THUYẾT MINH đồ án cơ sở THIẾT kế máy

Tính toán chọn động cơ điện 1.1.1.Cơ sở chọn động cơ điện Động cơ điện dùng để dẫn động hệ thống cần thiết kế.Việc chọn hợp lý động cơ điện có ảnhhưởng rất nhiều đến việc thiết kế hộp gi

TRƯỜNG ĐẠI HỌC HÀNG HẢI VIỆT NAM VIỆN KHOA HỌC CƠ SỞ

BỘ MÔN NGUYÊN LÝ CHI TIẾT MÁY

THUYẾT MINH

ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

Sinh viên : LƯƠNG MINH PHONG Lớp : MTT53DH1

Nhóm : N03 Giáo viên hướng dẫn : Th.s NGUYỄN MẠNH NÊN

Hải Phòng, ngày… tháng… năm 2014

Chương 1

TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG

1.1 Tính toán chọn động cơ điện

1.1.1.Cơ sở chọn động cơ điện

Động cơ điện dùng để dẫn động hệ thống cần thiết kế.Việc chọn hợp lý động cơ điện có ảnhhưởng rất nhiều đến việc thiết kế hộp giảm tốc cũng như các bộ truyền ngoài hộp

Trong công nghiệp sử dụng rộng rãi động cơ điện 3 pha Chúng gồm 2 loại: đồng bộ và không đồng bộ

Động cơ điện 3 pha đồng bộ có ưu điểm là hiệu suất và hệ số cosφ cao, hệ số quá tải lớn, nhưng có nhược điểm: thiết bị tương đối phức tạp, giá thành tương đối cao và cần có thiết bịphụ để khởi động động cơ Vì vậy động cơ 3 pha đồng bộ chỉ được sử dụng khi hiệu suất vàcosφ có ai trò quyết định hoặc khi cần đảm bảo chặt chẽ trị số không đổi của vận tốc góc.Động cơ điện xoay chiều 3 pha không đồng bộ gồm 2 kiểu: roto dây quấn và roto ngắn mạch

Động cơ ba pha không đồng bộ kiểu dây quấn chỉ dùng khi cần điều chỉnh vận tốc trong 1 phạm vi hẹp do hệ số cosφ thấp, kích thước lớn, giá thành đắt và vận hành phức tạp

Động cơ 3 pha không đồng bộ kiểu roto ngắn mạch có ưu điểm: kết cấu đơn giản, giá thành tương đối hạ, dễ bảo quản, làm việc tin cậy, có thể mắc trực tiếp vào lưới điện 3 pha không cần biến đổi dòng điện Do những ưu điểm cơ bản này, động cơ điện xoay chiều 3 pha không đồng bộ kiểu roto ngắn mạch được dùng phổ biến trong các nghành công nghiệp Cóthể dùng loại động cơ điện này để dẫn động các thiết bị vận chuyển, băng tải, xích tải, thùngtrộn…

Để dẫn động hệ dẫn động cần thiết kế có thể dùng động cơ điện xoay chiều 3 pha không đồng bộ roto ngắn mạch

Động cơ điện được chọn dựa theo công suất cần thiết trên trục động cơ, số vòng quay đồng

bộ và các yêu cầu về quá tải, momen mở máy và phương pháp lắp đặt động cơ

1.1.2.Xác định công suất cần thiết trên trục động cơ:

Công suất cần thiết trên trục động cơ được xác định theo công thức:

Pl, Tl – công suất lớn nhất và mômen lớn nhất (cần phân biệt với công suất và mômen,khởi

động)trong các công suất và mômen tác dụng lâu dài trên trục máy công tác,kW,Nmm, Pl = Plv ;

Plv là công suất làm việc, (kw) đã cho Plv = 18 kW

–Pi,Ti công suất và mômen tác dụng trong thời gian ti trong thời gian máy công tác

kW,Nmm.Các trị số Ti/T và ticho ở đồ thị thay đổi tải trọng

T mômen xoắn lớn nhất bỏ qua mômen quá tải(Nmm)

