Đồ án chi tiết máy chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền

Công suất yêu cầu của động cơ được xác định theo công thức Trong đó Pct=Fv/1000(kw)= (3500x1,3)/1000=4.55 (kw) Hiệu suất hệ dẫn động η : Theo sơ đồ đề bài thì : η = ηbr1.η br2 . ηbt3.ηổ lăn.η k Trong đó : ηbr1 là hiệu suất bánh răng trụ nghiêng che kín η br2 là hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ ηbrc là hiệu suất của bánh răng trụ thẳng che kín ηbt3 là hiệu suất của bộ truyền đai dẹt, để hở ηổ lăn là hiệu suất của một cặp ổ lăn ηk là hiệu suất nối trục k : là số cặp ổ lăn Tra bảng 2.3[1] ta có: ηbr1 = 0,98; ηbr2 = 0,98; ηbr3 = 0,96;ηk = 1; η ổ lăn= 0,995; ηk= 0,99;n=1 Suy ra : η = 0.98 x 0.98 x 0.96 x 0,9954 x 0.99 ≈0.894 Xác định β β = = =0.892 với : T1=T T2=0.7T t1 = 0.6tck t2 = 0.4tck vậy Pyc = = = 4.54 (KW) b) xác định vòng quay cơ sở - số vòng quay cơ sở được xác định theo công thức Công suất yêu cầu của động cơ được xác định theo công thức Trong đó Pct=Fv/1000(kw)= (3500x1,3)/1000=4.55 (kw) Hiệu suất hệ dẫn động η : Theo sơ đồ đề bài thì : η = ηbr1.η br2 . ηbt3.ηổ lăn.η k Trong đó : ηbr1 là hiệu suất bánh răng trụ nghiêng che kín η br2 là hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ ηbrc là hiệu suất của bánh răng trụ thẳng che kín ηbt3 là hiệu suất của bộ truyền đai dẹt, để hở ηổ lăn là hiệu suất của một cặp ổ lăn ηk là hiệu suất nối trục k : là số cặp ổ lăn Tra bảng 2.3[1] ta có: ηbr1 = 0,98; ηbr2 = 0,98; ηbr3 = 0,96;ηk = 1; η ổ lăn= 0,995; ηk= 0,99;n=1 Suy ra : η = 0.98 x 0.98 x 0.96 x 0,9954 x 0.99 ≈0.894 Xác định β β = = =0.892 với : T1=T T2=0.7T t1 = 0.6tck t2 = 0.4tck vậy Pyc = = = 4.54 (KW) b) xác định vòng quay cơ sở - số vòng quay cơ sở được xác định theo công thức Công suất yêu cầu của động cơ được xác định theo công thức Trong đó Pct=Fv/1000(kw)= (3500x1,3)/1000=4.55 (kw) Hiệu suất hệ dẫn động η : Theo sơ đồ đề bài thì : η = ηbr1.η br2 . ηbt3.ηổ lăn.η k Trong đó : ηbr1 là hiệu suất bánh răng trụ nghiêng che kín η br2 là hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ ηbrc là hiệu suất của bánh răng trụ thẳng che kín ηbt3 là hiệu suất của bộ truyền đai dẹt, để hở ηổ lăn là hiệu suất của một cặp ổ lăn ηk là hiệu suất nối trục k : là số cặp ổ lăn Tra bảng 2.3[1] ta có: ηbr1 = 0,98; ηbr2 = 0,98; ηbr3 = 0,96;ηk = 1; η ổ lăn= 0,995; ηk= 0,99;n=1 Suy ra : η = 0.98 x 0.98 x 0.96 x 0,9954 x 0.99 ≈0.894 Xác định β β = = =0.892 với : T1=T T2=0.7T t1 = 0.6tck t2 = 0.4tck vậy Pyc = = = 4.54 (KW) b) xác định vòng quay cơ sở - số vòng quay cơ sở được xác định theo công thức Công suất yêu cầu của động cơ được xác định theo công thức Trong đó Pct=Fv/1000(kw)= (3500x1,3)/1000=4.55 (kw) Hiệu suất hệ dẫn động η : Theo sơ đồ đề bài thì : η = ηbr1.η br2 . ηbt3.ηổ lăn.η k Trong đó : ηbr1 là hiệu suất bánh răng trụ nghiêng che kín η br2 là hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ ηbrc là hiệu suất của bánh răng trụ thẳng che kín ηbt3 là hiệu suất của bộ truyền đai dẹt, để hở ηổ lăn là hiệu suất của một cặp ổ lăn ηk là hiệu suất nối trục k : là số cặp ổ lăn Tra bảng 2.3[1] ta có: ηbr1 = 0,98; ηbr2 = 0,98; ηbr3 = 0,96;ηk = 1; η ổ lăn= 0,995; ηk= 0,99;n=1 Suy ra : η = 0.98 x 0.98 x 0.96 x 0,9954 x 0.99 ≈0.894 Xác định β β = = =0.892 với : T1=T T2=0.7T t1 = 0.6tck t2 = 0.4tck vậy Pyc = = = 4.54 (KW) b) xác định vòng quay cơ sở - số vòng quay cơ sở được xác định theo công thức

