GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
MỤC LỤC
Trang
SV. Nguyễn Văn An
1
LỜI NÓI ĐẦU.............................................................................................................2 ĐỀ TÀI........................................................................................................................3 CHƯƠNG I : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN BỐ TỶ SỐ TRUYỀN............................5 1.1. Chọn động cơ ....................................................................................................5 1.2 . Phân phối tỷ số truyền .....................................................................................6 1.3. Xác định các thông số và lực tác dụng...............................................................6 CHƯƠNG II : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN...............................................8 2.1. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh ( Bánh răng nghiêng ).........................8 2.2. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm ( Bánh răng trụ )................................13 2.3. Thiết kế bộ truyền xích....................................................................................20 CHƯƠNG III : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC.....................................................28 3.1. Chọn vật liệu...................................................................................................28 3.2. Thiết kế trục I..................................................................................................28 3.3. Thiết kế trục II.................................................................................................32 3.4. Thiết kế trục III...............................................................................................35 3.5. Chọn then và ổ lăn...........................................................................................67 CHƯƠNG IV : CHỌN THÂN HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ.................................69 4.1. Chọn thân hộp.................................................................................................69 4.2. Các chi tiết phụ ...............................................................................................69 CHƯƠNG V : BẢNG DUNG SAI LẮP GHÉP.........................................................73 5.1. Dung sai ổ lăn.................................................................................................73 5.2. Lắp ghép bánh răng lên trục............................................................................73 5.3. Lắp ghép nắp, ổ và thân hộp............................................................................73 5.4. Lắp ghép vòng chắn dầu lên trục.....................................................................73 5.5. Lắp chốt định vị ..............................................................................................73 5.6. Lắp ghép then..................................................................................................73 5.8. Bảng chi tiết dung sai của hệ hệ thống.............................................................73 TÀI LIỆU THAM KHẢO.........................................................................................75 NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN……………………………….76
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
LỜI NÓI ĐẦU hiết kế và phát tri ển nh ững hệ th ống truy ền động là v ấn đề cốt lõi trong c ơ khí. Mặt khác, một nền công nghi ệp phát tri ển không th ể thiếu một nền cơ khí hi ện đại. Vì th ế tầm quan trọng của các hệ thống dẫn động cơ khí là rất lớn. Hiểu biết lý thuyết và vận dụng nó trong thực tiễn là một yêu cầu cần thiết đối với một người kỹ sư.
Để nắm vững lý thuy ết và chu ẩn bị tốt trong vi ểc trở thành một người kỹ sư trong tương lai. Đồ án môn h ọc chi ti ết máy trong ngành c ơ khí là m ột môn h ọc giúp cho sinh viên ngành cơ khí làm quen với những kỹ năng thiết kế, tra cứu và sử dụng tài liệu được tốt hơn, vận dụng ki ến thức đã học vào vi ệc thiết kế một hệ thống cụ thể. Ngoài ra môn h ọc này còn giúp sinh viên c ũng cố ki ến thức của các môn h ọc liên quan, v ận dụng kh ả năng sáng tạo và phát huy khả năng làm việc theo nhóm.
Trong quá trình trình th ực hiện đồ án môn học này, em luôn được sự hướng dẫn tận tình của thầy giáo ThS. Lê Trọng Tấn và các th ầy bộ môn trong khoa c ơ khí. Em xin chân thành cảm ơn các thầy đã giúp đỡ em hoàn thành đồ án môn học này.
SV. Nguyễn Văn An
2
Nguyễn Văn An
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY ĐỀ TÀI Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Băng Tải
T
3
5
1
T 1
T2
2
t
t1
t2
4
Hệ thống dẫn động băng tải bao gồm :
1 - Động cơ điện 3 pha 2 - Nối trục đàn hồi 3 - Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp phân đôi cấp nhanh 4 - Bộ truyền xích ống con lăn 5 - Băng tải Số liệu thiết kế :
- Công suất trên trục băng tải, P = 4.5 (kW) - Số vòng quay trên trục tang dẫn, n = 45 (vg/ph) - Thời gian phục vụ, L = 5 (năm) - Quay 1 chiều ,làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ (1 ca làm việc 8 giờ)
- Chế độ tải : T1 = T , T2 = 0,9 T , t1 = 24 giây, t2 = 45 giây
Thực hiện :
SV. Nguyễn Văn An
3
Sinh viên thiết kế : Nguyễn Văn An Lớp : Đ4 CNCK Giáo viên hướng dẫn : Phạm Hải Trình
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
Chương 1 : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ TỶ SỐ TRUYỀN
1.1 Chọn động cơ : 1.1.1 Công suất cần thiết :
P = ct
P t η
ht
4
3
Trong đó :
x = 0.99
= 0,99
= 0,96
kh olh brh xh
= 0,93 4
2
η = η .η .η .η :Hiệu suất của hệ thống truyền động. htkolbr § :Hiệu suất truyền động của khớp nối. § :Hiệu suất truyền động của cặp ổ lăn. § :Hiệu suất truyền động của cặp bánh răng. § :Hiệu suất truyền động của xích.
- Pt = 4.5 KW : Công suất trên trục băng tải. -
P==5.52 ct
htη =0.99.0,99.0,96.0,93=0,815 4,5 0,815
Vậy KW
1.1.2 Số vòng quay đồng bộ của động cơ : Số vòng quay của trục công tác trong một phút (băng tải)
Nct= 55 (vg/ph) nsb= nlv.ut Với Ut tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống dẫn động Ut=Ubr. UX Tra bảng 2.4 được Ubr=18 ;Ux=3 V: vận tốc băng tải D : đường kính băng tải nct=nlv nsb=55.18.3=2970 (vg) 1.1.3 Chọn động cơ :
Kiểu động cơ Công suất Theo bảng P1.3 [p1.3,(1)] Vận tốc quay v/ph KW
h % 87,5
T axM T dn 2,2
T K T dn 2,0
5.5 2880
4A100L2Y3 1.1.4 Kiểm tra động cơ đã chọn : a. Kiểm tra điều kiện mở máy : khi m ở máy mômen t ải không được vượt quá mômen
<
T mm T
T K T dn
SV. Nguyễn Văn An
4
khởi động của động cơ nếu không động cơ sẽ không chạy. Thật vậy :
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
=
2, 0
Trong đó Tmm = Tqt=1,8 T
T K T dn
(Bảng động cơ đã chọn)
b. Kiểm tra điều ki ện làm vi ệc :Mômen quá t ải lớn nhất của động cơ không vượt qua
T£
mômen cho phép của động cơ. Nghĩa là :
dchtT = η .2,2.T
; Maxqtdcdc T
9550.5.5
=
=
Mômen cua động cơ :
(cid:222)=
9550.P dc T=18.75 n2880 dc = 0,815.2,2.18.7533.63
Nm
dcT
Nm
T=K.T=K.=1,8.=32.95
Mômen quá tải lớn nhất của động cơ :
Maxqtdcqtcanqt
9550.4.5 2880.0,815
T
9550.P t n .η dcht T£
Nm
Vậy : Maxqtdcdc
1.2 Phân phối tỷ số truyền : Tỷ số truyền chung: uc= nđc/nct = 2880/55 = 52.36
uh=52.36/3=17.45
Chọn ung=3 (cid:222) Ta có: uh=u1.u2. Trong đó: u1 là tỷ số truyền cấp nhanh, u2 là tỷ số truyền cấp chậm u1=5.5 (cid:222) u2=3.22 (cid:222) ux=3
1.3 Xác định các thông số và lực tác dụng : 1.3.1 Tính toán tốc độ quay của trục :
1.3.1.Số vòng quay:
523.63
nđc=2922(vòng/phút) Số vòng quay trên trục I n1=2880(vòng/phut)
(vg/ph)
n 2
2880 = 5.5
n == 1 u 1
162.62
(vg/ph)
Số vòng quay trên trục III
n 3
n == 2 u
523.63 = 3,22
2
SV. Nguyễn Văn An
5
Số vòng quay trên trục II
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
kW ; Công suất của các trục công tác, trục 1, trục 2, truc 3. Pct = 5,5 kW ; = == P5.97 3
== P6.28 2
kW;
== P6.61 1
5.5 0,99.0,93 5.97 = 0,99.0,96 6.28 = 0,99.0,96
P ct η η olxich P 3 η η olbr P 2 η η olbr
kW;
=
== * P6.71 dc
P I η η
6.61 0,995.0,99
olkhop
Công suất thực của động cơ phát ra trong quá trình làm việc:
=
= 9,55.10.18237.85
Ta thấy công su ất động cơ phát ra trong th ực tế lớn hơn không đáng kể so với công suất định mức của động cơ.
