THUYẾT MINH đồ án TÍNH TOÁN THIẾT kế cơ KHÍ ọn ĐỘNG cơ điện chọn động cơ điện không đồng bộ 3 pha kiểu ngắn mạch, điệp áp 220380v, kiểu kín hoặc bảo vệ và đặt nằm

η br: hiệu suất bộ truyền bánh răng..  Chọn công suất động cơ điện N đc Chọn động cơ điện có công suất định mức N đc lớn hơn hay bằng công suất cần thiết N ct N đc ≥ N CT, trong tiêu ch

CHỌN ĐÔNG CƠ ĐIỆN

CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN

Chọn động cơ điện không đồng bộ 3 pha kiểu ngắn mạch, điệp áp 220/380V, kiểu kín hoặc bảo vệ và đặt nằm. a Chọn công suất động cơ điện

 Tính toán công suất cần thiết cho động cơ điện:

Ta có: tính chọn động cơ và phân phối tỉ số

1000 = 6.4 (KW ) η =η noitruc η br 2 η capô 4 η đ =1.0,97 2 0,99 4 0,96= 0,86 Suy ra:

N: công suất trên băng tải [ kW ] Nct: công suất cần thiết của động cơ điện [kW ].

P: lực kéo băng tải [N] v: vận tốc băng tải [m/s]. η : hiệu suất truyền động chung của hệ thống η noitruc : hiệu suất khớp nối. η br : hiệu suất bộ truyền bánh răng η capo : hiệu suất của một cặp ổ lăn. η đ : hiệu suất bộ truyền đai.

 Chọn công suất động cơ điện N đc

Khi chọn động cơ điện, cần đảm bảo công suất định mức N đc lớn hơn hoặc bằng công suất cần thiết N ct (N đc ≥ N ct) Tiêu chuẩn lựa chọn động cơ điện có nhiều loại đáp ứng điều kiện này.

- Số vòng quay của tang: n lv = 60.1000 v π D = 60.1000 0,8 π 230 ≈66,46 ( vòng phút )

Tra bảng 2.4 ở trên ta chọn tỷ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng tru răng nghiêng

Do đó số vòng quay sơ bộ động cơ là: n sb =n lv i c =n lv i br i đ =¿66,46.4.463,4 (vòng/phút)

Kiểu động cơ Công suất (KW)

Vận tốc quay( vg/ph)

6Y3 11 970 0,86 86 2,0 1,2 b Phân phối tỷ số truyền

 Ta có tỷ số chung của hệ thống: i chung = n dc n lv = 970 66,46 59 i hop = i chung i ngoài = 14,59

 Số vòng quay của các trục:

 Trục I (trục vào): n I = n dc 0 ( vòng phút )

 Trục II (trục trung gian): n II = n I i ngoài = 970

 Công suất trên đầu vào của các trục:

N II =N II η capo η br 0,99 0,97,56( kW )

Tỷ số truyền ihộp= 3,64 ingoài= 4

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN

Thiết kế bộ truyền đai ngoài

- Căn cứ theo yêu cầu kỹ thuật của bộ truyền chọn đai thang thường loại Б

- Tra bảng 4.13 (TTTK) chọn tiết diện đai b.h = 17.10,5 a Đường kính bánh đai nhỏ chọn theo tiêu chuẩn bảng 4.13 (TTTK)

60000 15 (m/s) b Bánh đai lớn: d2 = d1 uđ (1- ξ) 0.10,15 (1- 0,01) = 2009.7 (mm) Theo tiêu chuẩn chọn d2 = 2000 (mm)

- Tỷ số truyền thực tế:

10 15 100 %=−0 , 49 %≤4 % c, Theo bảng 4.14 (TTTK) chọn sơ bộ khoảng cách trục a = d2 0.9 = 1800 (mm) d, Chiều dài đai l=2 a+ π

Chọn đai theo tiêu chuẩn l = 7500 (mm)

- Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ: i=v l,15

- Tra bảng 4.7 (TTTK) chọn kđ = 1,25 vì số ca làm việc là 2

- Với l/l0 = 7500/2240 = 3,34 tra bảng 4.16 (TTTK) → Cl = 1,2

- Với u = 10,15 > 3 tra bảng 4.17 (TTTK) → Cu = 1,14

- Trả bảng 4.19 (TTTK) ta có: [P0] = 3,38

(đai) Theo tiêu chuẩn chọn số đai là 4 f, Xác định lực căng ban đầu lực tác dụng lên trụ:

