hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất theo (bảng 6.2) đối với vật liệu đã chọn thì S H = 1,1 ,S F = 1,75 Z R Hệ số kể đến độ nhám mặt răng làm việc. Z V Hệ số kể đến ảnh hởng của vận tốc vòng. K XH Hệ số kể đến kích thớc bánh răng. N FO1 = N FO2 =4.10 6 số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn. Theo bảng 6.2 ta có: [ ] HHLHH SK = lim limH = 2.HB + 70 H lim1 = 610 MPa; H lim2 = 530 MPa; [ ] F FL o F F S K. lim = HB F 8,1 0 lim = 486270.8,1 0 1lim == F Mpa 414230.8,1 0 2lim == F Mpa Hệ số tuổi thọ K HL ,K FL K HL = H m HEHO NN K FL = F m FEFO NN với m H = m F =6 (bậc của đờng cong mỏi). Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở: N HO = 30. H 4,2 HB ; 74,2 1 10.05,2270.30 == HO N ; 74,2 2 10.39,1230.30 == HO N N HE : Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng. tncNN iFEHE == 60 c: Số lần ăn khớp trong một vòng quay. n i , t i : Lần lợt là số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét. 11 FEHE NN = 7 1 10.5,7622000.2,337.2.60 == HE N 7 2 10.8,1722000.44,67.2.60 == HE N ta có : 11 HOHE NN > nên thay 11 HOHE NN = 22 HOHE NN > nên thay 22 HOHE NN = Ta có 11 FOFE NN > nên thay 11 FOFE NN = 22 FOFE NN > nên thay 22 FOFE NN = Suy ra K HL1 =1, K FL1 =1, K HL2 =1, K FL2 =1 [ H ] 1 = 5,554 1,1 1.610 = MPa; [ H ] 2 = 8,481 1,1 1.530 = MPa; Vì bộ truyền là bánh trụ răng nghiêng nên : [ ] [ ] [ ] 2 21 HH H + = = 517,75 MPa < 1,25 [ ] min H =602,25 MPa Vậy ứng suất tiếp xúc đảm bảo điều kiện. Do bộ tuyền quay 1 chiều ,nên K FC =1 [ ] 71,277 75,1 1.486. 1lim 1 === F FL o F F S K (MPa). [ ] 5,236 75,1 1.414 . 2lim 2 === F FL o F F S K (MPa) ứng suất quá tải cho phép ,theo (6.10) và (6.11) ,ta có [ ] max H =2,8. 2chay =2,8.450=1260 (MPa). [ ] max 1F =0,8. 1chay = 0,8.580=464 (Mpa) [ ] max 2F =0,8. 2chay = 0,8.450=360 (Mpa) 1.2. Xác định sơ bộ khoảng cách trục: Theo (6.15 a) : a w1 = K a (u br +1) [ ] 3 2 1 . babrH H u KT Với: T 1 : Mômen xoắn trên trục bánh chủ động, T 1 =178991,69N.mm K a : hệ số phụ thuộc vào loại răng ; Hệ số ba = b w /a w ; T 1 =178991,69N.mm K a =43(răng nghiêng) ( ) ( ) 9,015.3,0.5,01.5,03,0 =+=+== brbabdba u Tra ở sơ đồ 3 (bảng 6.7) ta đợc K H =1,02 ; [ H ]=517,75 MPa Thay số ta định đợc khoảng cách trục : a w = 43.(5+1). 499,137 9,0.5.75,517 02,1.69,178991 3 2 = mm Chọn a w = 140mm (Theo dãy 2 tiêu chuẩn SVE229-75.) 1.3. Xác định các thông số ăn khớp Môđun : m n = (0,01 ữ 0,02). a w = (0,01 ữ 0,02).198 = 1,4ữ2,8 Chọn môđun m n = 2 * Tính số răng của bánh răng: chọn sơ bộ = 10 cos = 0,9848 ; Số răng Z 1 = )1.( cos.2 +um a w = 96,22 )15.(2 984,0.140.2 = + ( răng ) chọn số răng của bánh dẫn Z 1 = 22( răng ) Z 2 = u br Z 1 = 5.33= 110( răng ) Tỷ số truyền thực tế: u t = 22 110 = 5 Tính chính xác góc nghiêng : cosβ = 95,0 138.2 )11022.(2 .2 . = + = w t a Zm ⇒ β = 16 ° 57’. - §êng kÝnh chia : d 1 = 31,46 95,0 22.2 cos . 