Đồ án Chi tiết máy
MỤC LỤC
PHẦN I: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG ....................................... 2
I,
Chọn động cơ điện................................................................................. 2
1.1. Chọn tốc độ đồng bộ của động cơ ................................................... 2
II.
1.2
Công suất yêu cầu của động cơ: ...................................................... 2
1.3
Chọn động cơ điện: ......................................................................... 3
Xác định các thông số kĩ thuật trên các trục HGT .................................. 4
2.1
Công suất ........................................................................................ 4
2.2
Tốc độ quay .................................................................................... 4
2.3
Momen xoắn ................................................................................... 5
PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY ......................................... 6
I.
II.
Thiết kệ bộ truyền đai ............................................................................ 6
1.1
Tính toán các thông số..................................................................... 6
1.2
Khai thác phần mềm ........................................................................ 7
Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng: ................................. 13
1.
Thiết kế sơ bộ ................................................................................ 13
2.
Tính toán chính xác lại bộ truyền: ................................................. 17
3.
Mô hình 3D ................................................................................... 22
III. Chọn khớp nối ..................................................................................... 22
IV. THIẾT KẾ CÁC TRỤC TRONG HGT ............................................... 23
1.
Thiết kế trục I ................................................................................ 23
2.
Tính toán thiết kế trục II ................................................................ 37
PHẦN III: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ KẾT CẤU CHI TIẾT .............................. 48
1.
Kết cấu vỏ hộp giảm tốc ...................................................................... 48
2.
Kết cấu chi tiết..................................................................................... 49
TÀI LIỆU THAM KHẢO ................................................................................. 52
1
Đồ án Chi tiết máy
PHẦN I: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG
I,
Chọn động cơ điện
1.1.
Chọn tốc độ đồng bộ của động cơ
a,
Tốc độ quay trên trục công tác:
nct
b,
60.1000.1, 45
60.1000.v
=
= 81,5 vg/ph
.340
.D
Xác định tỷ số truyền chung uc của hệ thống dẫn động:
uc
ndb
nct
Lập bảng thống kê: Bảng 1
Tỉ số truyền chung
𝑢𝑐
Loại bộ truyền
ngoài
Tỉ số truyền 𝑢𝑛𝑔
Loại, số cấp HGT
Tỉ số truyền 𝑢ℎ
Tốc độ đồng bộ động cơ , vg/ph
1000
1500
𝑛đ𝑏 =750
9,2
12,3
18,4
BT đai
𝑢đ =2.9
Bánh răng
trụ, 1 cấp
𝑢ℎ =3,17
3000
36,8
BT đai
𝑢đ =2.9
BT đai
𝑢đ =2.9
BT đai
𝑢đ =2.9
Bánh răng
trụ, 1 cấp
𝑢ℎ =4,23
Bánh răng
trụ, 1 cấp
𝑢ℎ =6,35
Bánh răng
trụ, 1 cấp
𝑢ℎ =12,7
Từ kết quả tính ở trên ta thấy nên chọn động cơ có 𝑛đ𝑏 = 1000 vg/ph
1.2
Công suất yêu cầu của động cơ:
- Công suất trên trục công tác:
Pct =
F.v 4300.1,45
=
=6,24 KW
1000
1000
- Hiệu suất của hệ thống:
2
Đồ án Chi tiết máy
+ Hiệu suất của khớp nối: ƞk = 1
+ Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ: ƞbr = 0,97
+ Hiệu suất bộ truyền đai: ƞđ = 0,96
+ Hiệu suất truyền động của hệ thống là :
ƞ= ƞk.ƞbr.ƞd.ƞo3 = 1.0,97.0,96.0,993 = 0,903
- d Công suất yêu cầu trên trục động cơ:
- Công suất yêu cầu trên trục động cơ:
Pyc=
1.3
Pct 6, 24
6,9 KW
=
η 0,903
Chọn động cơ điện:
- Dựa vào công suất yêu cầu và tốc độ đồng bộ đã xác định ở trên tra bảng
phụ lục P1.3 để chọn qui cách động cơ thỏa mãn điều kiện sau:
- Động cơ được chọn phải có công suất động cơ Pđc và số vòng quay đồng
bộ nđb thỏa mãn điều kiện sau:
Pdc Pyc
n db n sb
Chọn động cơ 3K160M6 có các thông số:
Pđc = 7,5 kW
nđc = 960 vg/ph
- Sau khi chọn được động cơ điện: tính chính xác tỷ số truyền chung:
3
Đồ án Chi tiết máy
uc
udc 960
11,8
n ct 81,5
- Với uc= ung.uh; suy ra: uh
II.