6 5.5 2880
P dc n dc
6
6
=
= 9,55.10.9,55.10.21918.57
N.mm. 1.3.2. Mômen của động cơ, các trục 1 , 2, 3 và của trục công tác. Tđc = 9,55. 106.
6.61 2880
P 1 n 1
6.28
6
=
N.mm. TI =
5.97
N.mm. TII =
= 6 9,55.10.350593.4
5.5
= 6 9,55.10.955000
N.mm. TIII = 9,55. 106.
P = 6 2 9,55. 10.9,55.10.114535 n523.63 2 P = 3 n162.62 3 P = ct n55 ct
N.mm. Tct = 9,55. 106.
Từ những kết quả tính toán trên ta có bảng sau:
Động cơ I II III Công tác
1 U1 = 5.5 U2= 3,22 Ux=3
Trục Th.số T.S truyền P(kW) T(N.mm) 6.71 18237.85 6.61 21918.57 6.28 114535 5.97 350593.4 5.5 955000
Chương 2 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN
SV. Nguyễn Văn An
6
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
2.1. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh ( Bánh răng nghiêng )
a) Chọn vật liệu cho bộ truyền :
Sau khi khởi động Modul Design Acclerator chọn Design Spur Gear . Ta chọn tab Calculation chọn vật liệu Carbon cast steel cho bộ truyền
Hình 2.1 : Tính chất của vật liệu
+ Giới hạn mỏi tiếp xúc sHlim = 1140MPa
+ Giới hạn mỏi uốn sFlim = 390 MPa
+ Modul đàn hồi E = 20600 MPa
b) Xác định các thông số hình học của bộ truyền : Chọn tab Design ta sẽ chọn hướng thiết kế ( Design Guide ) là cho tỷ số truyền và khoảng cách trục và tính ra modul và số răng ( Module and Number of Teeth ) , và nhập các số liệu đầu vào : – Tỷ số truyền (Desired Gear Ratio ) = 6 ul cho bộ truyền cấp nhanh – Ta chọn khoảng cách trục thiết kế sẽ là 120,67 mm – Góc áp lực ( Pressure Angle ) = 20 deg – Góc nghiêng răng ( Helix Angle ) = 10 deg – Bề rộng bánh răng ( Facewidth ) = 35 mm Sau khi nhấn Calculate máy sẽ tự động tính cho ta các thông số của bộ truyền : – Modul m =1.5mm – Số răng trên bánh nhỏ z1 = 22 ul – Số răng trên bánh lớn z2 = 135 ul
– Tổng hệ số dịch chỉnh ( Total Unit Correction ) = 0,2178 ul (Đường kính vòng cơ
sở nhỏ hơn vòng chân răng )
SV. Nguyễn Văn An
7
– Đường kính vòng cơ sở : + Bánh răng nhỏ db1 = 28742 mm + Bánh răng lớn db2 = 161273 mm – Đường kính vòng lăn : + Bánh răng nhỏ d1 = 31.177 mm
Trong phần Design Guide (phần hướng dẫn thiết kế) ta chọn Modul và nhập vào
tỉ số truyền của bộ truyền vào mục Desired Gear Ratio (tỉ số truyền) u1= 5.5, nhập góc nghiêng của răng ở mục Helic Angle β = 30° . Ta chuyển sang phần calculation và nhập các thông số của bộ truyền trong phần Load: Power (công suất) trên trục I: P1 = 6.61 (Kw), Speed (số vòng quay) trên trục I: n1 = 2880(vg/ph), Efficiency (hiệu
suất) bộ truyền bánh răng:
br=0,96. Chọn vật liệu thiết kế bộ truyền trong mục
Material Values (vật liệu), với bánh răng nhỏ Gear 1 ta chọn là EN C50 (ISO), với
SV. Nguyễn Văn An
8
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy + Bánh răng lớn d2 = 174.937 mm – Đường kính vòng đỉnh : + Bánh răng nhỏ da1 = 34.177 mm + Bánh răng lớn da2 = 177.823 mm – Đường kính vòng chân răng : + Bánh răng nhỏ df1 = 27.427 mm + Bánh răng lớn df2 = 171.037 mm
Hình 2.2 : Các thông số của hình học của bộ truyền
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy bánh lớn Gear 2 ta chọn là EN C50 (ISO). Sau khi chọn ta có thông số về ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng 1 và 2 là: бH1lim = 1140(Mpa), = (Mpa). s Flim = 390 MPa (Mpa). Số giờ làm việc của hệ dẫn động Lh = 24000(hr):
Hình 2.3 : Các thông số kích thước răng
Tiếp tục ta chọn Accuracy (độ chính xác) để chọn cấp chính xác và tiêu chuẩn thiết kế. Ở đây ta chọn cấp chính xác là cấp 9, tiêu chuẩn thiết kế là ISO 1328 – 1997 (tiêu chuẩn ISO số 1328, năm1997).
– Chiều cao đầu răng a* = 1 ul – Khe hở c* = 0,25 ul – Cung lượn chân răng rf* = 0,35 ul
c) Tính toán tải trọng : Chọn tab Calculation và chọn hướng tính toán ( Type of Load Calculation ) Power, Speed → Torque. Rồi nhập các thông số đầu vào : – Công suất Trực I ( Power ) P = 6.61 kW – Số vòng quay I ( Speed ) n = 2880 rpm
SV. Nguyễn Văn An
9
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy – Hiệu suất của bộ truyền h = 0,960 ul Sau khi nhấn Calculate máy sẽ tự tính cho ta Momen xoắn cũng như công suất và số vòn quay của trục II :
Hình 2.4 : Tải trọng của bộ truyền
Bảng 2.1 : Lực tác dụng lên bộ truyền
Sau khi khai thác kết quả đầy đủ thì ta sẽ được :
– Lực hướng tâm Fr = 589.042N – Lực vòng Ft = 1406.752N – Lực dọc trục Fa = 812N
– Lực cắt chân răng Fn = 1727.521N
Vào mục Factors (thông số) để nhập các thông số khác của bộ truyền:
SV. Nguyễn Văn An
10
d) . Tính kiểm nghiệm bền cho bộ truyền :
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
– Tuổi thọ Lh 24000 hr
SV. Nguyễn Văn An
11
– Hệ số tải trọng với bộ truyền làm việc có va đập nhẹ nên ta chọn KA = 1,20 ul – Hệ số nhám ZR = 0.95 – Hệ số kích thước ZX = 1 – Hệ số độ cứng làm việc ZW = 1 – Hệ số tải trọng chuyển đổi, với chu kỳ mỏi tuần hoàn nên ta chọn YA = 1 – Hệ số sản sinh công nghệ YT = 1 ( Đánh bóng bằng bi thép ) – Hệ số kích thước YX = 1 ( Thép tôi bề mặt ) Sau đó nhấn Calculate thì máy sẽ tự động kiểm bền cho bộ truyền Khai thác kết quả :
Bảng 2.2 : Kết quả kiểm bền.
SV. Nguyễn Văn An
12
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
Trong đó : SH – Hệ số an toàn ăn mòn SF – Hệ số an toàn đứt răng SHst – Hệ số an toàn tĩnh tiếp xúc SFst – Hệ số an toàn tĩnh tại góc uốn Với Check calculation cho kết quả là Positive nên ta có thể kết luận là bộ truyền thiết kế đủ điệu kiện bền trong quá trình làm việc.
