Đồ án bê tông cốt thép 2 thiết kế khung ngang trục 3 của một trường học

Loại động cơ không đồng bộ kiểu dây cuốn cho phép điều chỉnh tốc độ trong phạm vi nhỏ, có dòng điện mở máy thấp nhưng cos thấp, giáthành cao, vận hành phức tạp do đó chỉ dùng trong một

Mục lục

PHẦN 1 TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ 4

1.1 CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN 4

1.1.1 Chọn kiểu, loại động cơ 4

1.1.2 Chọn công suất động cơ 5

1.1.3 Chọn động số vòng quay đồng bộ của động cơ 6

1.1.4 Chọn động cơ thực tế 7

1.1.5 Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải động cơ 7

1.2 Phân phối tỉ số truyền 8

1.2.1 Tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc 8

1.2.2 Tỉ số truyền của bộ truyền trong hộp 9

1.3 Tính toán các thông số trên trục 9

1.3.1 Tính công suất trên trục 9

1.3.2 Tính số vòng quay của các trục 10

1.3.3 Tính mô men xoắn trục 10

1.3.4 Lập bảng kết quả 11

PHẦN 2 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 12

2.1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM 12

2.1.1 Chọn vật liệu 12

2.1.2 Ứng suất cho phép 13

2.1.3 Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng 16

2.1.3.1 Khoảng cách trục 16

2.1.3.2 Xác định các thông số ăn khớp 17

2.1.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 19

2.1.5 Kiểm nghiệm răng độ bền uốn 21

2.1.6 Kiểm nghiệm răng về quá tải 23

2.1.7 Bảng Các thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm 24

2.2 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH 25

2.2.1 Chọn vật liệu 25

2.2.2 Ứng suất cho phép 25

2.2.3 Xác định các thông số ăn khớp 28

2.2.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 30

2.2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 32

2.2.6 Kiểm nghiệm răng về quá tải 34

2.2.7 Bảng các thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh 35

2.3 KIỂM TRA CÁC ĐIỀU KIỆN 36

2.2.2 ĐIỀU KIỆN CHẠM TRỤC 36

2.2.3 KIỂM TRA ĐIỀU KIỆN BÔI TRƠN 36

2.2.3.1 Cặp bánh răng cấp chậm 36

2.3.2.3 Mức dầu chung 37

PHẦN 3 THIẾT KẾ TRỤC 38

3.1 CHỌN VẬT LIỆU 39

3.2.1 Tải trọng tác dụng lên trục 39

3.2.2 Tính sơ bộ trục 40

3.2.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 40

3.3 Tính khoảng cách trên các trục 41

3.4 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục 43

3.4.1 Xác định đường kính và chiều dài trục I 43

3.4.2 Xác định đường kính và chiều dài trục II 47

3.4.3 Xác định đường kính và chiều dài trục III 51

3.3 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 55

3.3.1 Xét đối với trục I 56

3.3.2 Xét trục II 57

3.3.3 Xét trục III 59

3.4 TÍNH KIỂM NGHIỆM TRỤC THEO ĐỘ BỀN TĨNH 60

3.4.1 Tính kiểm nghiệm cho trục I 61

3.4.2 Tính kiểm nghiệm cho trục II 61

3.4.3 Tính kiểm nghiệm cho trục III 62

Phần 4 CHỌN Ổ LĂN 64

4.1 Trục I 64

4.1.1 Chọn loại ổ 64

4.1.2 Kiểm nghiện ổ theo tải trọng động 64

4.1.3 Kiểm nghiệm tải trọng tĩnh 66