ĐẠI HỌC ĐIỆN LỰC CỘNG HÒA XÃ HỘI CHỦ NGHĨA VIỆT NAM KHOA CNCK Độc lập – Tự do – Hạnh phúc

-o0o -ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Họ và Tên: NGUYỄN THẾ CƯỜNG

LỚP : Đ3-CĐT

ĐỀ TÀI : THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

G.V HƯỚNG DẪN : TẠ ĐÌNH XUÂN

Nhận xét của giáo viên

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

a) Xác định công suất của động cơ

Công suất yêu cầu của động cơ được xác định theo công thức

Trong đó Pct=1000Fv (kw)= 3500 x 1,31000 =4.55 (kw)

 Hiệu suất hệ dẫn động η :

Theo sơ đồ đề bài thì : η = ηbr1.η br2 ηbt3.η ổ lăn.η k

Trong đó : ηbr1br1 là hiệu suất bánh răng trụ nghiêng che kín

ηbr1 br2 là hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ

ηbr1brc là hiệu suất của bánh răng trụ thẳng che kín

ηbr1bt3 là hiệu suất của bộ truyền đai dẹt, để hởηbr1ổ lăn là hiệu suất của một cặp ổ lăn

ηbr1k là hiệu suất nối trục

usb : là tỷ số truyền sơ bộ

Với usb = Uh Un (Uh =8…40)

Vì hộp giảm tốc bánh răng 2 cấp ta chọn Uh =15 và Un =2,2

Suy ra số vòng quay sơ bộ của động cơ là

II) PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

1) Tính lại tỷ số truyền chung

Uchung=

dc ct

n

n =

2900 60,58=47,87

Un =Uđai chọn Uđai =2,2

Tỷ số truyền chung cho cả hộp

Uhộp = ài

chung ngo

U U

U1 là cấp nhanh gần động cơ

U2 là cấp chậm xa động cơ

U

47,87 5,96.3,649=2,2

=>> tính được số vòng quay các trục

-Trục I

n1=

dc dc

n

u =

1999 2.2 =908,6363(v/p)

-Trục II

n2=

1 1

n

u =

908, 6363 5,96 =152,45(v/p)

-Trục III

n3=

2 2

n

u =

152,45 3,649 = 41,78(v/p)

<B> CÔNG SUẤT CÁC TRỤC

 Công suất được tính từ trục III trở về

o công suất trục III là:

3 ô ô

ct lan k

P P

o Công suất trục II là:

3 2

4,619

4, 74( ) 0,993.0,98

4, 74

4,87( ) 0,98.0,993

dc lan br

P

 

<C>TÍNH MÔ MEN XOẮN TRÊN CÁC TRỤC

 Áp dụng công thức

6

9,55.10 i i

i

p T

n



Trong đó p i:là công suất trên các trục

n i: là số vòng quay trên các trục

Từ đó suy ra:

 Mô men xoắn trục I là :

1

4,87 9,55.10 51,18.10 ( )

U 2,2 U1=5,96 U2=3,649 Uk=1

N(v/p) 1999 908,6363 152,45 41,78 \ T(Nmm) 24,5 10 3 51,18 103 296,9 103 1055,8 103 717,27 103