SV. Nguyễn Văn An
13
Sau khi tính toán kết thúc ta sẽ chọn ok và kết quả là ta được bộ truyền bánh răng nghiêng như hình dưới :
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
Hình 2.6 : Mô phỏng bộ truyền bánh răng cấp nhanh.
e). Bảng thông số của bộ truyền bánh răng nghiêng Sau khi thiết kế hoàn tất thì ta sẽ khai thác kết quả và ta sẽ có bảng tổng hợp như Sau :
Thông số
Tỉ số truyền Modul Góc nghiêng răng Góc áp lực Khoảng cách trục Bước răng
SV. Nguyễn Văn An
14
Số răng Giá trị 5.5 1.5 mm 30 deg 20 deg 103 14,137 mm 18 101 Kí hiệu i m β α aw P Z1 Z2
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
Đường kính vòng lăn
Đường kính vòng đỉnh răng
Đường kính vòng chân răng
Công suất
Tốc độ vòng quay
Momen xoắn lên trục
Lực vòng Lực hướng tâm Lực dọc trục d1 = 31.177 mm d2 = 174.937 mm da1 = 34.177 mm da2 = 177.823 mm df1 = 27.427 mm df2 = 171.037 mm 6.61 kW 6.346 kW 2882 vg/ph 513 vg/ph 21.917 N m 118 Nm 1406 N 589 N 812 N d1 d2 da1 da2 df1 df2 P1 P2 n1 n2 T1 T2 Ft Fr Fa
Bảng 2.2 : Thông số của bộ truyền bánh răng nghiêng
Sau khi khởi động inventor ta vào môi trường Assemble, sau đó vào Modul Design Acclerator
ta chọn Spur gears (tính toán, thiết kế bộ truyền bánh răng), ta có giao diện như sau:
Trong phần Design Guide (phần hướng dẫn thiết kế) ta chọn Modul và nhập vào tỉ số truyền
của bộ truyền vào mục Desired Gear Ratio (tỉ số truyền) u1= 3,22, nhập góc nghiêng của răng ở mục Helic Angle β = 0° . Ta chuyển sang phần calculation và nhập các thông số của bộ truyền trong phần Load: Power (công suất) trên trục II: P2 = 6.28 (Kw), Speed (số vòng quay) trên trục I: n1 =
SV. Nguyễn Văn An
15
2.2. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm ( Bánh răng trụ thẳng )
523.63(vg/ph), Efficiency (hiệu suất) bộ truyền bánh răng:
br=0,96. Chọn vật liệu thiết kế bộ
truyền trong mục Material Values (vật liệu), với bánh răng nhỏ Gear 1 ta chọn là EN C50 (ISO), với bánh lớn Gear 2 ta chọn là EN C50 (ISO). Sau khi chọn ta có thông số về ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng 1 và 2 là:
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
+ Giới hạn mỏi tiếp xúc sHlim = 1140MPa
+ Giới hạn mỏi uốn sFlim = 390 MPa
. Số giờ làm việc của hệ dẫn động Lh = 24000h
Tiếp tục ta chọn Accuracy (độ chính xác) để chọn cấp chính xác và tiêu chuẩn thiết kế. Ở đây
ta chọn cấp chính xác là cấp 9, tiêu chuẩn thiết kế là ISO 1328 – 1997 (tiêu chuẩn ISO số 1328, năm1997).
SV. Nguyễn Văn An
16
+ Modul đàn hồi E = 20600 MPa
Nhấn ok. Tiếp tục chọn vào mục Factors (thông số) để nhập các thông số khác của bộ truyền: KHv = 1.1 – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp được tính theo công thức
6.41 [1]
KHβ = 1,12 – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng tr theo bảng
6.7 [1]
KHα = 1.09 – Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. Zε = 0,867 – Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, được xác định theo công thức 6.36c [1] ZR = 0,95 – Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc, với Ra = 2,5….1,25(μm) Zv = 0.95 – Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng, theo [1] được xác định theo công thức
Zv = 0,85v0,1
Ysa = 1,02 – Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất, theo [1] được xác định
theo công thức Ys = 1,08 – 0,0695ln(m), với m = 2
Yβ = 1 – Hệ số kể đến độ nghiêng của răng, theo [1] được xác định như sau Yβ = 1-
Yε = 0,573 – Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, theo [1] được xác định theo công thức Yε =
, với
là hệ số trùng khớp ngang được xác định theo công thức 6.38a
Còn các hệ số còn lại lấy theo mặc định như sau:
SV. Nguyễn Văn An
17
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
Nhấn ok Sau khi hoàn thiện việc nhập các thông số cho bộ truyền ta chuyển sang tab Calculation nhấn chọn Calculate. Sau đó chọn Check Calculation và quay lại tab Design để thực hiện các bước thiết kế bộ truyền.Trong mục Center Distance (khoảng cách trục) ta nhập khoảng cách trục là 162 (mm), trong mục Number of Teeth chọn số răng bánh 1 và 2 là Z1 = 31(răng), Z2 = 100 (răng), trong mục Facewith (chiều rộng vành răng) ta chọn 48(mm), trong mục Unit Correction (nhập hệ số dịch chỉnh răng) ta nhập x1 = 0.3396, trong mục Pressure Angle (góc áp lực) ta lấy theo tiêu chuẩn α = 20°, các thông số còn lại giữ nguyên. Sau khi nhập xong các thông số ta chọn Calculate (tính toán) ta tính được các giá trị sau:
Hệ số dịch chỉnh của bánh 2 là x2 = 0.3396(ul), tổng hệ số dịch chỉnh của hai bánh răng (Total
Unit Correction) là 0 (ul).
Chọn Preview để xem lại các thông số tính toán của bộ truyền:
SV. Nguyễn Văn An
18
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
Sau đó nhấp ok ta được bộ truyền bánh răng cấp chậm – bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng như
sau:
SV. Nguyễn Văn An
19
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
Bảng 2.2 : Thông số của bộ truyền bánh răng nghiêng Sau khi thiết kế hoàn tất thì ta sẽ khai thác kết quả và ta sẽ có bảng tổng hợp như Sau :
Thông số
Tỉ số truyền Modul Góc nghiêng răng Góc áp lực Khoảng cách trục Bước răng
Số răng Giá trị 3.22 2.4mm 0deg 20 deg 158 14,137 mm 31 101
nt Đường kính vòng lăn nt
SV. Nguyễn Văn An
20
Đường kính vòng đỉnh răng Kí hiệu i m β α aw P Z1 Z2 d1 d2 da1 nt
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
Đường kính vòng chân răng nt nt nt
Công suất
Tốc độ vòng quay
Momen xoắn lên trục
Lực vòng Lực hướng tâm Lực dọc trục 6.28 kW 6.029 kW 523.63 vg/ph 162.33 vg/ph 114.527 N m 354 Nm 3063 N 1162 N 0N da2 df1 df2 P1 P2 n1 n2 T1 T2 Ft Fr Fa
2.3. Thiết kế bộ truyền xích 2.3.1. Chọn loại xích Sau khi khởi động Modul Design Acclerator chọn Design Roller chains. Ta chọn loại xích theo tiêu chuẩn ISO 606 : 2004 của Mỹ , với bước xích p = 25.4 mm
Hình 2.13 : tiêu chuẩn xích
2.3.2. Tính toán các thông số cớ bản của bộ truyền ( tab Design ) Với bộ truyền và tải trọng làm việc của bộ truyền có va đập nên ta sẽ chọn số dãy xích là 3
SV. Nguyễn Văn An
21
a. Xác định số răng trên đĩa nhỏ : Số răng đĩa xích càng ít, đĩa bị động quay càng không đều, động năng va đập càng lớn và xích càng bị mòn nhanh. Nên ta cần phải đảm bảo số răng nhỏ nhất của đĩa xích lớn hơn zmin (với xích con lăn thì zmin =27-29) Ta sẽ chọn số răng là 27. Vào tab Roller sprocket 1 và nhập vào mục teeth là 27ul và sau đó ta chọn ok, sau khi máy tính toán ta sẽ có các thông số của đĩa xích nhỏ như hình dưới :
Hình 2.14 : Thông số hình học cử đĩa xích nhỏ.