4.2 Trục II 67

4.2.1 Chọn ổ 67

4.2.2 Kiểm nghiệm tải trọng động 68

4.2.3 Kiểm nghiệm tải trọng tĩnh 70

4.3 Trục III 71

4.3.1 Chọn loại ổ 71

4.3.2 Kiểm nghiệm tải trọng động 72

4.3.3 Kiểm nghiệm tải trọng tĩnh 74

Phần 5 TÍNH MỐI GHÉP THEN 76

PHẦN 6 CHỌN KHỚP NỐI 79

6.1 Chọn khớp nối trục động cơ với trục I 79

6.2 Chọn khớp nối trục III với trục đỡ bánh đai 81

PHẦN 7 CÁC CHI TIẾT PHỤ 83

7.1 Tính toán thiết kế vỏ hộp 83

7.2 Chọn các chi tiết phụ 85

7.2.1 Cửa thăm 85

7.2.2 Nút thông hơi 85

7.2.3 Nút tháo dầu 86

7.2.4 Kiểm tra mức dầu 86

7.2.5 Bulông vòng 87

7.2.6 Chốt định vị 87

7.2.7 Chọn mỡ dầu bôi trơn cho ổ lăn 87

PHẦN 1 TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ

KHÍ

1.1 CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN

1.1.1 Chọn kiểu, loại động cơ

Chọn động cơ điện để dẫn động máy móc hay các thiết bị công nghệ

là giai đoạn đầu tiên của quá trình thiết kế Việc chọn động cơ có ảnhhưởng lớn đến việc lựa chọn, thiết kế hộp giảm tốc, các điều kiện sản xuất,điều kiện về kinh tế… Do đó việc chọn đúng loại động cơ rất quan trọng Động cơ điện: gồm có loại động cơ 1 chiều và loại động cơ xoaychiều

+ Động cơ điện một chiều: là loại động cơ có ưu điểm là có thể thay

đổi trị số của mô men và vận tốc góc ở phạm vi rộng, khởi động êm, hãm

và xoay chiều dễ dàng Tuy nhiên loại này khó kiếm, giá thành cao, phảităng thêm vốn đầu tư để dặt các thiết bị chỉnh lưu

+ Động cơ điện xoay chiều: có loại động cơ xoay chiều một pha và

loại động cơ điện xoay chiều ba pha

Động cơ điện xoay chiều một pha thì có công suất nhỏ, chỉ sử dụng

trong sinh hoạt Trong công nghiệp thường dùng loại động cơ ba pha đồng

bộ và không đồng bộ

So với loại động cơ ba pha không đồng bộ thì động cơ ba pha đồng

bộ có vận tốc góc không đổi, thiết bị tương đối phức tạp, gia thành cao vìcần thiết bị khởi động Thường chì sử dụng cho các trường hợp công suấtlớn, ít phài mở máy và dừng máy

Động cơ ba pha không đồng bộ gồm có hai kiểu: kiểu roto dây cuốn

và kiểu roto lồng sóc.

Loại động cơ không đồng bộ kiểu dây cuốn cho phép điều chỉnh tốc

độ trong phạm vi nhỏ, có dòng điện mở máy thấp nhưng cos thấp, giáthành cao, vận hành phức tạp do đó chỉ dùng trong một phạm vi hẹp

Loại động cơ không đồng bộ kiểu lồng sóc có kết cấu đơn giản, giáthành hạ, dễ bảo dưỡng, có thể trực tiếp đầu với lưới điện ba pha mà khôngcần biến đổi dòng Nhưng hiệu suất và hệ số cos thấp hơn so với loạiđộng cơ ba pha đồng bộ, không điều chỉnh được vận tốc

Nhờ có những ưu điểm trên đáp ứng được các yêu cầu cơ bản vềchọn loại động cơ Do đó, ta chọn loại động cơ điện ba pha không đồng bộkiểu dây quấn

1.1.2 Chọn công suất động cơ

Công suất động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ nhằm đảm bảocho nhiệt độ của động cơ khi làm việc không lớn hơn trị số cho phép Đểđảm bảo điều kiện đó nó phải thỏa mãn yêu cầu sau:

dc dc

dm dt

P P (kw)Trong đó:

P dm dc - Công suất định mức trên trục của động cơ

P – Công suất đẳng trị trên trục động cơ dt dc

Với tải trọng không đổi thì công suất đẳng trị trên trục động cơ được xác định:

P dt dcP lv dc

Với :

( )

ct

dc lv lv

P - Giá trị công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác

 - Hiệu suất chung toàn bộ truyền

F v

- Hiệu suất của bộ truyền:    o .br kn

Với :  - là hiệu suất của ổ o

 - hiều suất của bánh răng br

 - hiệu suất của khớp nốikn

Chọn giá trị hiệu suất theo bảng ta có

ct

dc lv lv

P



1.1.3. Chọn động số vòng quay đồng bộ của động cơ

Số vòng quay của trục động công tác:

Ta có với hệ băng tải:

3

60.10

ct

v n

D



D : Đường kính tang băng tải

v : vận tốc vòng quay của băng tải (m/s)

Ta có:

60.10 60.10 2,1

80,214 500

ct

v n

(v/ph) Xác định số vòng quay đồng bộ nên dùng cho động cơ

Chọn sơ bộ số vòng quay đồng bộ n  db 1500 (v/ph) (kể đến hiệu suất

trượt thì n  db 1450 v/p)

Khi đó tỷ số truyền sơ bộ của hệ thống :

1450

18,780,214

db sb ct

n u n

Tra bảng 1.2 ta thấy u sb nằm trong khoảng tỉ số truyền nên dùng (8…40)

đối với truyền động bánh răng trụ hộp giảm tốc hai cấp

Cos (%) K

dn

I I

k dn

T T

K180M4 15 1450 0,88 87,5 5,5 1,6

1.1.5 Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải động cơ

a Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ

Khi khởi động động cơ cần sinh ra một công suất đủ lớn để thắng

được sức ỳ của hệ thống Do đó phải tiến hành kiểm tra điều kiện mở máy của động cơ

Điều kiện mở máy: P mm dc P bd dc

Trong đó: P là công suất mở máy của động cơ (kw) mm dc

Ta thấy P bd dcP mm dc  điều kiện mở máy của động cơ thỏa mãn

b Kiểm tra điều kiện qua tải cho động cơ

Với sơ đồ tải trọng không đổi thì không cần kiểm tra điều kiện quátải cho động cơ vì trong suốt quá trình làm việc tải trọng không thể lớnhơn được công suất cho phép

1.2 Phân phối tỉ số truyền

Tỉ số truyền chung của toàn hệ thống:

dc ct

n u n

 

Trong đó: ndc: số vòng quay của động cơ đã chọn (v/ph)

Mà: u u u h. ng

Với uh; tỉ số truyền các bộ truyền trong hộp giảm tốc

ung: tỉ số truyền ngoài hộp giảm tốc ung=1

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

Ta có: tỉ số truyền ngoài hộp ung = 1

1.2.2 Tỉ số truyền của bộ truyền trong hộp

Ta có u u u h. ng =>

18,077

h ng

18,0771,3494 1,3494 7,839

0,40,3

h ba ba

u u

h

u u u

1.3 Tính toán các thông số trên trục

1.3.1 Tính công suất trên trục

Công suất danh nghĩa trên trục động cơ tính theo công thức sau

dc

II I

br o III II

I II

n n u

II III

n n u

(v/ph) Tốc độ quay của trục công tác: n IV n III 80,214(v/ph)

1.3.3 Tính mô men xoắn trục

Mô men xoắn trục được xác định dựa vào công thức sau

Trục Đ/cơ I II III Công tác

PHẦN 2 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

2.1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM

2.1.1 Chọn vật liệu

Để đảm bảo khả năng chịu tải, tính công nghệ, điều kiện sản xuất, tính kinh tế cho việc chế tạo và thiết kế hộp giảm tốc.Vì vậy, ta phải chọn loại vật liệu cho phù hợp