PHẦN II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI

A) CHỌN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI

400

2.24 (1 ) 180(1 0,01)

tt

d U

U

 Nhận xét:

U  4 { theo ý a [1]/tr49} => ĐẠT YÊU CẦU

3) Chọn chiều dài đai

Theo 4.4[1] chiều dài đai được xác định

banhdainho

v

s L

Vậy với a s=1000(mm) thỏa mãn yêu cầu

5) Xác định tiết diện đai và chiều rộng đai

-Ta có C0 hệ số ảnh hưởng vị trí bộ truyền

ở đây C 0 1 vì truyền động thông thường

 ứng suất ban đầu [ ]  0 1,8MPa

theo bảng 4.11[1] với [ ]  0 1,8MPa => k1= 2,5 ,k2=10

10.4,5 [ ] 2,5

k :hệ số tải trọng động

[ f]:ứng suất có ích cho phép

 :chiều dày của đai

b:chiều rộng của đai

thay các giá trị vào công thức (1)ta có :

272, 43.1, 25

53,67( )

1, 41.4,5

Theo bảng 4.1[1] lấy trị tiêu chuẩn b=50(mm)

 chiều rộng bánh đai lớn

1,1 (10 15)

B b  mm

=1,1.50+(10 15) mm=(60 70) mm

Chọn B tiêu chuẩn B=70(mm)

8)Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

Theo 4.12[1] ta tính được lực căng ban đầu

F0    0 b 1,8.4,5.50 405( )  N

Theo 4.13[1] lực tác dụng lên trục

1 0

PH

ẦN II : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG

Với các số liệu đầu vào là P1=4,87(Kw)

n1=908,63(v/p)

thời gian làm việc T=8 năm =8.24.300=54 600 h

1) chọn vật liệu làm bánh răng (theo [2] )

vật liệu làm bánh răng là vật liệu phải bền tránh hiện tượng tróc mỏi ,hiện tượngdính răng và đảm bảo độ bền uốn trong quá trình làm việc do đó vật liệu thườnglàm bánh răng là thép có chế độ nhiệt luyện hợp lí

theo yêu cầu của bộ truyền ta chọ vật liệu làm bánh răng thuộc nhóm I có độ

cứng HB 350

căn cứ vào bảng 6.1[1] ta chọn vật liệu làm răng như sau

 bánh nhỏ ta chọn vật liệu là thép 45 thường hóa sau khi gia công và có các thông số kỹ thuật sau:

 giớ hạn bền b1  600(MPa)

 giới hạn chảy ch1  340(MPa)

 kích thước S≤80(mm)

theo thiết kế và dữ liệu đầu vào ta chọn thép có độ cứng cao nhất HB 1 =210

 bánh răng lớn ta cũng chọn vật liệu thép như bánh răng nhỏ nhưng do bánh lớn làm việc với vận tốc thấp hơn bánh nhỏ ,chịu va đập thấp hơn nên ta

chọn HB 2 =190

 giới hạn bền b2  600(MPa)

 giới hạn chảy ch2  340(MPa)

2)xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép



 

 theo 6.1[1]

0 lim

K XH:là hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước của bánh răng

H0lim:giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng

 trong tính toán thiết kế sơ bộ lấy Z Z K R .V XH=1

Vậy

0 lim

H HL H



Trong đó

2,4 30

HO

N  HB (theo 6.5[1] là số chu kì cơ sở)

2,4 30.210

HO

2,4 30.190

445,5( ) 1,1

H HL H

H

K

MPa S

409,08( ) 1,1

H HL H

H

K

MPa S

Theo 6.2[1]

 

0 lim

F R S XF FC FL F

F

Y Y K K K S



 

Trong đó:

F0lim:là giới hạn bền mỏi uốn chu kỳ chịu tải NEF

S F:hệ số an toàn khi tính về uốn S F=1,75

(do bề mặt răng thường hóa)

Y S:hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ưng suất trong đó m-môđun tính bằng (m) Y S 1,08 0,0695R ( ) n m

K :hệ số ảnh hưởng khi đặt tải K FC=1

Trong tính toán sơ bộ lấy Y Y K R .S XF=1

Theo 6.2[1] F0lim  1,8.HB

 Các giới hạn bền mỏi tính về uốn của các bánh răng như sau :