– Số răng z1 = 27 ul – Đường kính vòng lăn Dp = 273.488mm – Đường kính vòng đỉnh răng Da = 290 mm – Đường kính vòng chân răng Df = 254 mm – Chiều cao đỉnh răng ha = 9.525mm – Góc lượn đỉnh răng re = 66 mm – Góc lượn chân răng ri = 9.6nn – Số dãy xích k = 3 ul b. Xác định số răng trên đĩa lớn : Vào tab Roller sprocket 2 chọn hướng thiết kế ( design guide ) và chọn theo hướng xác định số răng từ tỉ số ( transmission raito ) và nhập vào mục Ratio 3 ul ( ux = 3), sau khi nhập thì ta sẽ xác định được số răng trên đĩa xích lớn là 81 , và cuối cùng ta chọn ok
SV. Nguyễn Văn An
22
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
Hình 2.15 : Thông số của đĩa xích lớn
SV. Nguyễn Văn An
23
– Số răng z2 = 81 ul – Đường kính vòng lăn Dp = 818mm – Đường kính vòng đỉnh răng Da = 837 mm – Đường kính vòng chân răng Df = 799 mm – Chiều cao đỉnh răng ha = 9.5mm – Góc lượn đỉnh răng re = 189 mm – Góc lượn chân răng ri = 9.6mm – Số dãy xích k = 3 ul c. Xác định số mắt xích : ở mục Chain Options ta sẽ luôn chọn Even Only ( chỉ lấy số chẵn ) , Với khoảng cách trục đã chọn thì máy sẽ tính cho ta số mắt xích là 136 :
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
Hình 2.16 : Thông số của dây xích thiết kế
SV. Nguyễn Văn An
24
Kết quả cuối cùng là ta sẽ có được thông số hình học của bộ truyền :
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
Hình 2.17 : Thông số hình học cơ bản của bộ truyền
2.3.3. Tính toán tải trọng của bộ truyền xích ( tab calculation ) Chọn hướng thiết kế : cho công suất và số vòng quay tính ra moment soắn ( Power, Speed → Torque ) – Số liệu đầu vào : – Công suất P = 5.403 kW – Số vòng quay n = 185.52 ( vg/ph) – hiệu suất h = 0,93 ul – Tuổi thọ Lh = 29200 ( giờ ) Ta nhấn nứt Calculate và máy sẽ tự tính cho ta và kết quả thu được : Đĩa xích 1 :
SV. Nguyễn Văn An
25
– Số răng z = 27 – Công suất P = 5.97 kW – Momen xoắn lên trục T = 351.2196 Nm – Số vòng quay n = 162.32 (vg/ph) – Lức tác dụng lên trục Fr = 2681 N
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
– Lục căng dây xích F1 = 2627N F2 = 59.431N – Lực vòng Ft = F1 – F2 = 2567N
Đĩa xích 2 :
– Số răng z = 81 – Đường kính vòng lăn Dp = 818.819 mm – Công suất P = 5.552 kW – Momen xoắn lên trục T = 979 Nm – Số vòng quay n = 54(vg/ph) – Lức tác dụng lên trục Fr = 2681 N – Lục căng dây xích F1= 59 N F2 = 2627 N – Lực vòng Ft = F2 – F1 =-2567N
–
SV. Nguyễn Văn An
26
2.3.4. Tính kiểm bền cho bộ truyền : Công suất theo biểu đồ:
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
SV. Nguyễn Văn An
27
Hình 2.18 : Biểu đồ công suất và số vòng quay
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
Bảng 2.6 : Bảng kiểm bền của bộ truyền
= 0.866 ul
– Lực hướng tâm Fc = 59 N – Lực căng lớn nhất Ftmax = 2627 N – Hệ số an toàn tĩnh SS = 99 > SSmin – Hệ sô an toàn động SD = 99 > SDmin – Áp lực tại gối pB = 3.356 MPa < p0 – Áp lực cho phép tại gối p0 = 24.474MPa – Hệ số ma sát riêng l – Công suất thiết kế P = 5.970 kW – Tuổi thọ phục vụ của xích th = 789362hr – Tuổi thọ của dây xích thl = 2777778 hr – Tuổi thọ của con lăn và ống lót thr =1559735 hr
SV. Nguyễn Văn An
28
– Vận tốc xích v = 2.324 mps
Hình 2.19 : Mô phỏng bộ truyền xích .
2.3.5. Bảng thông số của bộ truyền xích
SV. Nguyễn Văn An
29
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
SV. Nguyễn Văn An
30
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
Chương 3 : TTíínnhh ttooáánn tthhiiếếtt kkếế ttrrụụcc
3.1. Chọn vật liệu Do hộp giảm tốc chỉ tải trọng trung bình, nên ta ch ọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 tôi c ải
30 (MPa).
thiện có σb = 600 (MPa). Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15
3.2. Xác định sơ bộ đường kính trục Theo (10.9) [1] đường kính tr ục th ứ k v ới k = 1…3
được xác định theo công th ức
=
3
d
, với Tk là mômen trên trục thứ k
k
T k 0,2[ ] t
30 (MPa)
Trục I: Có T 1 = 21918.57 (Nmm), v ới [τ] = 15
d1 = (19,4…15,4) mm, ch ọn
⇒
đường kính nhỏ nhất của trục I là: d1= 20 (mm), theo bảng (10.2) [1] ta được chiều rộng ổ lăn b10 = 15 (mm).
30 (MPa)
d2 = (33,67…26,72) mm, ch ọn
Trục II: Có T 2 = 114535 (Nmm), với [τ] = 15
⇒
đường kính nhỏ nhất của trục II là: d2 = 30 (mm), theo b ảng (10.2) [1] ta được chiều rộng ổ lăn b20 = 19 (mm).
30 (MPa)
Trục III: Có T3 = 350593.4 (Nmm), với [τ] = 15
d3 = (48,89…38,8) mm, chọn
⇒
đường kính nhỏ nhất của trục III là: d3 = 45 (mm), theo bảng (10.2) [1] được chiều rộng ổ lăn là b30 = 25 (mm).