uc 11,8
4,1
ung 2,9
Xác định các thông số kĩ thuật trên các trục HGT
Để có dữ liệu thiết kế các chi tiết của hệ dẫn động (HDĐ) và trong HGT
cần xác định các thông số kỹ thuật (P, n và T) trên các trục của HGT.
Trong bảng 2 lần lượt ký hiệu các trục như sau:
+ Trục động cơ điện
+ Trục I là trục vào hộp giảm tốc
+ Trục II là trục ra (HGT một cấp)
+ Trục công tác (trục tang)
2.1
Công suất
- Công suất trên trục công tác là:
Pct = 6,24 KW
- Công suất động cơ trên trục II là: PII =
- Công suất động cơ trên trục I là: PI =
Pct
= Pct 2 = 6, 24 = 6,36 kW
n ct-II ηk.ηol 1,0.0,99
PII
PII
6,36
=
=
=6,62
ηII-I η br .ηo 0,97.0,992
KW
- Công suất yêu cầu của động cơ là: Pyc = 6,9 KW
2.2
Tốc độ quay
- Tốc độ quay của động cơ là: nđc =960 vg/ph
4
Đồ án Chi tiết máy
- Tốc độ quay của trục I là:
- Tốc độ quay của trục II là:
nI =
n dc
n dc 960
=
=
= 331 vg/ph
u dc-I u ng 2,9
nII =
n I 331
=
=81,5 vg/ph
u I-II 4,1
- Tốc độ quay của trục công tác là: nct = nII= 81,5 vg/ph
2.3
Momen xoắn
- Mômen xoắn của động cơ là: Tđc =
- Mômen xoắn của trục I là:
-
TI =
9,55.106 .Pyc
n dc
=
9,55.106 .6,9
=68688 Nmm
960
9,55.10 6.P I
9,55.106 .6,6
=
= 191113 Nmm
310
nI
9,55.106 .PII 9,55.106 .6,36
=
= 745519Nmm
Mômen xoắn của trục II là: TII =
81,5
n II
- Mômen xoắn trục công tác là: Tct =745519Nmm
Bảng 2: Thông số kĩ thuật HGT
Trục
Thông số
Động cơ
I
II
Công tác
uđ=2,9
uh=ubr=4,1
uk=1
Công suất P (kW)
6,9
6,6
6,36
6,24
Tốc độ quay n (vg/ph)
960
331
81,5
81,5
Mômen xoắn (Nmm)
68688
191113
745519
745519
5
Đồ án Chi tiết máy
PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY
I.
Thiết kệ bộ truyền đai
Dữ liệu đầu vào:
P1=Pđc=6,9 kW,
n1=nđc=960 vg/ph
u1=ung= 2,9
Đai hình thang
1.1
Tính toán các thông số
- Chọn vật liệu đai là vải cao su. Đai vải cao su có độ bền cao, đàn hồi tốt
(hệ số đàn hồi E nhỏ), ít chịu ảnh hưởng của thay đổi nhiệt độ và độ ẩm.
