Đồ án Cơ sở thiết kế máy - Tính toán thiết kế bộ truyền

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 SV. Nguyễn Văn An 2 LỜI NÓI ĐẦU hiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí. Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại. Vì thế 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 thuyết và chuẩn bị tốt trong viểc trở thành một người kỹ sư trong tương lai. Đồ án môn học chi tiết máy trong ngành cơ khí là một môn học 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 kiến thức đã học vào việc thiết kế một hệ thống cụ thể. Ngoài ra môn học này còn giúp sinh viên cũng cố kiến thức của các môn học liên quan, vận dụng khả năng sáng tạo và phát huy khả năng làm việc theo nhóm. Trong quá trình trình thực hiện đồ án môn học này, em luôn được sự hướng dẫn tận tình của thầy giáo ThS. Lê Trọng Tấn và các thầy bộ môn trong khoa cơ khí. Em xin chân thành cảm ơn các thầy đã giúp đỡ em hoàn thành đồ án môn học này. Nguyễn Văn An GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 3 ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY ĐỀ TÀI Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Băng Tải 1 3 2 5 4 t1 t2 T2 T 1 t T 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 : 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 SV. Nguyễn Văn An 4 Chương 1 : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ TỶ SỐ TRUYỀN 1.1 Chọn động cơ : 1.1.1 Công suất cần thiết : tct ht PP = η Trong đó : - Pt = 4.5 KW : Công suất trên trục băng tải. - 4 3ht k ol br xη = η .η .η .η :Hiệu suất của hệ thống truyền động. § = 0.99 kh :Hiệu suất truyền động của khớp nối. § = 0,99olh :Hiệu suất truyền động của cặp ổ lăn. § = 0,96brh :Hiệu suất truyền động của cặp bánh răng. § = 0,93xh :Hiệu suất truyền động của xích. 4 2 htη = 0.99.0,99 .0,96 .0,93 = 0,815 Vậy ct 4,5P = = 5.52 0,815 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 : Theo bảng P1.3 [p1.3,(1)] Kiểu động cơ Công suất KW Vận tốc quay v/ph h % axM dn T T K dn T T 4A100L2Y3 5.5 2880 87,5 2,2 2,0 1.1.4 Kiểm tra động cơ đã chọn : a. Kiểm tra điều kiện mở máy : khi mở máy mômen tải không được vượt quá mômen khởi động của động cơ nếu không động cơ sẽ không chạy. Thật vậy : mm K dn T T T T < GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 5 Trong đó Tmm = Tqt=1,8 T K dn T 2,0 T = (Bảng động cơ đã chọn) b. Kiểm tra điều kiện làm việc :Mômen quá tải lớn nhất của động cơ không vượt qua mômen cho phép của động cơ. Nghĩa là : Maxqtdc dcT T£ ; dc htT = η .2, 2.T Mômen cua động cơ : dc dc 9550.P 9550.5.5T = 18.75 n 2880 = = Nm 0,815.2, 2.18.75 33.63dcTÞ = = Nm Mômen quá tải lớn nhất của động cơ : tMaxqtdc qt can qt dc ht 9550.P 9550.4.5T = K .T = K . = 1,8. = 32.95 n .η 2880.0,815 Nm Vậy : Maxqtdc dcT T£ 1.2 Phân phối tỷ số truyền : Tỷ số truyền chung: uc= nđc/nct = 2880/55 = 52.36 Chọn ung=3 Þ uh=52.36/3=17.45 Ta có: uh=u1.u2. Trong đó: u1 là tỷ số truyền cấp nhanh, u2 là tỷ số truyền cấp chậm u1=5.5 Þ u2=3.22 Þ 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: nđc=2922(vòng/phút) Số vòng quay trên trục I n1=2880(vòng/phut) Số vòng quay trên trục II 12 1 2880 523.63 5.5 nn u = = = (vg/ph) Số vòng quay trên trục III 23 2 523.63 162.62 3, 22 nn u = = = (vg/ph) GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 6 Công suất của các trục công tác, trục 1, trục 2, truc 3. Pct = 5,5 kW ; ct 3 ol xich P 5.5P 5.97 η η 0,99.0,93 = = = kW ; 3 2 ol br P 5.97P 6.28 η η 0,99.0,96 = = = kW; 2 1 ol br P 6.28P 6.61 η η 0,99.0,96 = = = kW; Công suất thực của động cơ phát ra trong quá trình làm việc: * I dc ol khop P 6.61P 6.71 η η 0,995.0,99 = = = Ta thấy công suất động cơ phát ra trong thực tế lớn hơn không đáng kể so với công suất định mức của động cơ. 1.3.2. Mômen của động cơ, các trục 1 , 2, 3 và của trục công tác. Tđc = 9,55. 106. 6 5.59,55.10 . 18237.85 2880 dc dc P n = = N.mm. TI = 6 61 1 6.619,55.10 . 9,55.10 . 21918.57 2880 P n = = N.mm. TII = 6 62 2 P 6.289,55. 10 . 9,55.10 . 114535 n 523.63 = = N.mm. TIII = 9,55. 106. 63 3 P 5.979,55.10 . 350593.4 n 162.62 = = N.mm. Tct = 9,55. 106. 6ct ct P 5.59,55.10 . 