3.3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực
SV. Nguyễn Văn An
31
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
Hinh 4.1.Sơ đồ tính khoảng cách giữa các điểm đặt lực
Ta có trị số của các khoảng cách k1, k2, k3 và hn như sau: Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đế thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi
tiết quay: k1 = 10 (mm)
Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp: k2 = 15 (mm) Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: k3 = 20 (mm) Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn = 15 ÷ 20 (mm) Với các ký hiệu: k: là số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc i: là số thứ tự của các tiết diện trục trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng lk1: là khoảng cách giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k lki: là khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục k lmki: là chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ i trên trục k bki: chiều rộng vành bánh răng thứ i trên trục thứ k
SV. Nguyễn Văn An
32
lcki: khoảng côngxôm trên tr ục thứ k, tính t ừ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm tốc tới gối đỡ, được
xác định theo công thức: lcki = 0,5.(lmki + b0) + k3 + hn
Chiều dài mayơ bánh đai được xác định theo công thức (10.10) [1] như sau: lm12 = (1,2 ÷1,5) d1 = (50 ÷ 85) (mm), ta chọn lm12 = 65 (mm) Khoảng côngxôm trên trục thứ nhất: lc12 = 0,5.(65 + 25) + 20 +20 = 85 (mm) Chiều dài mayơ bánh răng trụ được xác định theo công thức (10.10) [1] như sau lm = (1,2 ÷ 1,5) dk
lm13 = lm14 = lm22 = lm24 = 25 (mm)
⇒
lm23 = lm32 = 40 (mm)
⇒
Chiều dài mayơ nữa khớp nối: lm = (1,4 ÷ 2,5)d (đối với nối trục vòng đàn hồi)
lm33 = (28 ÷ 50) (mm), ta chọn lm33 = 45 (mm)
⇒
Khoảng côngxôm trên trục thứ ba: lc13 = 0,5.(45 + 15) + 20 + 20 = 70 (mm) Từ sơ đồ tính khoảng cách và bảng (10.4) [1] ta có: Trục II: l22 = 0,5(lm22 + b0) + k1 + k2 = 45 (mm) l23 = l22 + 0,5(lm22 + lm23) + k1 = 87.5 (mm) l24 = 2l23 – l22 = 130 (mm) l21 = 2l23 = 175 (mm) Trục III: l32 = l23 = 87.5 (mm) l31 = l21 = 175 (mm) l33 = 2l32 + lc33 = 245 (mm) Trục I: l12 = -lc12 = -85 (mm) l13 = l22 = 45 (mm) l14 = l24 = 130 (mm) l11 = l21 = l31 = 175 (mm)
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
3.4 Xác định trị số và chiều của các lực tác dụng lên trục
Trục I:
SV. Nguyễn Văn An
33
Trục II:
Trục III:
Chọn hệ tọa độ như hình vẽ. Theo các thông số tính toán, lực do bộ truyền đai tác dụng lên trục I
có chiều cùng phương với phương oy, có giá trị như sau:
Fy12 = 578,618 (N) Lực tác d ụng khi ăn khớp của các bộ truyền bánh răng được lấy từ các thông s ố tính toán khi
thiết kế các bộ truyền ở phần trên với:
Bộ truyền bánh răng cấp nhanh: Fr1 = 1038,874 N, Ft1 = 2345,5887 N, Fa1 = 1625,373 N. Bộ truyền bánh răng cấp chậm: Fr2 = 2175,935 N, Ft2 = 5864,071 N, Fa2 = 0 N . Và được chia làm 3 thành phần như sau: Fx: Lực vòng Fy: Lực hướng tâm Fz: Lực dọc trục Với trục I: Lực vòng do mỗi bánh răng gây ra trên trục I là: Ft13 = Ft14 = 762.597 (N)
SV. Nguyễn Văn An
34
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
Nên theo (10.5) [1], ta có Fx13 = Fx14 = 762.597 (N) Fy13 = Fy14 = 368.712 (N) Fz13 = - 1196,097.tag (33,273°) = - 440.286 (N) Fz14 = 440.286 (N) Với trục II: Fx22 = Fx24 = - Fx13 = -762.597 (N) Fy22 = Fy24 = - Fy13 = - 368.712 (N) Fz22 = - Fz13 = 440.286 (N) Fz24 = - Fz14 = -440.286 (N)
=
=
80.6365
r 22
=
Ta có
F t
2
d w 2 2 T 2 3 D t =+=+
=
0,7546677,180,75.51360,4164476,18
MM d01 t
222 T 1
Trục 2 quay cùng chiều kim đồng hồ nên cq2 = -1 Bánh răng 23 là bánh chủ động nên cb23 = 1 Hướng răng: do răng thảng nên hr23 = 0 Từ đó ta có: Fx23 = -1420.386 N Fy23 = -820.06 N, Fz23 = 0 (N) Với trục III: Fx32 = - Fx23 = 1420.386 (N) Fy32 = - Fy23 =820.06 (N) Fz32 = 0 (N) Lực từ khớp nối tác dụng lên trục hướng theo phương x và bằng: Fx33 = (0,2…0,3). Ft
=
Với
, chọn Dt theo bảng (16.10a) [1] ta chọn Dt = 170 mm
Ft = 4124.6 (N)
F t
32 T D t
⇒
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
Chọn Fx33 = 180 (N) 3.5.Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục Tính phản lực: sử dụng phương trình mômen và ph ương trình hình chi ếu của các lực trong mặt
phẳng zoy và zox ta có:
2
Đối với trục I: Fyl10 = 368.712 (N), Fxl10 = 620.482 (N) Fyl11 = 368.712 (N), Fxl11 = 724.712 (N) Đối với trục II: Fyl20 = 1247,733 (N), Fxl20 = -1726,24 (N) Fyl21 = 416,345 (N), Fxl21 = - 1726,24 (N) Đối với trục III: Fyl30 = (N), Fxl30 = 710.193 (N) Fyl31 = 207,847 (N), Fxl31 = 710.193 (N) 3.6.Tính mômen uốn tổng Mj và mômen tương đương Mtdj tại các tiết diện lắp trên trục Đối với trục I: tính mômen tại điểm O1 Trong mặt phẳng yoz mômen uốn Muy = -Fy12.l12 = -46677,18 (Nmm) Trong mặt phẳng xoz mômen uốn Mux = 0 (Nmm) Mômen tương đương tại O1: =
=+=+
(Nmm)
222 T
1 0,7546677,180,75.51360,4164476,18
d101
tMM Tương tự tính toán như vậy đối với các tiết diện còn lại ta được các kết quả như sau: Tại bánh răng 1: Muy = -22919.39(Nmm), Mux = 48621.69 (Nmm)
SV. Nguyễn Văn An
35
Mômen tương đương Mtd11 = 57006 (Nmm) Tại bánh răng 2: Muy = -16592.64 (Nmm), Mux = 51841.915 (Nmm) Mômen tương đương Mtd12 = 57647.18 (Nmm) Tại O2: Muy = 0 (Nmm), Muy = 19229.875 (Nmm), Mtd13 = 27020.47 (Nmm) Đối với trục II: Tại O1: Muy = Mux = 0 (Nmm), Mtd20 = 248161,108 (Nmm) Tại bánh răng 1: Mômen uốn Muy = 37362.43 (Nmm), Mux = 1859.31 (Nmm) Mômen tương đương Mtd21= 106009.9 (Nmm) Tại bánh răng 2: Mômen uốn Muy = 54788.71 (Nmm), Mux = 22327.48 (Nmm) Mômen tương đương Mtđ22 = 115494.67 (Nmm) Tại bánh răng 3: Mômen uốn Muy = 1859.31 (Nmm), Mux = 119815.8 (Nmm) Mômen tương đương Mtd23 = 155557 (Nmm) Tại O2: Mômen uốn Muy = - 255933,22 (Nmm), Mux = 35,3455 (Nmm) Mômen tương đương Mtd24 = 99190.22 (Nmm) Đối với trục III: Tại O1: Mômen uốn Muy = Mux = 0 (Nmm) Mômen tương đương Mtd30 = 303622.7 (Nmm) Tại bánh răng 1: Mômen uốn Muy = -88375 (Nmm), Mux = 62141.887 (Nmm) Mômen tương đương Mtd31 = 322270.9 (Nmm) Tại O2: Mômen uốn Muy = -176750 (Nmm), Mux = 0 (Nmm) Mômen tương đương Mtd32 = 351322.3 (Nmm) Tại xích : Mômen uốn Muy = 4.35 (Nmm), Mux = 0 (Nmm) Mômen tương đương Mtd33 = 303622.8 (Nmm)
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
3.7. Chọn vật liệu : Khởi động Modul Design Acclerator chọn Design Shaft. Ta chọn tab Calculation chọn vật liệu Carbon steel cho bộ truyền
= 7160 Kg/m^3
+ Mô dun đàn hồi : E = 200000 MPa + Mô dun độ cứng: G = 80000 MPa + Khối lượng r 3.8. Thiết kế trục I :
dạng khác nhau), ta có dao diện làm việc như sau:
SV. Nguyễn Văn An
36
Sau khi kh ởi động Modul Design Acclerator ta ch ọn Shaft (tính toán, thi ết kế trục với hình
Ta chọn và nhập các thông số về chiều dài, đường kính, vát đầu trục, vo tròn cạnh sắc ở các đoạn trục chuyển tiếp và chèn rãnh then cho các đoạn trục cần tính toán và kiểm nghiệm dựa vào đường kính sơ bộ và chi ều dài các đoạn trục đã tính toán ở trên. Sau đó chuyển qua Tab Calculation để tính toán cho trục.