- Xác định tiết diện đai: Từ P và n dựa vào hình 2.8 và bảng 2.3 chọn đai
tiết diện B có b*h=17*10,5 (mm)
Đường kính bánh đai nhỏ d1=140...280 chọn d1=200 mm
Đường kính d2=ud1=580 mm
- Chọn a=580, chiều dài dây đai l tính theo công thức:
π(d1 +d 2 ) (d 2 -d1 ) 2
l=2a+
+
2
4a
π.(200+580) (580-200) 2
=2.580+
+
=2447 mm
2
4.580
Theo phần mềm chọn l = 2500 mm
- Góc ôm α xác định theo công thức :
α=180-(d2-d1)57/a=142,5° thỏa mãn yêu cầu thiết kế
6
Đồ án Chi tiết máy
- Xác định các hệ số :
+ Theo bảng 4.7 chọn Kđ=1,2
+ Theo bảng 4.15 chọn Cα=0,86
+ Theo bảng 4.18 chọn Cz=1
1.2
Khai thác phần mềm
Yêu cầu thiết kế:
Số dây đai 2 ≤ z ≤ 3
Góc ôm đai 120 ≤ α ≤ 150
Hình 1.1: Tab Design
7
Đồ án Chi tiết máy
Hình 1.2: Chọn tiết diện đai
Hình 1.3: Bánh đai dẫn
8
Đồ án Chi tiết máy
Hình 1.4: Bánh đai bị dẫn
9
Đồ án Chi tiết máy
Hình 1.5: Tab Calculation
10
Đồ án Chi tiết máy
Kết quả từ phần mềm:
Belt Properties
Display name
V-Belt DIN 2215
Size
17 x 2457
Number of belts
z
3.000 ul
Wedge angle
α
40.00 deg
Width
b
17.000 mm
Height
h
11.000 mm
Datum width
bw
14.000 mm
Datum length
Ld
2500.000 mm
External length
Le
2526.115 mm
Internal length
Li
2457.000 mm
Length correction factor
c3
1.020 ul
External line offset
Hw
4.156 mm
Pitch line offset
a
0.000 mm
Minimum recommended pulley datum diameter Dwmin
112.000 mm
Maximum flex frequency
fmax
60.000 Hz
Maximum belt speed
vmax
30.000 mps
Specific mass
m
0.170 kg/m
Base power rating
PRB
4.010 kW
Grooved Pulley 1 Properties
Datum diameter
Dd 200.000 mm
Pitch Diameter
Dp 200.000 mm
Datum width
bw 14.000 mm
Groove angle
α
38.00 deg
Arc of contact
β
143.54 deg
Force on input
F1 1006.238 N
Force on output
F2 319.882 N
Resultant axle load
Fr 1277.741 N
Static tensioning force Fv 1259.575 N
Grooved Pulley 2 Properties
Datum diameter
Dd 580.000 mm
Pitch Diameter
Dp 580.000 mm
11
Đồ án Chi tiết máy
Datum width
bw 14.000 mm
Center distance
C 607.424 mm
Arc of contact
β
Force on input
F1 319.882 N
Force on output
F2 1006.238 N
Resultant axle load
Fr 1277.741 N
216.46 deg
Static tensioning force Fv 1259.575 N
Strength check
Power
P
6.900 kW
Torque
T
68.636 N m
Speed
n
960.000 rpm
Efficiency torque factor
ηt
0.980 ul
Efficiency
η
0.970 ul
Modify friction with speed factor fmod
0.012 s/m
Tension factor
k1
1.300 ul
Belt Speed
v
10.053 mps
Belt flex frequency
fb
8.042 Hz
Number of belts required
zer
2.024 ul
Effective pull
Fp
686.356 N
Centrifugal force
Fc
51.543 N
Belt installation tension
Ft
221.020 N
Maximum tension in belt span
Ftmax 335.413 N
Hình 1.6: Bộ truyền đai
12
Đồ án Chi tiết máy
II.
Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
1.