- Tra bảng 4.22 (TTTK), ta có: qm = 0,178

- Lực tác dụng lên trục:

Truyền động bánh răng

- Phương pháp nhiệt luyện: tôi cải thiện

- Giới hạn chảy: бch = 580 MPa b, Tính ứng suất cho phép

 Theo bảng 6.2 (TTTK) với thép 45 tôi cả thiện đạt độ rắn:

180 ≤ HB ≤ 350 бHlim = 2HB + 70 ; SF = 1,75 ; SH = 1,1 ; бFlim = 1,8HB

 Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 280 (MPa)

 Độ rắn bánh lớn HB2= 250 (MPa) σ 0 H lim 1 =2HB 1 +70=2.280+70c0 (MPa) σ 0 H lim 2 =2HB 2 +70=2.250+70W0 (MPa) σ 0 F lim 1 =1,8 HB 1 =1,8.280P4,5 (MPa) σ 0 F lim 2 =1,8HB 2 =1,8.250E0 (MPa)

NHO: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về ứng suất

NHE: số chu kỳ thay đổ ứng suất tương đương

Ti: mômen xoắn của trục i c: số lần ăn khớp trong 1 vòng quay ni: số vòng quay của trục i

→ N HE1 >N HO1 do đó K HL1 = 1

KHL hệ số tuổi thọ

- Theo 6.1a sơ bộ xác định được:

SH: hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc

Tính các kích thước cơ bản của bộ truyền

 Trong đó: aw: khoảng cách trục (mm)

Ka: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng

T1: mô men xoắn trên trục bánh răng chủ động (N.mm)

[ σ H ] : ứng suất tiếp xúc cho phép U: tỷ số truyền ψ ba : hệ số tra bảng 6.6 (TTTK)

KHβ: hệ số kể đến sự phân bố k đều tải trọng treeb chiều rộng vành răng tính về tiếp xúc

 Tra bảng 6.6 (TTTK) chọn ψba = 0,3

 Tra bảng 6.5 (TTTK) răng nghiêng chọn ka = 43: ψbd= 0,5.ψba.(u+1) = 0,5.0,3.(5+1) = 0,9

 Tra bảng 6.7 (TTTK) chọn KHβ = 1,05:

Chọn aw = 165 (mm) b Xác định các thông số ăn khớp

 Mô đuyn răng: m = (0,01÷0,02)aw = (0,01÷0,02).165 = 1,65 ÷3,3 Chọn m=3

 Góc nghiêng β: chọn sơ bộ β = 10 ° do đó cos β = 0,9848

 Tỷ số truyền thực tế:

3.(18+90) 2.165 =0,98 β = 11,48 = 11°28’42’’ c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

 Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc σ H =Z H Z M Z ε √ 2 T 1 b w K H u ( d u+1 w 2 )

ZM: hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp

ZH: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

Zε: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng bw: chiều rộng vành răng dw: đường kính vòng lăn

T1: mô men xoắn trên trục chủ động (trục 1)

ZM = 274 (MPa) tanβb = cosα.tanα20

Với α 1 =α tw =arctan(tanα cosβ)=arctan(tan 20 cos11,48) ,37 tanβb = cos(20,83) tan(16,26) = 15,24

 Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: d w = 2 a w u+1 = 2.165

(mm) Với v = 0,52 (mm) theo bảng 6.13 (TTTK) dùng cấp chính xác 9

 Theo bảng 6.14 (TTTK) cấp chính xác 9 và v < 2,5 (m/s)

 Trong đó: δH: hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp Tra bảng 6.15(TTTK) có δH = 0,002

- g0: hệ số kể đến ảnh hưởng sai số của các bước răng

Tra bảng 6.16 (TTTK) có g0 = 73 v H =0,002.73.0,52.√ 165 5 =0 , 44 (mm)

KHβ: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng chiều rộng vành răng

KHα: hệ sồ kể đến sự phân bố không đề tải trọng cho đôi răng không đồng thời ăn khớp

Để xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép, với vận tốc v = 0,52 (m/s) nhỏ hơn 10 (m/s) và hệ số Zv = 1, cấp chính xác động học được chọn là 9 Cấp chính xác về ứng suất tiếp xúc cần đạt là 8, đồng thời yêu cầu gia công đạt độ nhám Ra từ 2,5 đến 1,5 (μm).