SV. Nguyễn Văn An
37
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
Ở đây ta thực hiện các bước sau: Trong mục Material ta kích và ch ọn vật liệu cho tr ục cần thiết kế, ở đây ta chọn vật liệu là Cast Steel. Sau khi ch ọn vật liệu ta có các thông s ố như sau: Modulus of Elasticity: E = 200000 (MPa), ρ = 7160 (Kg/m 3). Trong ph ần Loads and Modulus of Rigidity: G = 80000 (MPa), Desnity: Supports (lực và gối đỡ) ta xác định giá trị và điểm đặt của lực và gối đỡ. Trong ph ần Loads ta có các lựa ch ọn nh ư: lực tập trung theo x, y, l ực tập trung theo tr ục z, l ực phân b ố, mômen u ốn, mômen xoắn ; lực không gian. Trong phần Supports ta có hai lựa chọn là gối cố định và gối di động tùy theo yêu cầu của bài toán. Sau khi xác định xong các thông s ố về giá trị và điểm đặt của tất cả các thành phần lực ta chọn Calculate để tính toán và kiểm nghiệm trục. Chuyển qua Tab Graphs để kiểm tra các biểu đồ và mômen tác dụng lên trục, để từ đó ta có thể đánh giá được các đoạn trục có nguy cơ bị phá hủy cao nhất để thiết kế lại trục.
Chọn Ideal Diameter để tham khảo đường kính trục lý tưởng
SV. Nguyễn Văn An
38
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
Sơ đồ tác dụng lực và gối đỡ trục II:
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
Bảng 4.2.Các thông số của trục II
(cid:216) Material Material
Cast Steel
Modulus of Elasticity
200000 MPa
E
Modulus of Rigidity
80000 MPa
G
Density
7160 kg/m3
ρ
(cid:216) Calculation Properties Inclucde
Use Density
7160 Kg/m3
ρ
Use shear displacement ratio
1,118 ul
β
Number of Shaft divisions
1000 ul
Mode of reduced stress
HMH
(cid:216) Results Length
L
245 mm
Mass
Mass
1.422 Kg
12.747 MPa
Maximal Bending Stress
B
σ
SV. Nguyễn Văn An
39
Maximal Shear Stress
2.381 MPa
S
τ
Maximal Torsional Stress
1.267 MPa
τ
Maximal Tension Stress
0 MPa
T
σ
Maximal Reduced Stress
13.014 MPa
red
σ
8.686 microm
Maximal Deflection
max f
Angle of Twist
0 deg
Ф
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
Biểu đồ lực và mômen trên trục II như sau: (cid:216) Shear Force
SV. Nguyễn Văn An
40
(cid:216) Shear Force, YZ Plane
(cid:216) Shear Force, XZ Plane
(cid:216) Bending Moment
(cid:216) Bending Moment, YZ Plane
SV. Nguyễn Văn An
41
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
(cid:216) Bending Moment, XZ Plane
(cid:216) Deflection Angle
(cid:216) Deflection Angle, YZ Plane
(cid:216) Defection Angle, XZ Plane
SV. Nguyễn Văn An
42
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
(cid:216) Defection
(cid:216) Defection, YZ Plane
(cid:216) Defection, XZ Plane
SV. Nguyễn Văn An
43
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
(cid:216) Bending Stress
(cid:216) Bending Stress, YZ Plane
(cid:216) Bending Stress, XZ Plane
(cid:216) Shear Stress
(cid:216) Shear Stress, YZ Plane
SV. Nguyễn Văn An
44
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
(cid:216) Shear Stress, XZ Plane
(cid:216) Torsional Stress
(cid:216) Tension Stress
(cid:216) Reduced Stress
SV. Nguyễn Văn An
45
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
(cid:216) Ideal Diameter
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
Kết quả ta được trục I như sau:
3.9. Thiết kế trục II :
dạng khác nhau), ta có dao diện làm việc như sau:
SV. Nguyễn Văn An
46
Sau khi kh ởi động Modul Design Acclerator ta ch ọn Shaft (tính toán, thi ết kế trục với hình
Ta chọn và nhập các thông số về chiều dài, đường kính, vát đầu trục, vo tròn cạnh sắc ở các đoạn trục chuyển tiếp và chèn rãnh then cho các đoạn trục cần tính toán và kiểm nghiệm dựa vào đường kính sơ bộ và chi ều dài các đoạn trục đã tính toán ở trên. Sau đó chuyển qua Tab Calculation để tính toán cho trục.
Ở đây ta thực hiện các bước sau: Trong mục Material ta kích và ch ọn vật liệu cho tr ục cần thiết kế, ở đây ta chọn vật liệu là Cast Steel. Sau khi ch ọn vật liệu ta có các thông s ố như sau: Modulus of Elasticity: E = 200000 (MPa), ρ = 7160 (Kg/m 3). Trong ph ần Loads and Modulus of Rigidity: G = 80000 (MPa), Desnity: Supports (lực và gối đỡ) ta xác định giá trị và điểm đặt của lực và gối đỡ. Trong ph ần Loads ta có các lựa ch ọn nh ư: lực tập trung theo x, y, l ực tập trung theo tr ục z, l ực phân b ố, mômen u ốn, mômen xoắn ; lực không gian. Trong phần Supports ta có hai lựa chọn là gối cố định và gối di động
SV. Nguyễn Văn An
47
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
Chọn Ideal Diameter để tham khảo đường kính trục lý tưởng
Sơ đồ tác dụng lực và gối đỡ trục II:
SV. Nguyễn Văn An
48
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy tùy theo yêu cầu của bài toán. Sau khi xác định xong các thông s ố về giá trị và điểm đặt của tất cả các thành phần lực ta chọn Calculate để tính toán và kiểm nghiệm trục. Chuyển qua Tab Graphs để kiểm tra các biểu đồ và mômen tác dụng lên trục, để từ đó ta có thể đánh giá được các đoạn trục có nguy cơ bị phá hủy cao nhất để thiết kế lại trục.
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
Bảng 4.2.Các thông số của trục II
(cid:216) Material Material
Cast Steel
Modulus of Elasticity
200000 MPa
E
Modulus of Rigidity
80000 MPa
G
Density
7160 kg/m3
ρ
(cid:216) Calculation Properties Inclucde
Use Density
7160 Kg/m3
ρ
Use shear displacement ratio
1,118 ul
β
Number of Shaft divisions
1000 ul
Mode of reduced stress
HMH
(cid:216) Results Length
L
175000 mm
Mass
Mass
1.176 Kg
Maximal Bending Stress
29.865 MPa
B
σ
Maximal Shear Stress
3.776 MPa
S
τ
SV. Nguyễn Văn An
49
Maximal Torsional Stress
3.564 MPa
τ
Maximal Tension Stress
0 MPa
T
σ
Maximal Reduced Stress
30.58 MPa
red
σ
14.398 microm
Maximal Deflection
max f
Angle of Twist
0 deg
Ф
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
Biểu đồ lực và mômen trên trục II như sau: (cid:216) Shear Force
SV. Nguyễn Văn An
50
(cid:216) Shear Force, YZ Plane
(cid:216) Shear Force, XZ Plane
(cid:216) Bending Moment
(cid:216) Bending Moment, YZ Plane
SV. Nguyễn Văn An
51
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
(cid:216) Bending Moment, XZ Plane
(cid:216) Deflection Angle
(cid:216) Deflection Angle, YZ Plane
(cid:216) Defection Angle, XZ Plane
SV. Nguyễn Văn An
52
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
(cid:216) Defection
(cid:216) Defection, YZ Plane
(cid:216) Defection, XZ Plane
SV. Nguyễn Văn An
53
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
(cid:216) Bending Stress
(cid:216) Bending Stress, YZ Plane
(cid:216) Bending Stress, XZ Plane
(cid:216) Shear Stress
SV. Nguyễn Văn An
54
(cid:216) Shear Stress, YZ Plane
(cid:216) Shear Stress, XZ Plane
(cid:216) Torsional Stress
(cid:216) Tension Stress
SV. Nguyễn Văn An
55
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
(cid:216) Reduced Stress
(cid:216) Ideal Diameter
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
Kết quả ta được trục II như sau:
SV. Nguyễn Văn An
56
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
3.10. Thiết kế trục III :
dạng khác nhau), ta có dao diện làm việc như sau:
SV. Nguyễn Văn An
57
Sau khi kh ởi động Modul Design Acclerator ta ch ọn Shaft (tính toán, thi ết kế trục với hình
Ta chọn và nhập các thông số về chiều dài, đường kính, vát đầu trục, vo tròn cạnh sắc ở các đoạn trục chuyển tiếp và chèn rãnh then cho các đoạn trục cần tính toán và kiểm nghiệm dựa vào đường kính sơ bộ và chi ều dài các đoạn trục đã tính toán ở trên. Sau đó chuyển qua Tab Calculation để tính toán cho trục.