+ Hiệu suất của hệ thống, tính theo công thức:

t = đ h (1.3a) -với: đ làhiệu suất truyền động đai, chọn đ = 0,95

h là hiệu suất của HGT, tính như sau:

-HGT1C bánh răng trụ,răng nghiêng và răng thẳng:

-HGT trục vít-bánh vít:

h = 2

ôl tv-bv (1.3d)

-Với: ôl là hiệu suất ổ lăn, brt là hiệu suất bánh răng trụ, bc là hiệu suất bánh răng côn,

tv-bv là hiệu suất bộ truyền động trục vít-bánh vít

1.3 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ:

Số vòng quay đồng bộ trên trục động cơ được xác định như sau:

nsb = nlv.utsb = nlv uđsb.uhsb

-trong đó:

+ nlvlà số vòng quay của trục ra (số vòng quay làm việc), cho bằng 130 (vòng/phút)

+ utsb tỷ số truyền sơ bộ của hệ dẫn động, tính theo:

1.4 Chọn động cơ điện

Động cơ điện thỏa mãn đồng thời các điều kiện sau:

Pđc ≥ Pct = 16,297 (kw)

nđc nsb = 1472 ( vòng/phút)

-Trong đó: Pđc, nđc, nsb,Tk và Tdn lần lượt là công suất cần thiết (kw), số vòng quay đồ

bộ(vòng/phút), số vòng quay đồng bộ sơ bộ(vòng/phút), mômen khởi động (Nmm), và mômen danh nghĩa trên trục động cơ (Nmm)

Pđc, Tmm, T là công suất cần thiết (kw), mômen mở máy (Nmm) và mômen danh nghĩa của hệthống dẫn động (Nmm)

Tra bảng tìm động cơ điện phù hợp là K200M4

Bảng1 Thông tin về động cơ:

Kiểu động

cơ

Côngsuất(kw)

Vận tốcquay(vòng/phút) %

Khốilượng( kg )

-Với: nđc số vòng quay của động cơ đã chọn( lấy theo từng động cơ)

nlv số vòng quay ra của HGT (vòng/phút)

tỷ số truyền tính toán sơ bộ của bộ truyền động đai :

uđ =

Chọn: uhs = 4

uhs- tỷ số truyền của hộp giảm tốc , uđ = = 1,603

2.3 Xác định công suất, tần số quay và mômentrên các trục của HGT

TrụcThông số

2.1.Chọn loại đai và tiết diện đai:

- Loại đai:ta chọn đai thang thường khi v< 25 m/s.Và ta chọn đai thang hẹp khi v < 40 m/s.Giả thiết v< 25 m/s, chọn đai thang thường, tiết diện đai loại Б

2.2Xác định các thông số của bộ truyền:

2.2.1 Đường kính bánh đai nhỏ (d 1 )

- chọn d1 = 224 mm (2.1)-tính vận tốc vòng của đai: v = = = 17,290 m/s < 25 m/s nên chọn đai thang thường là đúng

- tính d2 : d2= d1.uđ.(1-ɛ) = 224.1,603(1- 0,01) = 355,481 mm (2.2)

(với ɛ là hệ số trược, 0,01≤ ɛ ≤0,02; chọn ɛ = 0,01)

Chọn d2 theo tiêu chuẩn d2= 355 mm

-Tính lại tỉ số truyền thực tế:

uđm = = = 1,600 (2.3)-kiểm tra sai lệch:

∆u = = 0,002< 0.04 , nên đạt yêu cầu(2.4)

2.2.2 Khoảng cánh trục a

Theo bảng 4-14 tr 58 chon tỉ số : a/d2 = 1,32

tính toán khoảng cách trục a sơ bộ:

asb = (a/d2).d2 = 1,32.355 = 468,6 mm (2.5)

kiểm ta điều kiện:

0,55(d1 + d2) + h ≤ a ≤ 2(d1+ d2) với h là chiều cao đai (tra bảng các thông số của đai thang), ta có h = 10,5 mm

thay số ta có:

0,55(224 + 355) +10,5 ≤ 369,6 ≤ 2(224 + 355)

↔ 328,95 ≤ 369,6 ≤ 1158 (mm)

vây thỏa mãn điều kiện

2.2.3 Chiều dài đai l:

-tính l theo công thức sau:

l = 2a + + (2.6)

-kiểm nghiệm tuổi thọ của đai:

= 0,968 ; ( tính bằng phương pháp nội suy)

Cl Hệ số ảnh hưởng của chiều dài đai.bảng 4.6 Tr 61: tra theo tỉ số l/l0, =0,957

Cu Hệ số ảnh hưởng của tỷ số truyền, bảng 4.17 Tr 61,Cu =1,11

Cz Hệ số ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai, bảng 4.18

da= d+ 2h0

bánh nhỏ: da1 = d1+ 2h0 = 224 + 2.4,2 = 232,4 mm (2.11) bánh lớn : da2 = d2 + 2h0 =280 + 2.4,2 = 363,4 mm (2.12)

2.5 xác định lực căng ban đầu và lực căng tác dụng lên trục:

- lực căng ban đầu tác dụng lên trục 1 của đai F0

F0 = F0 = A

Trong đó: - ứng suất căng ban đầu có thể chọn = 1,2 1,8 MPa, chọn = 1,2

Diện tích tiết diện đai, A = 138 mm2

F0 = F0 = A = 1,2.138 = 165,6 N (2.13)-Lực tác dụng lên trục bánh đai Fr, công thức 4-21:

Fr = 2 F0Zsin( = 2.165,6.4sin(166,2110/2) = 1315,220 N (2.14)

2.6.Định kết cấu bánh đai

19 17,6

Chương 3.THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC

3.1.Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng trong hộp giảm tốc.

Chọn chỉ tiêu thiết kế: Các cặp bánh răng trụ trong hộp giảm tốc được ngâm trong dầu

nên dạng hỏng chủ yếu là bong tróc bề mặt răng vì thế các bộ truyền này được thiết kế theo chỉ tiêu độ bền tiếp xúc để tránh tróc mỏi bề mặt răng

3.1.1 Chọn vật liệu.

Thép để chế tạo bánh răng được chia làm hai nhóm chính

- Nhóm I: có độ rắn HB  350; nhiệt luyện: thường hóa hoặc tôi cải thiện

- Nhóm II: có độ rắn HB > 350; nhiệt luyện: tôi, thấm C, thấm N hoặc thấm C - N

Đối với các bộ truyền chịu tải nhỏ và trung bình hoặc các bộ truyền có kích thước bánh răng khá lớn, khó khăn khi nhiệt luyện nên chọn thép nhóm 1

Vì vận tốc góc bánh nhỏ lớn hơn vận tốc góc bánh lớn, nên để tăng khả năng chạy mòn của răng nên chọn bánh răng lớn có rắn thấp hơn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị:

H1 ≥ H2 + (10→ 15) HB

Vật liệu chọn theo bảng sau:

Bánh răng Nhãn thép Nhiệt luyện Độ rắn

(HB)

Giới hạn bền σb(MPa)

Giới hạn chảy σch(MPa)

3.1.2 Xác định ứng suất cho phép

a)Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép

Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ :

SH1 = SH2 = 1,1 (3.4)

* Hệ số tuổi thọ KHL xác định theo công thức:

KHL1 = (3.5)

c- số lần ăn khớp trong 1 vòng quay của bánh răng đang xét; c = 1

Ti; ni; th -mômen xoắn, số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răngđang xét