Thiết kế sơ bộ
- Các thông số đã biết:
P = 6,62 Kw
𝐿ℎ =17000 h
n = 331 vg/ph
=0,97
Tỉ số truyền u = 4,1
- Yêu cầu khi thiết kế:
+ Hệ số 0,35 ≤ ψa ≤ 0,45
- Chọn các hệ số K sơ bộ: KA=1,25; KHV=1; KHβ=1; KHα=1
- Chọn vật liệu: Thép ENC60 tôi cải thiện
13
Đồ án Chi tiết máy
Hình 2.1: Tab Calculation
14
Đồ án Chi tiết máy
Hình 2.2: Chọn vật liệu
Hình 2.3: Nhập hệ số K sơ bộ
Hình 2.4: Chọn cấp chính xác
15
Đồ án Chi tiết máy
Hình 2.5: Tab Design
- Sau khi tính toán sơ bộ ta được các thông số:
Common Parameters
Gear Ratio
i
4.0526 ul
Desired Gear Ratio iin
4.1000 ul
Module
m 3.000 mm
Helix Angle
β
Pressure Angle
α 20.0000 deg
Center Distance
aw 145.000 mm
0.0000 deg
Gears
Gear 1
Type of model
Number of Teeth
Gear 2
Component Component
z
19 ul
77 ul
16
Đồ án Chi tiết máy
Unit Correction
x
0.0000 ul
0.3419 ul
Pitch Diameter
d 57.000 mm 231.000 mm
Outside Diameter
da 62.949 mm 239.000 mm
Root Diameter
df 49.500 mm 225.551 mm
Base Circle Diameter db 53.562 mm 217.069 mm
Work Pitch Diameter dw 57.396 mm 232.604 mm
Facewidth
b 55.000 mm 53.000 mm
Circumferential Speed v
2.
0.988 mps
Tính toán chính xác lại bộ truyền:
Xác định chính xác hệ số K và kiểm tra điều kiện hệ số ψa
- Với v=0.988 m/s, ta chọn cấp chính xác là 8 suy ra theo bảng 4.10a
chọn KHV=1,3
- Hệ số ψa = b/aw = 53/145= 0,37 thỏa mãn yêu cầu thiết kế
Hệ số ψbd=0,53ψa(u+1)=0,86. Theo bảng 4.9a ta chọn được KHB=1,04
- Theo bảng 4.8b ta chọn được KHα=1,13
17
Đồ án Chi tiết máy
Hình 2.6: Tab Calculation
18
Đồ án Chi tiết máy
Hình 2.7: Nhập hệ số K
Hình 2.8: Tab Design
19
Đồ án Chi tiết máy
Kết quả từ phần mềm:
Common Parameters
Gear Ratio
i
4.0526 ul
Desired Gear Ratio
iin
4.1000 ul
Module
m
3.000 mm
Helix Angle
β
0.0000 deg
Pressure Angle
α 20.0000 deg
Center Distance
aw 145.000 mm
Product Center Distance
a 144.000 mm
Total Unit Correction
Σx
0.3419 ul
Circular Pitch
p
9.425 mm
Base Circular Pitch
ptb 8.856 mm
Operating Pressure Angle
αw 21.0588 deg
Contact Ratio
ε
1.6302 ul
Limit Deviation of Axis Parallelity fx
0.0140 mm
Limit Deviation of Axis Parallelity fy
0.0070 mm
Gears
Gear 1
Type of model
Gear 2
Component Component
Number of Teeth
z
19 ul
77 ul
Unit Correction
x
0.0000 ul
0.3419 ul
Pitch Diameter
d 57.000 mm 231.000 mm
Outside Diameter
da 62.949 mm 239.000 mm
Root Diameter
df 49.500 mm 225.551 mm
Base Circle Diameter db 53.562 mm 217.069 mm
Work Pitch Diameter dw 57.396 mm 232.604 mm
Facewidth
b 55.000 mm 53.000 mm
20
Đồ án Chi tiết máy
Loads
Gear 1
Gear 2
Power
P
6.620 kW
6.421 kW
Speed
n
331.00 rpm
81.68 rpm
Torque
T
190.986 N m 750.776 N m
Efficiency
η
0.970 ul
Radial Force
Fr
2562.475 N
Tangential Force
Ft
6655.045 N
Axial Force
Fa
0.000 N
Normal Force
Fn
7131.333 N
Circumferential Speed v
Resonance Speed
0.988 mps
nE1 22043.963 rpm
Results
Factor of Safety from Pitting
SH 1.562 ul 1.648 ul
Factor of Safety from Tooth Breakage SF 2.841 ul 2.979 ul
Static Safety in Contact
SHst 3.228 ul 3.405 ul
Static Safety in Bending
SFst 5.880 ul 6.089 ul
Check Calculation
Positive
21
Đồ án Chi tiết máy
3.