1 == β Zm mm. Ch n dọ 1 =47mm d 2 = 231 95,0 110.2 cos . 2 == β Zm mm - §êng kÝnh l¨n : d w1 = 2.a w1 / (u brt + 1) = 2.140 / 6 = 46 mm, d w2 = u 2 . d w1 = 5.46 =230 mm; 1.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Áp dụng công thức Hezt ta xác định được ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên răng phải thỏa mãn điều kiện σ H = brtw w brH HM ubd uKT ZZZ )1.( 2 . 1 2 1 + ε ≤ [σ H ] = 517,75 (MPa). Trong đó : - Z M : Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu; - Z H : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc; - Z ε : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng; - K H : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, với K H = K H β .K HV . K H α . - b w : Chiều rộng vành răng. - d w1 : Đường kính vòng chia của bánh chủ động. Xác định ứng xuất tiếp xúc: Bánh răng nhỏ: - Z M : Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu; Z M = 274 Mpa 1/3 Vì bánh răng là thép tra Bảng 6.5 (Trang 96- tài liệu [1]). Theo (6.35): với α tw =arctg(tg20 o /cosβ)=arctg(tg20 0 /0,95)=20,96 (tgβ b =cosφ t .tgβ=cos(20, 96)tg(16,57)=0,27 Vậy β b = '3115 0 theo TCVN 1065-71 α=20 0 - Z H : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc. Z H = 68,1 )96,20.2sin( 95,0.2 2sin cos2 ==  tw α β - b w : Chiều rộng vành răng. b w = 0,3.a w = 0,3.140= 42(mm ). ε α = [1,88 – 3,2 (1/Z 1 +1/Z 2 )].cosβ = [1,88 – 3,2 (1/22+1/110)].0,95 = 1,70 v=π.d w1 .n 1 /60000 v=3,14.46.337,20/60000= 0,81 m/s Do vận tốc bánh dẫn: v = 0,81 m/s < 2 m/s tra Bảng 6.13 (Trang 106- tài liệu [1]) ta được cấp chính xác động học là 9 tra Bảng 6.14 (Trang 107- tài liệu [1]) ta xác định được : K H α = 1,13. - Z ε : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng; Z ε = 94,0 1 = α ε . - K H : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, với K H = K H β .K HV . K H α . Còn        === =+=+= 62,05/138.81,0.73.002,0 00,1 13,1.03,1.69,178991.2 46.41.81,0 1 2 1 1 1 u a vg KKT db K oHH HH Hv ω αβ ωω δν ν Bảng 6.15 (Trang 107-tài liệu[1] ⇒ δ H = 0,002. Bảng 6.16 (Trang 107- tài liệu[1]) ⇒ g o = 73. Bảng 6.7 (Trang 98- tài liệu[1]) ⇒ K H β = 1,01 ⇒ K H = K H β .K HV . K H α =1,03.1,13.1,025= 1,193 Thay số : σ H = 18,433 5.41.230 )15.(193,1.69,178991.2 94,0.68,1.274 2 = + (Mpa). Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [σ H ] = [σ H ]. Z R Z V K xH . Với v =0,81 m/s ⇒ Z V = 1 (vì v < 5m/s ), Với cấp chính xác động học là 9, chọn mức chính xác tiếp xúc là 9. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là R a =1,25÷0,63 µm. Do đó Z R = 1 với d a < 700mm ⇒ K xH = 1. ⇒ [σ H ] = 517,75.1.1.1=517,75 MPa. Nhận thấy rằng σ H < [σ H ] do đó bánh răng nghiêng ta tính toán đã đáp ứng điều kiện bền do tiếp xúc. 1.5- Kiểm nghiệm độ bền uốn. Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc không bị gãy răng thì ứng suất uốn tác dụng lên bánh răng σ F phải nhỏ hơn giá trị ứng suất uấn cho phép [σ F ] hay: Điều kiện bền uốn cho răng: σ F1 = 1 11 2 wnw FF dmb YYYKT βε ≤ [σ F1 ] σ F2 = 1 21 . F FF Y Y σ ≤ [σ F2 ] Trong đó: T 1 - Mô men xoắn trên bánh chủ động, T 1 = 178991,69 Nmm; m nw - Mô đun pháp trung bình, với bánh răng trụ răng nghiêng m nw = m tw = 2(mm); b w -Chiều rộng vành răng, b W = 42 (mm); d w1 -Đường kính trung bình của bánh răng chủ động, d w1 = 46 (mm); z vn1 = β 3 1 cos z (3.59) z vn2 = β 3 2 cos z (3.60) ⇒ z vn1 = )57,16(cos 22 03 = 24,98 ⇒ z vn2 = ) 57,16(cos 110 03 = 124,92 ⇒ Lấy z v1 =25 ,z v2 =125 .Nội suy ta có kết quả. ⇒ Y F1 , Y F2 - Hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2, Theo bảng 6. 18 - tr 109 - Tài liệu [1], ta có: Y F1 = 3,90 ; Y F2 = 3,60; Với hệ số dịch chỉnh x1=x2=0 (khi ε α = 1,70 và HB2≤320, HB1-HB2≤70) Y ε = α ε 1 - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với ε α là hệ số trùng khớp ngang, ta có ε α = 1,70 [...]... kớnh vũng ln dw dw1 = 46 mm dw2 = 230 mm 9 ng kớnh vũng nh da da1 = 50 mm da2 = 237 mm 10 ng kớnh vũng ỏy df df1= 41 mm df2 =225 mm II.tính toán bộ truyền ngoài hộp ( Bộ truyền đai thang) 2.1Chn tit din ai Dựa vào công suet cần truyền Plv= 5,95 và số vòng quay cua bánh đai nhỏ :n=ndc=1450 Chn tit din ai A vi cỏc thụng s: Ký hiu b h 13 8 2,8 100 ữ 200 yo 11 Chiu di gii hn ng kớnh bỏnh l, mm ai nh d1, mm... di ai S ai Lc tỏc dng lờn trc d1, mm d2, mm B, mm l, mm z F r, N 120 500 50 2000 3 1038 III THIT K TRC V CHN KHP NI 1 Chọn vật liệu: Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45cób= 600 MPa ứng suất xoắn cho phép [] = 12 20 Mpa 2 Xác định sơ bộ đờng kính trục ng kớnh s b trc I d Isb = 3 T1 178991,69 =3 = 35,50mm 0,2 0,2.20 ng kớnh s b trc II sb d II = 3 T2 89556 ,64 =3 = 28,18mm 0,2 0,2.20 ng kớnh s b trc... = 1,4 K qt = 517,75 1,4 = 613 H1max = H MPa < [H]max = 1260 MPa; F1max = F1 Kqt =277,1 1,4 = 387,94 Mpa F2max = F2 Kqt = 236,5 1,4 = 330,96 MPa vì F1max < [F1]max ,F2max < [F2]max nên răng thoả mãn Kết luận: với vật liệu trên thì bộ truyền cấp chậm thoả mãn các yêu cầu kĩ thuật 1.7 Thụng s c bn ca b truyn - Khong cỏch trc: aw = 140 (mm) - Mụun phỏp bỏnh rng: mn =2 (mm.) - Chiu rng bỏnh rng: bw = . Chọn động cơ Động cơ điện là động là động cơ điện không đồng bộ ba pha vì những u điểm sau: - Rẻ ,dễ kiếm , dễ sử dụng và phù hợp với lới điện sản xuất - Để đạt hiệu quả kinh tế cao cần chọn động. 82563,76 Ta lập đợc bảng kết quả tính toán sau: PH N IV : TíNH TOáN THIếT Kế CHI TIếT MáY. i. TíNH TOáN Bộ TRUYềN TRONG HộP GIảM TốC. 1.tính toán bộ truyền bánh răng trụ nghiêng. do không có yêu. 1740 87,5 0,86 5,8 2,2 92 (kg) 38 2,2= dn k T T > 4,1= T Tmm Kết luận : động cơ K132M4 có kích thớc phù hợp với yêu cầu thiết kế. PHN II:PHN PHI T S TRUYN. Ta đã biết : nghsbc uuu = Tỷ