Vì NHE1> NHO1 Và NHE2> NH02 nên ta có:KHL1 = 1 và KHL2 = 1

Thay vào (I) [σH1]sb = = = 509,091 MPa

- NF01 và NF02 là số chu kì cơ sở khi tính về độ bền uốn của bánh răng 1 và 2

- NF01 = NF02= 4.106 (đối với tất cả bánh răng thép)

- NFE1 và NFE2 là số chu kì thay đổi ứng suất tương đương của bánh răng 1 và 2

Thay vào (II) [σF1]sb = = = 252 MPa

[σF2]sb = = = 236,571 Mpa

b.Ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép khi quá tải

- Ứng suất tiếp xúc khi quá tải

[σH]max = 2,8 = 2,8 450 = 1260 Mpa (3.17)

- Ứng suất uốn khi quá tải

[σF1]max = 0,8 = 0,8.580 = 464 Mpa (3.18)[σF2]max = 0,8 = 0,8.450 = 360 Mpa (3.19)

T1-Momen xoắn trên trục 1: T1 = 159075,16 Nmm

KHβ -Hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc Trị

số KHβ tra bảng 6.7 với sơ đồ 6 và hệ số ψbd xác định theo công thức:

ψbd = 0,5 ψba.(uh + 1) (3.21)Với:

ψba -Hệ số chiều rộng vành răng, ta có

ψba = 0,3 → ψbd = 0,5.0,3(4+1) = 0,75

Bằng phương pháp nội suy:

KHβ = 1,028

[σH] là ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ, [σH] = 495,45 MPa

Thay số vào (III)

Tính tỷ số truyền thực tế:

uhtt = = = 4 (3.25)Tính sai lệch tỷ số truyền:

(3.26)

Tính số răng tổng;

zt = z1 + z2 = 35 + 140 = 175 (3.27)Tính chính xác lại góc nghiêng theo

β = arccos.[mzt / (2aw)] (3.28) = arccos.[2.175 / 2.177]

= 8,620 thỏa mản điều kiện β = 80 ÷ 200

không cần dịch chỉnh; do đó x1 = x2 = 0

3.1.5.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

-Độ bền tiếp xúc được kiểm nghiệm theo công thức;

[σH] = ZM.ZH [σH]cx, (3.29)Trong đó:

* ZM-Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu các bánh răng,

ZM = 274 (MPa)1/2

*ZH-Hệ số hình dạng bề mặt tiếp xúc

b H

tw

2.cosβ

Z =

sin 2a (3.30)Với: βb – góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

tgβb = cos tg β (3.31) -αt và αtw được tính theo công thức:

αt = αtw = arctg(tg /cos ) = arctg(tg200/cos8,620) = 20,21 (3.32)tgβb =cos(20,21 ).tg(8,620) = 0,142 → βb = 8,08

→

b H

KHβ -Hệ số phân bố không đều tải trọng theo chiều rộng vành răng,

v = 3,40 m/s < 5 m/s, suy ra hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc vòng Zv = 1

= 0,95 vì cấp chính xác động học là 9,chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8,khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5 1,25 μmm

3.1.6.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

Độ bền uốn của răng các bánh răng được kiểm nghiệm theo công thức:

KF = KFβ KFα .KFV = 1,055 1,13 1,098 = 1,308 (3.49)Với:

KFβ -Hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn, tra bảng6.7, KFβ = 1,055

KFα -Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, KFα = 1,13

KFV -Hệ số tải trọng động khi tính về uốn:

KFV =1 + = 1 + = 1,098 (3.50)

Với:

VF = δF .go.v (3.51)

δF -Hệ số ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 6.15, δF = 0,006;

go -Hệ số ảnh hưởng của sai lêch các bước răng bánh 1 và 2, go = 73;

*KXF là hệ số ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến độ bền uốn vì:

da1 =d1 +2(1+x1- Δy)m (3.53) = +2(1+ 0- 0)m = 74,80 (3.54)