955000 n 55 = = N.mm. Từ những kết quả tính toán trên ta có bảng sau: Chương 2 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN Động cơ I II III Công tác Trục Th.số T.S truyền 1 U1 = 5.5 U2= 3,22 Ux=3 P(kW) 6.71 6.61 6.28 5.97 5.5 T(N.mm) 18237.85 21918.57 114535 350593.4 955000 GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 7 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 ) – 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 GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 8 + 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 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 GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 9 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). sFlim = 390 MPa (Mpa). Số giờ làm việc của hệ dẫn động Lh = 24000(hr): Hình 2.2 : Các thông số của hình học của bộ truyền Hình 2.3 : Các thông số kích thước răng – Chiều cao đầu răng a* = 1 ul – Khe hở c* = 0,25 ul – Cung lượn chân răng rf* = 0,35 ul 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). 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 GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 10 – 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 Sau khi khai thác kết quả đầy đủ thì ta sẽ được : Bảng 2.1 : Lực tác dụng lên bộ truyền – Lực hướng tâm Fr = 589.042N – Lực vòng Ft = 1406.752N – Lực dọc trục Fa = 812N – Lực cắt chân răng Fn = 1727.521N d) . Tính kiểm nghiệm bền cho bộ truyền : Vào mục Factors (thông số) để nhập các thông số khác của bộ truyền: GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 11 – Tuổi thọ Lh 24000 hr – 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 : GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 12 Bảng 2.2 : Kết quả kiểm bền. GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 13 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. 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 SV. Nguyễn Văn An 14 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 Kí hiệu Giá trị Tỉ số truyền i 5.5 Modul m 1.5 mm Góc nghiêng răng β 30 deg Góc áp lực α 20 deg Khoảng cách trục aw 103 Bước răng P 14,137 mm Z1 18 Số răng Z2 101 GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 15 d1 d1 = 31.177 mm Đường kính vòng lăn d2 d2 = 174.937 mm da1 da1 = 34.177 mm Đường kính vòng đỉnh răng da2 da2 = 177.823 mm df1 df1 = 27.427 mm Đường kính vòng chân răng df2 df2 = 171.037 mm P1 6.61 kW Công suất P2 6.346 kW n1 2882 vg/ph Tốc độ vòng quay n2 513 vg/ph T1 21.917 N m Momen xoắn lên trục T2 118 Nm Lực vòng Ft 1406 N Lực hướng tâm Fr 589 N Lực dọc trục Fa 812 N Bảng 2.2 : Thông số của bộ truyền bánh răng nghiêng 2.2. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm ( Bánh răng trụ thẳng ) 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 = GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 16 523.63(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: + Giới hạn mỏi tiếp xúc sHlim = 1140MPa + Giới hạn mỏi uốn sFlim = 390 MPa + Modul đàn hồi E = 20600 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). GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 17 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: GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 18 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: GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 19 Sau đó nhấp ok ta được bộ truyền bánh răng cấp chậm – bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng như sau: GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 20 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 Kí hiệu Giá trị Tỉ số truyền i 3.22 Modul m 2.4mm Góc nghiêng răng β 0deg Góc áp lực α 20 deg Khoảng cách trục aw 158 Bước răng P 14,137 mm Z1 31 Số răng Z2 101 d1 nt Đường kính vòng lăn d2 nt Đường kính vòng đỉnh răng da1 nt GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 21 da2 nt df1 nt Đường kính vòng chân răng df2 nt P1 6.28 kW Công suất P2 6.029 kW n1 523.63 vg/ph Tốc độ vòng quay n2 162.33 vg/ph T1 114.527 N m Momen xoắn lên trục T2 354 Nm Lực vòng Ft 3063 N Lực hướng tâm Fr 1162 N Lực dọc trục Fa 0N 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 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 : GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 22 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 GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 23 Hình 2.15 : Thông số của đĩa xích lớn – 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 SV. Nguyễn Văn An 24 Hình 2.16 : Thông số của dây xích thiết kế 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 SV. Nguyễn Văn An 25 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 : – 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 SV. Nguyễn Văn An 26 – 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 – 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 SV. Nguyễn Văn An 28 Bảng 2.6 : Bảng kiểm bền của bộ truyền – Vận tốc xích v = 2.324 mps – 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 = 0.866 ul – 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 GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 29 Hình 2.19 : Mô phỏng bộ truyền xích . 2.3.5. Bảng thông số của bộ truyền xích 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 SV. Nguyễn Văn An 31 Chương 3 : Tính toán thiết kế trục 3.1. Chọn vật liệu Do hộp giảm tốc chỉ tải trọng trung bình, nên ta chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 tôi cải thiện có σb = 600 (MPa). Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 30 (MPa). 3.2. Xác định sơ bộ đường kính trục Theo (10.9) [1] đường kính trục thứ k với k = 1…3 được xác định theo công thức 3 0, 2[ ] k k Td t = , với Tk là mômen trên trục thứ k Trục I: Có T1 = 21918.57 (Nmm), với [τ] = 15 30 (MPa) ⇒ d1 = (19,4…15,4) mm, chọn 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). Trục II: Có T2 = 114535 (Nmm), với [τ] = 15 30 (MPa) ⇒ d2 = (33,67…26,72) mm, chọn đường kính nhỏ nhất của trục II là: d2 = 30 (mm), theo bảng (10.2) [1] ta được chiều rộng ổ lăn b20 = 19 (mm). Trục III: Có T3 = 350593.4 (Nmm), với [τ] = 15 30 (MPa) ⇒ 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 GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 32 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 GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 33 lcki: khoảng côngxôm trên trục thứ k, tính từ 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) 3.4 Xác định trị số và chiều của các lực tác dụng lên trục Trục I: GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 34 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 dụng khi ăn khớp của các bộ truyền bánh răng được lấy từ các thông số 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) GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 35 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) Ta có w 2 22 3 2 2 2 2 d0 1 1 80.6365 2 2 0,75 46677,18 0,75.51360, 41 64476,18 t t t dr TF D M M T = = = = + = + = 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 32t t TF D = , chọn Dt theo bảng (16.10a) [1] ta chọn Dt = 170 mm ⇒ Ft = 4124.6 (N) 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 phương trình hình chiếu của các lực trong mặt phẳng zoy và zox ta có: 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: 2 2 2 2 d10 1 10,75 46677,18 0,75.51360,41 64476,18tM M T= + = + = (Nmm) 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) GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 36 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) 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 + Mô dun đàn hồi : E = 200000 MPa + Mô dun độ cứng: G = 80000 MPa + Khối lượng r = 7160 Kg/m^3 3.8. Thiết kế trục I : Sau khi khởi động Modul Design Acclerator ta chọn Shaft (tính toán, thiết kế trục với hình dạng khác nhau), ta có dao diện làm việc như sau: GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 37 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 chiều dài các đoạn trục đã tính toán ở trên. Sau đó chuyển qua Tab Calculation để tính toán cho trục. GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 38 Ở đây ta thực hiện các bước sau: Trong mục Material ta kích và chọn vật liệu cho trục cần thiết kế, ở đây ta chọn vật liệu là Cast Steel. Sau khi chọn vật liệu ta có các thông số như sau: Modulus of Elasticity: E = 200000 (MPa), Modulus of Rigidity: G = 80000 (MPa), Desnity: ρ = 7160 (Kg/m3). Trong phần Loads and Supports (lực và gối đỡ) ta xác định giá trị và điểm đặt của lực và gối đỡ. Trong phần Loads ta có