1

0 lim 1,8.210 378( )

2

0 lim 1,8.190 342( )

FO FL

F

N K

T i:là mômen xoắn ở chế độ I của bánh răng đang xét

n i:số vòng quay (ở đây là số vòng quay trên trục II)

t i:tổng số giờ làm việc

mF: bậc của đường cong mỏi mF=6

 Bánh răng lớn trên trục II có

 K FL1=K FL2=1 (N E 2=N E 1)

Từ  

0 lim

F FC FL F

bw là chiều rộng vành răng

ba:hệ số chiều rộng răng

U1=3,58 tỷ số truyền của cặp bánh răng đang xét

Theo bảng 6.7[1] ứng với bd=0,485 thì K H 1, 05 (ứng với sơ đồ 3)

2 os 2.146.0,866

27,6( 1) 2(3,58 1)

a c Z

 Tỷ số truyền thực tế là

0

0 w

b H

Z U Z



=96

3,55

27 

Tính lại góc  ta có  1

1 2 w

2

m Z Z a





(theo 6.32[1])

2(96 27)

0,8422.146

b H

b m

1 1

w w

v   m s

Theo bảng 6.13[1] có cấp chính xác động học là 9

Theo bảng 6.14[1] có K H=1,13;K H=1,05 (tính ở trên)

w w

1

H Hv

v b d K

T K K

 

Trong đó

w 0

1460,002.73.3,03 2,82

cặp bánh răng đảm bảo độ bền uốn khi F F

theo công thức 6.43 và 6.44[1] ta có

1 1



(**) Trong đó :

 T : là moomen trên bánh chủ động (Nmm)1

-K Fv: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về

uốn

Theo 6.46[1] ta có

w w 1

.1

2

F Fv

v b d K



1460,06.73.3,03 8,475

Từ bảng ta kết luận đáp ứng đủ yêu cầu về độ bền uốn

 Từ tính toán ở trên ta tổng kết các thong số của bộ truyền cấp nhanh như sauKhoảng

146( )

a  mm

2,5 64,09 5 61,09( )2,2 227,9 4,4 223,5( )

f f

w w

63,7( )

1 3,58 1 63,7.3,58 228,24( )

Các thong số đầu vào:

0 lim

+ bánh nhỏ trục II chọn thép 40XH nhiệt luyện bằng phương pháp tôi cải

thiện đạt các thông số kỹ thuật sau HB=230….280

2)xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép

a) xác định ứng suất tiếp xúc cho phépH

K :hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước của bánh răng trong tính XH

toán sơ bộ Z Z K R .V XH=1



 Trong đó lim

o H

 : giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng theo bảng 6.2[1]

 2.300+70=670(MPa)

 Bánh lớn : 4 lim

o H

Trong đó T i,n i,t i lần lượt là mômen xoắn ,số vòng quay,tổng số thời giờ làm

việc ở chế độ của bánh răng đang xét

F

Y Y Y K K s



Trong đó

F0lim:là giới hạn bền mỏi uốn ứng suất chu kỳ chịu tải NEF

s F:hệ số an toàn khi tính về uốn S F=1,75 do bề mặt răng thường hóa

Y S 1,08 0,0695ln( ) m :là hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ưng suất

Y  R 1: hệ số xét đến độ nhám mặt lượn của chân răng

Y : hệ số xét đến ảnh hưởng của kt bánh răng đến độ bền uốn XF

FC

K : hệ số ảnh hưởng khi đặt tải lấy K FC=1

Theo 6.2a[1] trong tính toán sơ bộ lấy Y Y K R S. XF 1

Theo 6.2[1] ta có : F0lim 1,8HB

 Các giới hạn bền mỏi tính về uốn của các bánh răng như sau

N



Mà chu kỳ cơ sở N FO=4.106 xác định cho mọi loại thép

ax

mF i

T :mômen xoắn ở chế độ I của bánh răng đang xét i

t i: tổng số giờ làm việc ở chế độ i đang xét

n : số vòng quay i

mF: bậc của đường cong mỏi mF=6

 Bánh răng lớn trên trục III có:

 