Nên độ bền uốn được thỏa mãn

3.1.7.Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải

+Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy giòn lớp bề mặt ứng suất tiếp xúc cực đại σHmax khôngđược vượt quá giá trị cho phép:

σHmax = σH ≤ [σH]max (3.56)Trong đó:

- σH là ứng suất tiếp xúc σH = 482,564 MPa

- σHmax ứng suất tiếp xúc khi quá tải σHmax = 1260 MPa

- Kqt là hệ số quá tải Kqt = = 1,5

Tmax - moomen xoắn quá tải

T - momem xoắn danh nghĩa

Ta có σHmax = 482,564 = 591,017 = 1260 MPa

+Để tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh bề mặt lượn chân răng,ứng suất uốn cực đại

σFmax tại mặt lượn chân răng cũng không được vượt quá trị số cho phép:

σFmax1 = σF1.Kqt =111,550.1,5 = 167,325 = 464 MPa (3.57)

σFmax2 = σF2.Kqt =107,088.1,5 = 160,632 = 360 MPa (3.58)

σF -Ứng suất uốn; xác định theo 3.45

σFmax -Ứng suất uốn khi quá tải xác định theo (3.18) và (3.19)

Thỏa mãn độ bền quá tải

3.1.8.Các thông số của bộ truyền

Các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng được tính toán theo các công thức:

+ đường kính chân răng:

df1 = d1- (2,5-2.x1)m = 70,8 – (2,5-2.0).2 = 65,8 mm (3.63)

df2 = d2- (2,5-2.x2)m = 285,20 – (2,5-2.0).2 = 280,2 mm (3.64)+ đường kính vòng lăn:

dw1 = = = 70,8 mm (3.65)

dw2 = u dw1 = 4.70,8 = 283,2 mm (3.66)

Bảng4 kết quả tính toán các thông số bộ truyền bánh răng

4 Tỷ số truyền 4

3.3.1.9 Tính toán điều kiện bôi

a Chọn phương pháp bôi trơn:

Dùng phương pháp bôi trơn bằng ngâm bánh răng trong dầu, vừa đơn giản, vừa làm mátđược bộ truyền

b Mức dầu bôi trơn:

Mức dầu bôi trơn phải thỏa mãn điều kiện sau:

- Mức dầu thấp nhất phải ngập hết chân răng bánh lớn để bôi trơn được bộ truyền

- Mức dầu cao nhất không vượt quá 1/3 bán kính vòng đỉnh bánh răng lớn (tính từ đỉnh răng

để tránh tổn hao công suất nhiều do bánh răng khuấy dầu)

- Điều kiện bôi trơn,khoảng các giữa 2 mức dầu là:

c Chọn dầu bôi trơn:

Dựa vào vận tốc vòng bánh răng v = 3,40 m/s, theo bảng 18.11 chọn độ nhớt dầu bôi trơn

cho thép có σb = 850(Mpa) là

Dựa vào độ nhớt, theo bảng18.13 chọn loại dầu bôi trơn là dầu dầu ôtô máy kéo AK – 20

3.1.10.Tính lực tác dụng lên các răng khi ăn khớp.

Với bộ truyền bánh răng nghiêng:

Lực tiếp tuyến :

Ft1 = Ft2 = = 2.159075,16/ 70,8 = 4493,65 (N) (3.68)

Lực dọc trục:

Fa1 = Fa2 = Ft1.tanβw = Ft1.tanβ = 681,205 (N) (3.69)Lực hướng tâm:

αtw : góc ăn khớp trong mặt mút của bộ truyền;

β : góc nghiêng của răng trên hình trụ chua bộ truyền

3.2.Tính toán và thiết kế các trục

3.2.1.Xác định các lực trên trục

Để xác định các lực tác dụng lên các trục từ các tiết máy quay ta dùng hệ trục tọa độ 0xyz