các lựa chọn như: lực tập trung theo x, y, lực tập trung theo trục z, lực phân bố, mômen uốn, 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 số 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 GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 39 Sơ đồ tác dụng lực và gối đỡ trục II: Bảng 4.2.Các thông số của trục II Ø Material Material Cast Steel Modulus of Elasticity E 200000 MPa Modulus of Rigidity G 80000 MPa Density ρ 7160 kg/m3 Ø 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 Ø Results Length L 245 mm Mass Mass 1.422 Kg Maximal Bending Stress σB 12.747 MPa GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 40 Maximal Shear Stress τS 2.381 MPa Maximal Torsional Stress τ 1.267 MPa Maximal Tension Stress σT 0 MPa Maximal Reduced Stress σred 13.014 MPa Maximal Deflection fmax 8.686 microm Angle of Twist Ф 0 deg Biểu đồ lực và mômen trên trục II như sau: Ø Shear Force GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 41 Ø Shear Force, YZ Plane Ø Shear Force, XZ Plane Ø Bending Moment Ø Bending Moment, YZ Plane GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 42 Ø Bending Moment, XZ Plane Ø Deflection Angle Ø Deflection Angle, YZ Plane Ø Defection Angle, XZ Plane GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 43 Ø Defection Ø Defection, YZ Plane Ø Defection, XZ Plane GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 44 Ø Bending Stress Ø Bending Stress, YZ Plane Ø Bending Stress, XZ Plane Ø Shear Stress Ø Shear Stress, YZ Plane GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 45 Ø Shear Stress, XZ Plane Ø Torsional Stress Ø Tension Stress Ø Reduced Stress GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 46 Ø Ideal Diameter Kết quả ta được trục I như sau: 3.9. Thiết kế trục II : Sau khi khởi động Modul Design Acclerator ta chọn Shaft (tính toán, thiết kế trục với hình dạng khác nhau), ta có dao diện làm việc như sau: GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 47 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 chiều 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 chọn vật liệu cho trục cần thiết kế, ở đây ta chọn vật liệu là Cast Steel. Sau khi chọn vật liệu ta có các thông số như sau: Modulus of Elasticity: E = 200000 (MPa), Modulus of Rigidity: G = 80000 (MPa), Desnity: ρ = 7160 (Kg/m3). Trong phần Loads and Supports (lực và gối đỡ) ta xác định giá trị và điểm đặt của lực và gối đỡ. Trong phần Loads ta có các lựa chọn như: lực tập trung theo x, y, lực tập trung theo trục z, lực phân bố, mômen uốn, mômen xoắn ; lực không gian. Trong phần Supports ta có hai lựa chọn là gối cố định và gối di động GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 48 tùy theo yêu cầu của bài toán. Sau khi xác định xong các thông số 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 Sơ đồ tác dụng lực và gối đỡ trục II: GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 49 Bảng 4.2.Các thông số của trục II Ø Material Material Cast Steel Modulus of Elasticity E 200000 MPa Modulus of Rigidity G 80000 MPa Density ρ 7160 kg/m3 Ø 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 Ø Results Length L 175000 mm Mass Mass 1.176 Kg Maximal Bending Stress σB 29.865 MPa Maximal Shear Stress τS 3.776 MPa GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 50 Maximal Torsional Stress τ 3.564 MPa Maximal Tension Stress σT 0 MPa Maximal Reduced Stress σred 30.58 MPa Maximal Deflection fmax 14.398 microm Angle of Twist Ф 0 deg Biểu đồ lực và mômen trên trục II như sau: Ø Shear Force GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 51 Ø Shear Force, YZ Plane Ø Shear Force, XZ Plane Ø Bending Moment Ø Bending Moment, YZ Plane GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 52 Ø Bending Moment, XZ Plane Ø Deflection Angle Ø Deflection Angle, YZ Plane Ø Defection Angle, XZ Plane GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 53 Ø Defection Ø Defection, YZ Plane Ø Defection, XZ Plane GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 54 Ø Bending Stress Ø Bending Stress, YZ Plane Ø Bending Stress, XZ Plane Ø Shear Stress GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 55 Ø Shear Stress, YZ Plane Ø Shear Stress, XZ Plane