Đây là loại HGT có công suất trung bình do đó chỉ cần chọn vât liệunhóm I, có độ rắn HB 350, bánh răng được thường hóa hoặc tôi cải thiện Nhờ có độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt

luyện, bộ truyền có khả năng chạy mòn

Tra bảng 6.1[1] ta chọn loại vật liệu:

Loại

bánh răng

Nhãnhiệu thép

Nhiệtluyện

Độ rắn Giới hạn

bền b

(MPa)

Giới hạnchảy ch

0 lim

Y Y K K K S

YR : Hệ số kể đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt lượn chân răng

YS: Hệ số kể đến ánh hưởng đến độ nhạy của vật liệu tới sự tập trung ứng suất

KxF: Hệ số kể đến ảnh hưởng kích thước bánh răng tới độ bền uốn

KFC: Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc đặt tải

Khi tính toán sơ bộ:

0 lim

0 lim

Tra bảng 6.2[1] ta có trị số của H0limvàF0lim

Ứng suất tiếp xúc ứng với số chu kỳ cơ sở :H0lim=2HB+70

Hệ số an toàn khi tính tiếp xúc : S H=1,1

Ứng suất uốn cho phép ứng với cố chu kỳ cơ sở : 0Flim=1,8HB

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

H HO m HL

HE

N K

N



;

FO mF FL

FE

N K

NHE,NFE: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

Vì tải không đổi ta có: N HE N FE 60 .c n t

Với c là số lần ăn khớp trong một vòng quay, c =1 (vì tải trọng một chiều nên trong một vòng quay một đôi răng ăn khớp một lần)

 3

530.1 481,821,1

H

(MPa) ;  4

500.1 454,551,1

H

(MPa)Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ và lớn làn lượt là:

414.1 376,361,1

F

(MPa) ;  4

387.1 351,821,1

MPa MPa

II H a

Công thức quan hệ:

w 2

.( ) ( 1)2cos 2cos

n

a c Z

992,30243

t

Z u Z

2 4 4

2

3.43

133,24( )

os 0,968 3.102

+ Đường kính vòng lăn:

w 2 w3

t t

n

b m

2.1.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

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

 

2 .( 1)

b H

Z





KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc K H K H.K H.K Hv

Trong đó: K H: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho

các đôi răng đồng thời ăn khớp

Ta có:

w w3

( )1

H Hv

II H H

v b d K

II H H

v b d K

.2.707084,926 1,17.(2,302 1)

Với 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 (m)  lấy ZR = 0,95

ăn khớp tải trọng phân bố đều

2.1.5 Kiểm nghiệm răng 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:

0,571,76

YF3, YF4 : là hệ số dạng răng của bánh 3 và 4, chúng phụ thuộc vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh

Số răng tương đương :

KFv là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn

12

F W W Fv

II F F

b d K

w 2200,006.73.1,67 7,13

II F F

b d K

w3 w3

2 2.707084,926 1,47.0,57.0,89.3,7

114,04( )88.133,24.3

F F F

F

Y

MPa Y

 Vậy thoả mãn điều kiện độ bền uốn

2.1.6 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Khi làm việc răng có thể bị quá tải (thí dụ như lúc mở máy , hãm máy ) với hệ số quá tải

1,5

qt bd

K K 

•ứng suất tiếp xúc cực đại :

max 441,46 1,5 540,67( )

< [H]max = 1260 (MPa)

•thoả mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt

•ứng suất uốn cực đại :

2.1.7 Bảng Các thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm

Thông số Giá trị Đơn vị Thông số Giá trị Đơn vị

2.2 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH

Nhiệt luyện

Độ rắn Giới hạn

bền b

(MPa)

Giới hạn chảy ch

0 lim

Y Y K K K S

[ ]= F

H

K S



 