Ở đây ta thực hiện các bước sau: Trong mục Material ta kích và ch ọn vật liệu cho tr ục cần thiết kế, ở đây ta chọn vật liệu là Cast Steel. Sau khi ch ọn vật liệu ta có các thông s ố như sau: Modulus of Elasticity: E = 200000 (MPa), ρ = 7160 (Kg/m 3). Trong ph ần Loads and Modulus of Rigidity: G = 80000 (MPa), Desnity: Supports (lực và gối đỡ) ta xác định giá trị và điểm đặt của lực và gối đỡ. Trong ph ần Loads ta có các lựa ch ọn nh ư: lực tập trung theo x, y, l ực tập trung theo tr ục z, l ực phân b ố, mômen u ốn, mômen xoắn ; lực không gian. Trong phần Supports ta có hai lựa chọn là gối cố định và gối di động tùy theo yêu cầu của bài toán. Sau khi xác định xong các thông s ố về giá trị và điểm đặt của tất cả các thành phần lực ta chọn Calculate để tính toán và kiểm nghiệm trục. Chuyển qua Tab Graphs để kiểm tra các biểu đồ và mômen tác dụng lên trục, để từ đó ta có thể đánh giá được các đoạn trục có nguy cơ bị phá hủy cao nhất để thiết kế lại trục.
SV. Nguyễn Văn An
58
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
Chọn Ideal Diameter để tham khảo đường kính trục lý tưởng
Sơ đồ tác dụng lực và gối đỡ trục II:
SV. Nguyễn Văn An
59
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
Bảng 3.2.Các thông số của trục II
(cid:216) Material Material
Cast Steel
Modulus of Elasticity
E
200000 MPa
Modulus of Rigidity
G
80000 MPa
Density
ρ
7160 kg/m3
(cid:216) Calculation Properties Inclucde
Use Density
ρ
7160 Kg/m3
Use shear displacement ratio
β
1,118 ul
Number of Shaft divisions
1000 ul
Mode of reduced stress
HMH
(cid:216) Results Length
L
255 mm
Mass
Mass
2.409 Kg
SV. Nguyễn Văn An
60
Maximal Bending Stress
34.821 MPa
B
σ
Maximal Shear Stress
2.332 MPa
S
τ
Maximal Torsional Stress
12.732 MPa
τ
Maximal Tension Stress
0 MPa
T
σ
Maximal Reduced Stress
41.413 MPa
red
σ
53.942 microm
Maximal Deflection
max f
Angle of Twist
0.07 deg
Ф
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
Biểu đồ lực và mômen trên trục II như sau:
SV. Nguyễn Văn An
61
(cid:216) Shear Force
(cid:216) Shear Force, YZ Plane
(cid:216) Shear Force, XZ Plane
(cid:216) Bending Moment
(cid:216) Bending Moment, YZ Plane
SV. Nguyễn Văn An
62
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
(cid:216) Bending Moment, XZ Plane
(cid:216) Deflection Angle
(cid:216) Deflection Angle, YZ Plane
(cid:216) Defection Angle, XZ Plane
SV. Nguyễn Văn An
63
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
(cid:216) Defection
(cid:216) Defection, YZ Plane
(cid:216) Defection, XZ Plane
SV. Nguyễn Văn An
64
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
(cid:216) Bending Stress
(cid:216) Bending Stress, YZ Plane
(cid:216) Bending Stress, XZ Plane
(cid:216) Shear Stress
(cid:216) Shear Stress, YZ Plane
SV. Nguyễn Văn An
65
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
(cid:216) Shear Stress, XZ Plane
(cid:216) Torsional Stress
(cid:216) Tension Stress
SV. Nguyễn Văn An
66
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
(cid:216) Reduced Stress
(cid:216) Ideal Diameter
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
Kết quả ta được trục II như sau:
3.11. Chọn then và ổ lăn
SV. Nguyễn Văn An
67
Với then và ổ lăn thì ta sẽ chọn theo tiêu chuẩn có sẵn của Inventor
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
Hình 3.33 : Ổ lăn tiêu chuẩn DIN 628 – T1
SV. Nguyễn Văn An
68
Hình 3. 34 : Then theo tiêu chuẩn ISO 2491 A
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
CHƯƠNG IV : CHỌN THÂN HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ
4.1. Chọn thân hộp
4.1.1. Vỏ hộp giảm tốc
Chọn võ hộp đúc mặt ghép gi ữa nắp và than là m ặt phẳng đi qua đường làm các tr ục để việc lắp ghép được dễ dàng .
4.1.2 Các kích thước cơ bản của vỏ hộp
Kết cấu như trên bản vẽ lắp, với các kích thước cơ bản:
Tên gọi
Thông số s = 10 = 8 s Chiều dày thân hộp. Chiều dày nắp hộp
Chiều dày gân tăng cứng Chiều cao gân tăng cứng Chiều dày mặt bích dưới của thân Chiều dày mặt bích trên của nắp Bề rộng bích nắp và thân Đường kính bulông nền Đường kính bulông cạnh ổ Đường kính bulông gắp bích nắp và thân Đường kính bulông ghép của thăm dầu Chiều dày mặt đế hộp Bề rộng mặt đế hộp Khe hở giữa bánh răng với thành hộp trong Khe hở giữa bánh răng lớn với đáy hộp
1 e = 9 h = 35 S3 = 18 S4 = 16 K3 = 30 D1 = 16 D2 = 12 D3 = 10 D4 = 10 S1 = 28 K1 = 54 12=V 1 30=V Z = 4
Số bulông nền
Bảng 6.1 : Kích thước của vỏ hộp giảm tốc
4.2. Các chi tiết phụ
4.2.1. Nối trục
Để giảm va đập, chấn động và bù tr ừ lệch trục ta chon n ối trục vòng đàn hồi liên kết trục động cơ với trục 1.
SV. Nguyễn Văn An
69
Ta có: Mômen truyền: Tnt = 24816 ( Nmm ). Đường kính trong của nối trục vòng đàn hồi: d = 25 mm. Nên ta chọn nối trục vòng đàn hồi [B(9-10),(2)] Đường kính chốt: d0 = 10 mm
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
2.k.T2.1,5.24816
nt
Đường kính vành ngoài D =90 mm. Đường kính lỗ lắp chốt bọc đầu đàn hồi d0 = 25 mm Đường kính qua tâm chốt: D0 =60mm. Đường kính chốt dC = 10 mm Chiều dài chốt lc = 19 mm. Ren M8. Số chốt: Z = 6. Chiều dài toàn bộ lv = 15 mm Kiểm tra độ bền dập theo công thức :
σ
===£
1,378MPa
3MPa
( T/m điều kiện )
[ ] σ
d
d
c
= z.D.l.d6.60.15.10 0v Kiểm tra điều kiện bền chốt :
c
σ
===£
18,6MPa
60MPa
(T/m điều kiện )
[ ] σ
u
u
3
k.T.l1,5.24816.15 0,1.d.D.z0,1.10.50.6
= 0
3 c
Vậy nối trục vừa chọn là phù hợp.
4.2.2. Vòng phớt
Có tác dụng không cho dầu hoặc mở chảy ra ngoài hộp giảm tốc và ngăn không cho bụi từ bên ngoài bay vào bên trong hộp giảm tốc .
4.2.3. Vòng chắn dầu
Ngăn không cho dầu mà mở tiếp xúc với nhau.