Ký hiệu các lực tiếp tuyến, lực hướng tâm, lực dọc trục tương ứng là Fx, Fy, Fz , nghĩa là:

Ft = Fx , Fr = Fy , Fa = Fz

Lực tác dụng lên trục bánh đai là Fđ = Fx12 và lực tác dụng lên khớp nối là Fk = Fx23

X Y

Fx22 = Ft2 = Fx13 = 4493,65 (N) (3.75)

Fy22 = Fr2 = Fy13 = 1635,55 (N) (3.76)

Fx23 = Fk = (0,2 0,3) = 0,25 = 1880,06 2820,07 (N) (3.77)lấy Fx23 = 2000 (N)

Fz22 = Fa2 = Fx22 = 4493,65 8,62 = 681,21 (N) (3.78)

- Fr1,Fr2 là lực hướng tâm tác dụng lên bánh răng nhỏ và lớn (Nmm), chỉ phụ thuộc vàođiểm đặt lực và luôn hướng vào tâm bánh răng.

- Fđ là lực tác dụng lên trục bánh đai có chiều ngược với lựcFt1 có độ lớn chính bằng Fr

- Fk là lực tác dụng lên khớp nối có chiều ngược với lực Ft2,

- D0 là đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của khớp nối, tra bảng 16.10a tr 68

TTTKHDDCK II, nội suy theo mômen xoắn T2

chọn D0 = 130( vì T2 = Nmm )

3.2.2.Chọn vật liệu trục

Vật liệu dùng để chế tạo trục cần có độ bền cao, ít nhạy với tập trung ứng suất, có thể nhiệtluyện được và dễ gia công Thép cacbon và thép hợp kim thường được dùng để chế tạo trục.Đối với hộp giảm tốc chịu tải trọng trung bình có thể dùng thép 45 thường hóa hoặc tôi cảithiện, hoặc thép 40X tôi cải thiện để chế tạo trục

Chọn thép 45 tôi cải thiện có σb = 850 Mpa ,σch = 580 Mpa

3.2.3.Tính sơ bộ đường kính trục

- Đường kính trục xác định bằng moomen xoắn:

d ≥ (mm) (3.79)trong đó:

- Ti là moomen xoắn trên trục thứ i

- ] là ứng suất xoắn cho phép của trục vật liệu, (MPa) , với vật liệu trục là thép 45

có thể lấy ] = 15 30 MPa Trị số nhỏ lấy cho trục vào, trị số lớn lấy cho trục gia+ trục 1:

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

a) Chọn sơ bộ chiều rộng ổ lăn

Dựa vào đường kính sơ bộ của trục 2, dsb2 = 50 (mm), tra bảng 3.2 lấy b0 = 27 (mm)

b) Xác định chiều dài mayơ bánh đai , các bánh răng trụ và nửa khớp nối

Chiều dài mayơ các bánh răng trụ và bánh đai xác định theo công thức:

c) Các kích thước khác liên quan đến chiều dài trục

Tên gọi Kí hiệu và giá trị

Khoảng cách từ mặt nút của chi tiết

quay đến thành trong của vỏ hộp hoặc

khoảng cách giữa các chi tiết quay

k1 = 10 mm

Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành

trong của vỏ hộp( lấy giá trị nhỏ khi bôi

chơn bằng dầu trong hộp giảm tốc)

k2 = 10 mm

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết

Tổng chiều cao lắp ổ và đầu bulông hn = 18 mm

d) Xác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực

Vì lm23> lm13 nên để tâm bánh răng và trục ổ thẳng hàng thì cần tính chiều dài các đoạn trụchai trước và lấy chiều dài các đoạn trục 1 theo trục 2

3.2.4.2.Xác định các phản lực ở gối đỡ và vẽ biểu đồ moomen uốn và moomen xoắn

Chiều của các phản lực gối đỡ được giả định như hình vẽ