0 lim

Tra bảng 6.2[1] ta có trị số của H0limvàF0lim

Ứng suất tiếp xúc ứng với số chu kỳ cơ sở :H0lim=2HB+70

Hệ số an toàn khi tính tiếp xúc : S H=1,1

Ứng suất uốn chocho phép ứng với cố chu kỳ cơ sở : F0lim=1,8HB

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

Ta có:

m HL

HE

N K

N



FO mF FL

FE

N K

NHE,NFE: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

Vì tải không đổi ta có: N HE N FE 60 .c n t

Với c là số lần ăn khớp trong một vòng quay, c =1 (vì tải trọng một chiều nên trong một vòng quay một đôi răng ăn khớp một lần)

Do đó hệ số tuổi thọ sét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải

Do là bộ truyền dung bánh răng trụ răng nghiêng nên ta có thể lấy trung

bình hai ứng suất sơ bộ để tính toán

Ta có ứng suất tiếp xúc của bộ truyền:

MPa MPa

lim 2 2

450

257,14( )1,75

423

241,71( )1,75

F F

F F F

F

MPa S

MPa S

MPa MPa

a.Xác định các thông số ăn khớp

Mô đun m n 0,01 0,02 aw12,2 4,4  Tra bảng 6.8[1] trị số mô đuntiêu chuẩn ta chọn giá trị mô đun tiêu chuẩn là m  n 2,5

2.220 os 13

2 os

19,4( 1) 2,5.(7,839 1)

o

n t

c

a c Z

150

7,8919

t

Z u Z

Không nên dịch chỉnh bánh răng để đảm bảo khoảng cách trục đã chọn từ bước tính trước

Đường kính vòng chia:

1 1

1 2 2

1

2,5.19

49,467( )cos 0,974

2,5.150

390,53( )cos 0,974

w w

2,5 49,467 2,5.2,5 43,217( )2,5 390,53 2,5.2,5 384,28( )

sin 66.sin(16,214 )

2,3462,5.3,14

o w

n

b m

2.2.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng phải thỏa mãn điều kiện:

1

2 1

2 .( 1)

b H

KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :K H K H.K H.K Hv

trong đó :

với bd1 0,5ba1ut1  1= 0,5 0,3 (7,89 + 1) =1,275

KH = 1,1 tra theo bảng 6.7[1] ứng với sơ đồ 5

KH: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp

a

u = 0,002.73.3,75

2207,89 = 2,89 (m/s)(trong đó H là hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra trong bảng 6.15[1] được H = 0,002; g0 là hệ số kể đến ảnh hưởng của các bước răng 1 và 2 , tra trong bảng 6.16 [1]được g0 = 73)

479,31 477,77

.100% 0,3% 4%479,31



Vậy bw2 = 66 và bw1 = 71 để đảm bảo quá trình ăn khớp

2.2.5 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 :

Y : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng :

Zv2=

2 3 1

Vì răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x = 0

Tra Bảng 6.18[1] Trị số của hệ số dạng răng ta được :

KFv là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính vềuốn

với  F = Fg0v a W /u = t

2200,006.73.3,75 12,21

7,89  .

 KFv = 1 +

12,21.66.49,467

1,092.93928,48 1,22.1,37 

Hệ số tải trọng khi tính về uốn :

K F K F.K F.K Fv 1,22.1,37.1,09 1,82

•ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh chủ động:

1 1

2 2.93928,48 1,82.0,61.0,88.4,08

93,22( ) 66.49,467.2,5

 Vậy thoả mãn điều kiện độ bền uốn

2.2.6 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Khi làm việc răng có thể bị quá tải (thí dụ như lúc mở máy , hãm máy ) với hệ số quá tải : Kqt = Kbd = 1,5

•ứng suất tiếp xúc cực đại :

max 477,77 1,5 585,14( )

< [H]max = 1260 (MPa) =>thoả mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt

•ứng suất uốn cực đại :

2.2.7 Bảng các thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh

Thông số Giá trị đơn vị Thông số Giá trị đơn vị