Ø Torsional Stress Ø Tension Stress GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 56 Ø Reduced Stress Ø Ideal Diameter Kết quả ta được trục II như sau: GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 57 3.10. Thiết kế trục III : Sau khi khởi động Modul Design Acclerator ta chọn Shaft (tính toán, thiết kế trục với hình dạng khác nhau), ta có dao diện làm việc như sau: GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 58 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 chiều 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 chọn vật liệu cho trục cần thiết kế, ở đây ta chọn vật liệu là Cast Steel. Sau khi chọn vật liệu ta có các thông số như sau: Modulus of Elasticity: E = 200000 (MPa), Modulus of Rigidity: G = 80000 (MPa), Desnity: ρ = 7160 (Kg/m3). Trong phần Loads and Supports (lực và gối đỡ) ta xác định giá trị và điểm đặt của lực và gối đỡ. Trong phần Loads ta có các lựa chọn như: lực tập trung theo x, y, lực tập trung theo trục z, lực phân bố, mômen uốn, 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 số 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 SV. Nguyễn Văn An 59 Chọn Ideal Diameter để tham khảo đường kính trục lý tưởng Sơ đồ tác dụng lực và gối đỡ trục II: GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 60 Bảng 3.2.Các thông số của trục II Ø Material Material Cast Steel Modulus of Elasticity E 200000 MPa Modulus of Rigidity G 80000 MPa Density ρ 7160 kg/m3 Ø 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 Ø Results Length L 255 mm Mass Mass 2.409 Kg GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 61 Maximal Bending Stress σB 34.821 MPa Maximal Shear Stress τS 2.332 MPa Maximal Torsional Stress τ 12.732 MPa Maximal Tension Stress σT 0 MPa Maximal Reduced Stress σred 41.413 MPa Maximal Deflection fmax 53.942 microm Angle of Twist Ф 0.07 deg Biểu đồ lực và mômen trên trục II như sau: GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 62 Ø Shear Force Ø Shear Force, YZ Plane Ø Shear Force, XZ Plane Ø Bending Moment Ø Bending Moment, YZ Plane GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 63 Ø Bending Moment, XZ Plane Ø Deflection Angle Ø Deflection Angle, YZ Plane Ø Defection Angle, XZ Plane GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 64 Ø Defection Ø Defection, YZ Plane Ø Defection, XZ Plane GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 65 Ø Bending Stress Ø Bending Stress, YZ Plane Ø Bending Stress, XZ Plane Ø Shear Stress Ø Shear Stress, YZ Plane GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 66 Ø Shear Stress, XZ Plane Ø Torsional Stress Ø Tension Stress GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 67 Ø Reduced Stress Ø Ideal Diameter Kết quả ta được trục II như sau: 3.11. Chọn then và ổ lăn 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 SV. Nguyễn Văn An 68 Hình 3.33 : Ổ lăn tiêu chuẩn DIN 628 – T1 Hình 3. 34 : Then theo tiêu chuẩn ISO 2491 A GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 69 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 giữa nắp và than là mặt phẳng đi qua đường làm các trục 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 Chiều dày thân hộp. 10s = Chiều dày nắp hộp 81s = Chiều dày gân tăng cứng e = 9 Chiều cao gân tăng cứng h = 35 Chiều dày mặt bích dưới của thân S3 = 18 Chiều dày mặt bích trên của nắp S4 = 16 Bề rộng bích nắp và thân K3 = 30 Đường kính bulông nền D1 = 16 Đường kính bulông cạnh ổ D2 = 12 Đường kính bulông gắp bích nắp và thân D3 = 10 Đường kính bulông ghép của thăm dầu D4 = 10 Chiều dày mặt đế hộp S1 = 28 Bề rộng mặt đế hộp K1 = 54 Khe hở giữa bánh răng với thành hộp trong 12=V Khe hở giữa bánh răng lớn với đáy hộp 1 30=V Số bulông nền Z = 4 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 trừ lệch trục ta chon nối trục vòng đàn hồi liên kết trục động cơ với trục 1. 