Do đó: Zr = 0,95 với da < 700 (mm), KXH = 1

ZR: hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc

Zv: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

KXH: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng → [бH] = 545,45.1.0,95.1 = 518,17 (MPa) бH = 511,67 (MPa) < [бH] = 518,17 (MPa) d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

 Trong đó: bw: chiều rộng vành răng (mm) dw: đường kính vòng lăn bánh chủ động (mm)

Yε: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

Yβ: hệ số kể đến độ nghiêng của răng

YF1: hệ số dạng răng của bánh 1

 Theo bảng 6.7 (TTTK) chọn KFβ = 1,1 với v = 0,52 (m/s) cấp chính xác là 9

 Theo bảng 6.11 (TTTK) chọn KHα = 1,37

 Theo 6.47: v F =δ F g 0 v.√ u a w = 0 ,006.73.0 ,52 √ 165 5 =1,3 (m/s) δF: tra bảng 6.15 (TTTK) g0: tra bảng 6.16 (TTTK)

 Theo bảng 6.18 ta chọn được:

[бF1] = [бF].YR.YS.KXF = 288,23.1.0,984.1 = 283,39 (MPa) Tính tương tự ta được:

(MPa) бF1 < [бF1] = 464 (MPa) бF2 < [бF2] = 403,6 (MPa) e Kiểm nghiệm răng quá tải với K qt =

T =2,2 σ H 1max =σ √ K qt Q8 ,18 √ 2,2v8 , 58 (MPa) бH1max < [бH]max = 1411,2 (MPa)

- Theo 6.49: бF1max = бF1.Kqt = 45,05.2,2 = 99,11 (MPa) бF2max = бF2.Kqt = 41,08.2,2 = 90,4 (MPa) бF1max < [бF1]max = 464 (MPa) бF2max < [бF2]max = 403,6(MPa) f Các thông số và kích thước bộ truyền

- Khoảng cách trục: aw = 165 (mm)

Chiều rộng vành răng: bw = 66 (mm)

Tỷ số truyền: um = 3,64 Góc nghiêng của răng: β = 11,48

Số răng bánh răng: Z1 = 24(mm); Z2 = 88 (mm)

 Đường kính chia d 1 =¿m z 1/cos β = cos 3.18 ⁡ (11,48) U,1 mm d 2 =¿m z 2/cos β= cos 3.90 ⁡ (11.48 ) = 275,51 mm

 Đường kính đỉnh răng d a 1 =d 1 +2mU,1+ 2.3a,1 mm d a 2 = d 2+2m= 275.51 +2.3= 281,51mm

 Đường kính đáy răng d f 1 = d 1 −2,5 mU,1 −2,5.3G,6 mm d f 2 = d 2 −2,5 m= 275,51−2,5.3&8,01 mm

 Đường kính lăn d w 1 =2 a w 1 ( u−1 )=2.165 ( 5−1)20mm d w 2 = d w 1 u20 5f00 mm

THIẾT KẾ TRỤC VÀ TÍNH THEN

Chọn vật liệu chế tạo

- Thép 45 tôi cải thiện có giớ hạn bền δb = 850 (MPa)

- Ứng suất cho phép [ τ ] = 12 ÷ 20 (MPa)

Xác dịnh sơ bộ đường kính trục

- Theo 10.9 đường kính trục thứ k: d k = √ 3 0,2 T k [ τ ]

Trong đó: Tk: mômen xoắn trên trục thứ k (N.mm)

[τ]: ứng suất xoắn cho phép (MPa) dk: đường kính trục thứ k (mm)

- Đường kính trục П: d Π = 3 √ T 0,2 Π [ τ ] = 3 √ 415868,04 0,2.16 P , 65 (mm) chọn dП = 55 (mm) => b02 = 29 (mm)

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

- Từ bảng 10.3 (TTTK) ta chọn:

- Chiều dài mayo bánh đai, bánh răng, trên trục І: lm13 = (1,2 ÷ 1,5).d1 = (1,2 ÷ 1,5).35 = (42 ÷ 52,5) mm chọn lm13 = lm12 = 50 (mm)

- Chiều dài mayo bánh răng và khớp lối trục П: lm22 = lmk = (1,2 ÷ 1,5).d2 = (1,2 ÷ 1,5).55 = (66 ÷ 82,5) mm chọn lm22 = lmk = 70 (mm)

Xác định chiều dài các ổ:

+ Trục П: l21 = l11 = 107 (mm) ; l23 =l11 - l13 S,5(mm) l22 = - lc22 = -[0,5.(lm22 + b02) + k3 + hn]

Xác định các lực và sơ đồ đặt lực

Lực hướng tâm : F r 1 = F r 2 = F t 1 a tw cosβ = 3931 Tag(20,37 ) cos (11,48 ) 98,38 (N )

Lực dọc trục : Fa1 = Fa2 = F t1.tg= 3931 tg(11,48) y8,34 (N)

 Tính phản lực các gối trục

 Momen tiết diện lớn nhất (10.15)

 Đường kính chịu tải lớn nhất (10.16)

 Lấy [ σ ¿UN/ mm 2 (bảng 7-2/119) d 1 ≥ √ 3 0,1 M [ td σ ] = √ 3 149869,66 0,1.55 = 30,09mm

Góc nghiêng đường nối tâm của bộ truyền ngoài β = 0°

 Moment tiết diện lớn nhất :

 Đường kính trục: Lấy [ σ ¿ PN/ mm 2 (bảng 7-2/119)

M td 3−3 =√ 113670,58 2 + 0,75.541514,9 2 H2545,11 N d 2−2 ≥ √ 3 478741,25 0,1.50 E,75 mm chọn: d 2−2 Pmm d 3−3 ≥ √ 3 483545,11 0,1.50 E,87 mm chọn: d 3−3 Pmm

 KIỂM NGHIỆM TRỤC VỀ ĐỘ BỀN MỎI

 Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp.

 Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp. s τ τ −1 k σ ε τ τ a + ψ τ τ m

- Đối với thép cacbon trung bình: ψ σ =0,05; ψ τ =0

Các trục gia công trên máy tiện tại các tiết diện quan trọng cần đạt độ nhám bề mặt Ra = 2,50,63 m Theo bảng 10.8, hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt là Kx = 1,1.

- Không dùng các biện pháp tăng bền bề mặt do đó hệ số tăng bền Ky = 1

- Theo bảng 10.12 khi dùng dao phay ngón, hệ số tâp trung ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu có σb = 850 Mpa và Kσ = 2,22 , K = 1,72

- Theo bảng 10.10 tra hệ số σ và  với đường kính tiết diện nguy hiểm từ đó xác định tỉ số ❑ K σ σ và ❑ K ❑

Dựa trên việc lắp căng tại các tiết diện, ta sử dụng giá trị lớn hơn trong hai giá trị của \( K \sigma \) để tính toán \( K_{\sigma d} \) và chọn giá trị lớn hơn trong hai giá trị của \( K \).

Tính toán hệ số an toàn với tiết diện 3 trục:

 Lập bảng ta có từng tiết diện là:

 Bảng: hệ số an toàn từng tiết diện:

- Vậy kiểm nghiệm bền điều thỏa mãn: s ≥ [s]= (1,5 ÷ 2,5 ¿

- Tính kiểm nghiệm độ bền của then σdj = d.l 2 T t (h−t 1 )  [σd] = 150 Mpa

THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC

Chọn ổ lăn

Trục I và II có lực dọc trục tác dụng nên ta chọn ổ bi đỡ chặn.

A: sơ đồ chọn ổ cho trục I:

Hệ số có khả năng làm việc :

Trong đó: m=1,5z00 tan(16,26) k t =1 tải trọng tĩnh k n =1 nhiệt độ làm việc dưới 100 0 k v =1 vòng trong ổ quay

Vậy A t hướng về bên trái

- Tra bảng 17P, ứng với d5 lấy ổ có kí hiệu 7207 , C bảng = ¿50000 đường kính ngoài Dr mm, chiều rộng Bmm.

- B: sơ đồ chọn ổ trục II

- Như vậy A t hướng về bên phải, do đó Q C lớn hơn

- Tra bảng 17P, ứng với dU lấy ổ có kí hiệu 46211 , C bảng =¿64000 đường kính ngoài D= 100 mm, chiều rộng B! mm.

TÍNH NỐI TRỤC

Chọn nối trục đàn hồi

Giảm va đập và chấn động đề phòng cộng hưởng do dao động xoắn gây nên và bù lại độ lệch trục.

Momen xoắn qua nối trục

Trong đó: k=1,4 : hệ số tải động (bảng 9-1/222)

1.Theo trị số momen tĩnh ta chọn từ bảng 9-11/234

+ chiều dài toàn bộ vòng l v (mm

- Nối trục bằng gang Cy21-40 chốt làm bằng thép 45 thường hóa, vòng đàn hồi làm bằng cao su.