4.2.4. Chốt định vị
SV. Nguyễn Văn An
70
có tác dụng định vị chính xác vị trí của nắp và than của hộp giảm tốc, tạo điều kiện cho ốt định vị nên khi si ết ch ặt bulông việc lắp ghép chính xác và nhanh chóng. Dùng hai ch không làm bi ến dạng vòng ngoài c ủa ổ, do đó loại trừ được một trong nh ững nguyên nhân làm ổ chóng hỏng.
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
d
1 d
0 cx45
L
0.7 8 40 9,6 C D L D1 =
4.2.5. Nắp của thăm
C VÍT Có tác dụng kiểm tra, quan sát các chi ti ết bên trong h ộp giảm tốc khi lắp ghép và đổ dầu vào bên trong hộp, được bố trí trên đỉnh hộp giảm tốc, cửa thăm được đậy bằng nắp. C1 B1 A 100 B A1 75 150 100 125 130 K 87 R 12 M8x22 S L 4
4.2.6. Nút thông hơi Có tác dụng làm giảm áp suất, điều hoà không khí bên trong và bên ngoài hộp giảm tốc, do khi làm việc nhiệt độ bên trong hộp giảm tốc tăng cao. Nút thông hơi được lắp bên trên cửa thăm.
B C D E G H M N O P S
A M27x2 15 30 15 45 36 32 6 I K L 4 10 8 22 6 Q R 32 18 36 32
4.2.7. Nút thao dầu
Có tác dụng tháo dầu củ vì sau một thời gian làm việc, dầu bên trong hộp giảm tốc bị bẩn do bụi, hạt mài hoặc bị biến chất.
L 28 D 30 D 0 25.4 S 22 m 9 f 3 Ren d M 20 x 2
4.2.8. Que thăm dầu
SV. Nguyễn Văn An
71
Là một kết cấu dung để kiểm tra mức dầu bên trong hộp giảm tốc.
SV. Nguyễn Văn An
72
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
CHƯƠNG V : BẢNG DUNG SAI LẮP GHÉP Căn cứ vào yêucầu làm việc của từng chi tiết trong hộp giảm tốc, ta chọn các kiểu
lắp ghép như sau :
5.1. Dung sai ổ lăn
Vòng trong ch ịu tải hoàn toàn, l ắp ghép theo h ệ th ống : tr ục lắp trung gian để vòng ổ không trượt trên bề mặt trục khi làm việc. Do đó phải chọn mối lắp ghép k6, lắp trung gian có độ dôi tạo điều kiện mòn đều ổ trong khi làm việc. Vòng ngoài lắp theo hệ thống lỗ, vì vòng ngoài không quay nên chịu tải cục bộ. Để có thể di chuyển dọc trục khi nhiệt độ tăng trong quá trình làm vi ệc, ta ch ọn kiểu lắp trung gian H7.
5.2. Lắp ghép bánh răng lên trục
Chịu tải vừa, có thay đổi, va đập nhẹ nên chọn kiểu ghép là H7/k6
5.3. Lắp ghép nắp, ổ và thân hộp
Chọn kiểu ghép lỏng H7/e6 để để dàng lắp ghép và điều chỉnh.
5.4. Lắp ghép vòng chắn dầu lên trục
Để dễ dàng tháo lắp, chọn kiểu lắp ghép trung gian H7/js6.
5.5. Lắp chốt định vị
Chọn kiểu lắp chặt, bảo đảm độ đồng tâm và không bị suất : P6/h6.
5.6. Lắp ghép then
1. 2. 3. theo chiều rộng ta chọn kiểu lắp trên trục là P9/h9 và kiểu lắp trên bạc là Js9/h9. theo chiều cao , sai lệch kích thước then là h11 theo chiều dài, sai lệch kích thước then là h14
5.8. Bảng chi tiết dung sai của hệ hệ thống
Chi tiết (1) Mối lắp (2) es (m m) (3) Độ hở lớn nhất (m m) (8) ei (m m) (4)
EI (m m) (6) Độ dôi lớn nhất (m m) (7)
B –răng 1 H7/k6 B –răng 2 H7/k6 B –răng 3 H7/k6 B –răng 4 H7/k6 +0 +0 +0 +0 13 13 13 15 23 23 23 28 ES (m m) (5) Bánh răng +25 +2 +25 +2 +25 +2 +30 +2
SV. Nguyễn Văn An
73
V –trong I k6 +13 +13 +13 +15 Ổ Lăn (THEO GOST 8338 – 75 ) +13 +2 13
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
k6 k6 k6 k6 +13 +13 +13 +15 +2 +2 +2 +2 13 13 13 15
k6 +15 +2 15
H7 H7 H7 H7 H7 +25 +25 +25 +25 +30 0 0 0 0 0
H7 +30 0
(2) (3) (4) (5) (6) (7) (8) V –trong I V –trong II V –trong II V –trong III V –trong III V –ngoài I V –ngoài I V –ngoài II V –ngoài II V –ngoài III V –ngoài III (1)
Bánh răng xích
Bánh xích H7/k6 H7/k6 Khớp nối +15 +21 0 0 15 21 19 28
P9/h9 P9/h9 P9/h9 0 0 0 +21 +2 +2 +30 Then bằng -22 -26 -26 -52 -62 -62 -74 -88 -88 74 88 88 30 36 36
P9/h9 0 -62 -26 -88 88 36
P9/h9 0 -62 -32 -106 106 30
P9/h9 0 -62 -32 -106 106 30
Js9/h9 0 -62 +37 -37 37 25
Js9/h9 Js9/h9 0 0 -62 -62 +31 +31 -31 -31 31 31 31 31
Js9/h9 0 -62 +31 -31 31 31
Js9/h9 0 -62 +37 -37 37 25
SV. Nguyễn Văn An
74
Then I (br) Then I (br) Then II (br) Then III(br) Then IV(br) Then I (kn) Then II (kn) Then I (br) Then II (br) Then III(br) Then IV(br)
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
TÀI LIỆU THAM KHẢO
1. Trịnh Chất – Lê Văn Uyển, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, Tập 1 – 2 , NXB
2. Nguyễn Trọng Hiệp – Nguyễn Văn Lẫm, Thiết kế chi tiết máy, NXB Giáo Dục,
Giáo Dục, 2003.
3. Nguyễn Tuấn Kiệt – Nguyên Thanh Nam – Phan Tấn Tùng - Nguyễn Hữu Lộc
2007
SV. Nguyễn Văn An
75
(Chủ biên ) , Cơ sở thiết kế máy, Tập 1 – 2 , ĐHBK TPHCM, 2001. 4. Nguyễn Hữu Lọc, BT Cơ sở thiết kế máy máy, ĐHBK TPHCM, 2001. 5. Nguyễn Trọng Hiệp, Chi tiết máy, Tập 1 – 2, NXB Giáo Dục, 1999. 6. Lê Hoàng Tuấn, Sức bền vật liệu, Tập 1 – 2, NXB KHKT, 1998. 7. Ninh Đức Tốn, Dung sai và lắp ghép, NXB Giáo Dục, 2000.
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy
NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN
SV. Nguyễn Văn An
76
……………………………………………………………………………………....……… ……………………………………………………………………………....………… ………………………………………………………………………....……………… ………………………………………………………………………………………… ………………………………………………………………....……………………… ……………………………………………………………....………………………… …………………………………………………………....…………………………… ………………………………………………………....……………………………… ……………………………………………………....………………………………… …………………………………………………....…………………………………… ………………………………………………....……………………………………… ……………………………………………....………………………………………… …………………………………………....…………………………………………… ………………………………………....……………………………………………… ……………………………………....………………………………………………… …………………………………....…………………………………………………… ………………………………....……………………………………………………… ……………………………....………………………………………………………… ………………………....……………………………………………………………… ……………………....………………………………………………………………… …………………....…………………………………………………………………… ………………....……………………………………………………………………… ……………....………………………………………………………………………… …………....…………………………………………………………………………… ………...………………………………………………………………………………. ..………………………………………………………………………………...…… …………………………………………………………………………...…………… …………………………………………………………………