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 SV. Nguyễn Văn An 70 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 : [ ]ntd d 0 v c 2.k.T 2.1,5.24816σ 1,378MPa σ 3MPa z.D .l .d 6.60.15.10 = = = £ = ( T/m điều kiện ) Kiểm tra điều kiện bền chốt : [ ]cu u3 3 c 0 k.T.l 1,5.24816.15σ 18,6MPa σ 60MPa 0,1.d .D .z 0,1.10 .50.6 = = = £ = (T/m điều kiện ) 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 có tác dụng định vị chính xác vị trí của nắp và than của hộp giảm tốc, tạo điều kiện cho việc lắp ghép chính xác và nhanh chóng. Dùng hai chốt định vị nên khi siết chặt bulông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ, do đó loại trừ được một trong những nguyên nhân làm ổ chóng hỏng. GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 71 C 0.7 D 8 L 40 D1 = 9,6 d L 0 d1 cx45 4.2.5. Nắp của thăm Có tác dụng kiểm tra, quan sát các chi tiết bên trong hộp 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. 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. A B C D E G H I K L M N O P Q R S M27x2 15 30 15 45 36 32 6 4 10 8 22 6 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. Ren d L D D 0 S m f M 20 x 2 28 30 25.4 22 9 3 4.2.8. Que thăm dầu Là một kết cấu dung để kiểm tra mức dầu bên trong hộp giảm tốc. A B A1 B1 C C1 K R VÍT S L 100 75 150 100 125 130 87 12 M8x22 4 GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 72 GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 73 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 chịu tải hoàn toàn, lắp ghép theo hệ thống : trục 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 việc, ta chọn 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. theo chiều rộng ta chọn kiểu lắp trên trục là P9/h9 và kiểu lắp trên bạc là Js9/h9. 2. theo chiều cao , sai lệch kích thước then là h11 3. 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 (mm) (3) ei (mm) (4) ES (mm) (5) EI (mm) (6) Độ dôi lớn nhất (mm) (7) Độ hở lớn nhất (mm) (8) Bánh răng B –răng 1 H7/k6 +13 +2 +25 +0 13 23 B –răng 2 H7/k6 +13 +2 +25 +0 13 23 B –răng 3 H7/k6 +13 +2 +25 +0 13 23 B –răng 4 H7/k6 +15 +2 +30 +0 15 28 Ổ Lăn (THEO GOST 8338 – 75 ) V –trong I k6 +13 +2 13 GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 74 V –trong I k6 +13 +2 13 V –trong II k6 +13 +2 13 V –trong II k6 +13 +2 13 V –trong III k6 +15 +2 15 V –trong III k6 +15 +2 15 V –ngoài I H7 +25 0 V –ngoài I H7 +25 0 V –ngoài II H7 +25 0 V –ngoài II H7 +25 0 V –ngoài III H7 +30 0 V –ngoài III H7 +30 0 (1) (2) (3) (4) (5) (6) (7) (8) Bánh răng xích Bánh xích H7/k6 +15 +2 +21 0 15 19 Khớp nối H7/k6 +21 +2 +30 0 21 28 Then bằng Then I (br) P9/h9 0 -52 -22 -74 74 30 Then I (br) P9/h9 0 -62 -26 -88 88 36 Then II (br) P9/h9 0 -62 -26 -88 88 36 Then III(br) P9/h9 0 -62 -26 -88 88 36 Then IV(br) P9/h9 0 -62 -32 -106 106 30 Then I (kn) P9/h9 0 -62 -32 -106 106 30 Then II (kn) Js9/h9 0 -62 +37 -37 37 25 Then I (br) Js9/h9 0 -62 +31 -31 31 31 Then II (br) Js9/h9 0 -62 +31 -31 31 31 Then III(br) Js9/h9 0 -62 +31 -31 31 31 Then IV(br) Js9/h9 0 -62 +37 -37 37 25 GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 75 TÀI LIỆU THAM KHẢO 1. Trịnh Chất – Lê Văn Uyển, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, Tập 1 – 2 , NXB Giáo Dục, 2003. 2. Nguyễn Trọng Hiệp – Nguyễn Văn Lẫm, Thiết kế chi tiết máy, NXB Giáo Dục, 2007 3. Nguyễn Tuấn Kiệt – Nguyên Thanh Nam – Phan Tấn Tùng - Nguyễn Hữu Lộc (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 SV. Nguyễn Văn An 76 NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN ……………………………………………………………………………………....……… ……………………………………………………………………………....………… ………………………………………………………………………....……………… ………………………………………………………………………………………… ………………………………………………………………....……………………… ……………………………………………………………....………………………… …………………………………………………………....…………………………… ………………………………………………………....……………………………… ……………………………………………………....………………………………… …………………………………………………....…………………………………… ………………………………………………....……………………………………… ……………………………………………....………………………………………… …………………………………………....…………………………………………… ………………………………………....……………………………………………… ……………………………………....………………………………………………… …………………………………....…………………………………………………… ………………………………....……………………………………………………… ……………………………....………………………………………………………… ………………………....……………………………………………………………… ……………………....………………………………………………………………… …………………....…………………………………………………………………… ………………....……………………………………………………………………… ……………....………………………………………………………………………… …………....…………………………………………………………………………… ………...………………………………………………………………………………. ..………………………………………………………………………………...…… …………………………………………………………………………...…………… …………………………………………………………………