2 3

Z Z

4 3

112

3,02737

tt

Z u Z

 

theo 6.24[1]

0,3(37 112)

0,04471000

Z m c

w w

c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng của bộ truyền thỏa mãn diều kiện sau: H H

b H

t



trong đó  =21,02 ;tw  =0 (vì bộ truyền răng thẳng)b

0

2cos0

1,728sin 2.21,02

Vì vậy theo bảng 6.13[1] ta chọn cấp chính xác động học là 9

Và theo bảng 6.14[1] ta có các thông số sau :

H Hv

v b d K

T K  K 

 

Với

2 w 0

Theo bảng 6.16[1] với cấp chính xác là 9 ta có g0=73

Theo bảng 6.15[1] với HB<350 ta có  =0,006H

PHẦN III: THIẾT KẾ TRỤC

a) Đường kính trục được xác định bởi công thức 10.9[1]

- Lực tác dụng lên trục chủ yếu là mô men xoắn và các lực tác dụng khi ăn khớp

- Căn cứ vào sơ đồ lực bài ra ta có sơ đồ đặt lực chung lên các chi tiêt của hộp giảm tốc là :

Lực tác dụng lên bánh răng ăn khớp gồm 3 thành phần

w

2 2.51,18.10

1605,6( )63,75

2 2.178,82.10

4801,8( )74,48

3 0

K2=10(mm) là khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp giảm tốc

K3=15 là khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến bu lông

Hn=15 là chiều cao từ nắp ổ đến đầu bu lông

Do đó ta có :

Chọn hệ trục tọa độ OXYZ như hình vẽ :

Để xác định các lực thành phần trên gối tựa FLxvà FLy ta xét sự cân bằng và mô men trong mặt phẳng XOY và YOZ giá trị như sau :

Thay số ta có :

11

1605,6.58,5 1605,6.186,5

1605,6( )245

LX

Mặt khác ta có : FLx10= -Fx13 –FLx14 -FLx11=-1605,6-1605,6-(-

My(2-2) –FLX10.58,5=0

 My(2-2)= -1605,6.58,5= -93927(Nmm)

My(3-3)= FLX11.58,5=93927(Nmm)

// biểu đồ mô men trục I

b) Trục II trục trung gian chọn tọa độ như hình vẽ :

Để xác định các thành phần lực trên các gối tựa 0 và 1 ta xét sự cân bằng lực và mômen trong mặt phặng XOZ và YOZ

biểu đồ mô men trục II

c) Xét trục III của hộp giảm tốc ( trục ra của hộp giảm tốc)

Chọn hệ tốc như hình vẽ

Để xác định thành phần phản lực trên các gối tựa 0 và 1 ta xét sự cân bằng lực và

mô men trong các mặt phẳng XOZ và YOZ

Giá trị các lực đã có như sau :

// biểu đồ mô men

III) XÁC ĐỊNH ĐƯỜNG KÍNH TẠI CÁC TIẾT DIỆN VÀ CHỌN THENa) Xác định đường kính thiết diện

Trục I

Ta đã tính d=25,7(mm)

- Chọn đường kính đoạn trục lắp với bánh đai là 22 (mm)

- Chọn đường kính đoạn trục lắp với ổ bi 10 và 11 là 25(mm)

- Chọn đk đoạn trục lắp với bánh răng 13 và 14 là 30(mm)

Trục II :

D=39(mm)

- Chọn đường kính đoạn lắp ổ lăn 20 và 21 là 35(mm)

- Chọn đk đoạn lắp với bánh răng 22 và 24 là 40(mm)

Qua bảng kết quả trên ta thấy các  và d  đều đảm bảo yêu cầuc

IV) KIỂM NGHIỆM TRỤC III VỀ ĐỘ BỀN MỎI THEO HỆ SỐ AN TOÀNKiểm nghiệm tại các tiết diện nguy hiểm phải thỏa mãn :

hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp

và tiếp tuyến tại tiết diện j

1 aj

j

S K

j

S K

Theo b-10.9 Với K =1,06 là hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt x

K y=1,8 hệ số tăng bền bề mặt trục

K và K Là hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn

Theo bảng 10.12 khi gia công rãnh then bằng dao phay ngón thì

K =1,54 và K=1,76