Mô hình 3D
Mô hình 3D hoàn chỉnh thực hiện ở phần III thuyết minh.
Hình 2.7: Bộ truyền bánh răng trụ
III.
Chọn khớp nối
Do 2 đầu trục nối có sai lệch về vị trí và momen truyền không lớn, đồng thời
không yêu cầu chặt chẽ về kích thước của máy nên có thể dùng nối trục đĩa đàn
hồi hình sao.
Từ kết quả từ phần I, đường kính trục động cơ điện dc = 38 mm
Momen tính toán xác định như sau:
Tt = Kđ .T = 1,25.745519 = 931898 Nmm
Tra bảng 11.3 xác định các kích thước cơ bản của nối trục như sau:
Deltex
38
Tmax
380
Lỗ
nmax
khoan
(vg/ph)
38 mm
8000
D,mm
L,mm
E,mm
l,mm
d0,mm
80
114
24
45
45
22
Đồ án Chi tiết máy
IV.
THIẾT KẾ CÁC TRỤC TRONG HGT
Sơ đồ lực chung: Bánh trụ răng thẳng, góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền
đai φ = 0º
Hình 3.1: Sơ đồ lực chung
1.
Thiết kế trục I, then - ổ lăn
a) Sơ đồ lực tác dụng lên trục I
Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền đai φ = 0º, như vậy lực Frd trùng với
phương Oy và ngược chiều Oy
Hình 3.2: Lực tác dụng lên trục I
23
Đồ án Chi tiết máy
Số liệu thiết kế trục:
Gears
Pitch Diameter
d 57.000 mm 231.000 mm
Outside Diameter
da 62.949 mm 239.000 mm
Root Diameter
df 49.500 mm 225.551 mm
Base Circle Diameter db 53.562 mm 217.069 mm
Work Pitch Diameter dw 57.396 mm 232.604 mm
Facewidth
b 55.000 mm 53.000 mm
Loads
Radial Force
Fr 2562.475 N
Tangential Force Ft 6655.045 N
Axial Force
Fa
0.000 N
- Bộ truyền đai:
Resultant axle load Fr 1277.741 N
Width
b 17.000 mm
Center distance
C 607.424 mm
Bảng 5: Giá trị các lực tác dụng lên trục I
Lực và Momen
Điểm 0
Điểm 1
Theo OY
-1278 N
-2562 N
Theo OX
0N
-6655 N
Theo OZ
0N
0N
Mux
0 Nm
0 Nm
Muy
0 Nm
0 Nm
Muz
-69 Nm
69 Nm
24
Đồ án Chi tiết máy
b) Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục
- Đường kính sơ bộ:
dsb= 3
T
= 24,7 (mm) với [τ] = 30
0, 2[]
Tại vị trí lắp bánh đai : heo tiêu chuẩn đường kính thân trục
d1= 24 mm;
lmđ = 1,5d1=1,5.25 = 40 mm
- Tại vị trí bánh răng :
d3=36 mm;
lmbr = b1= 55 mm ( b1 : chiều rộng bánh răng)
- Tại vị trí lắp ổ lăn: dol=dA=dB= 30 mm; B = 19 mm
- Chọn k1=k2=k3=10 mm; hn=25 mm
Xác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực:
- l11 = 0,5B+k3+hn+0,5lmđ = 0,5.19+10+25+0,5.40=64,5 mm
- l12=l13 = 0,5B+k1+k2+0,5b1 = 0,5.19+10+10+0,5.55=57 mm
=> khoảng cách giữa 2 gối trục lắp bánh răng dẫn = 2l12 = 114 mm
25