- ứng suất dập cho phép của vòng cao su [ σ d ]=2 N /mm 2

- ứng suất cho phép của chốt [ σ u ]` ÷ 80 N / mm 2

 kiểm nghiệm độ bền dập của vòng cao su σ d = 2.108298 1,4 6.( 140−28−14 ) 28.14 =1,31 ≤ [ σ d ]

 kiểm nghiệm sức bền uốn chốt σ u = 0,1 k M Z d X l c c

CẤU TẠO VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT MÁY KHÁC

HÌNH ẢNH 3D CHI TIẾT HỘP GIẢM TỐC 1 CẤP

TRỤC

Ổ BI

BÁNH RĂNG

Hình ảnh: bánh răng trục 1

VỎ HỘP

CỤM TRỤC

THÁO LẮP

MÔ PHỎNG CHẠY

Hình ảnh: mô phỏng chạy

CỤM TỔNG HỘP GIẢM TỐC 1 CẤP BÁNH RĂNG NGHIÊNG

Hình ảnh: hộp giảm tốc 1 cấp

TÍNH TOÁN, PHÂN TÍCH ABAQUS

PHÂN TÍCH BẰNG PHƯƠNG PHÁP PHÂN TỬ HỮU HẠN

Trong phần mềm Abaqus, bạn cần thực hiện thao tác Import và chọn phần (part) đã được thiết kế từ Solidworks Sau đó, tiến hành phân tích để kiểm tra độ biến dạng, ứng suất và sự chuyển vị khi chịu tác dụng của các lực.

Bài toán mô hình mô phỏng chi tiết trục 3D nhằm xác định độ bền của trục, từ đó đánh giá khả năng làm việc của nó và cung cấp cái nhìn sâu sắc về hoạt động.

 Từ Modul trên thanh công cụ ta chọn “Property”

 Cửa sổ Edit Material suất hiện, ở mục Name đặt tên vật liệu là thép C45 Ta chọn mục Mechanial => Elasticity => Elastic, rồi điền giá trị như hình dưới.

Hình ảnh: Thuộc tính vật liệu

Hệ số Poisson (N/A) Modun đàn hồi(GPa/m^2)

Mác Thép Tiêu Chuẩn Độ bền đứt σb

(Mpa) Độ giản dài tương đối δ ( % ) Độ cứng HRC

 Tại mục Step, chọn Create Step, chọn kiểu Static general, cho thời gian tính toán là 1 giây tại basic

 Tại incrementation: chọn initial = 0.5 ; minimum = 1E-005 ; maximum = 0.5

 Ta đặt điều kiệu ở vị trí đặt ổ bi.

To create a boundary condition in the software, navigate to Load and select Create Boundary Condition Choose the Initial step and select the type as Symmetry, Antisymmetry, or Encastre Continue by selecting the surface in contact with the bearing and click Done Finally, apply the XSYMM constraint (U1=UR2=UR3=0) to restrict the three degrees of freedom.

 XSYMM (U1=UR2=UR3=0): Đối xứng qua mặt X (mặt phẳng YOZ), bề mặtkhông được dịch chuyển theo hướng trục X, không được quay quanh trục Y và không được quay quanh trục Z.

Hình ảnh: Mặt chọn đặt điều kiện biên 1.

- Tương tự với mặt lắp ổ bi còn lại.

- Vào Load→Create Boundary Condition →bước Step chọn Initial, chọn kiểu

Symmetry/Antisymmetry/Encastre → Continue → chọn vào mặt tiếp xúc với ổ bi →

Done → PINNED ( U1=U2=U3= 0)để ràng buộc 3 bậc tự do tịnh tiến

- PINNED (U1=U2=U3=0): Có tác dụng như khớp cầu.

Hình ảnh: Mặt chọn đặt điều kiện biên 2.

 Create Load (step1) →Mechanical→Concentrated force.

 Ta cho giá trị CF1= 1498,53, CF2 931 N và CF3y8 N

Hình ảnh: Lực đặt ở bánh răng.

- Tương tự như trên ta đặt lực FDAI

- Ta cho giá trị CF1= 0 N, CF2 = 0N và CF3577 N

 Đặt mômen xoắn và mômen uốn lên Trục, chọn 4 mặt phía dưới trục đặt bánh răng là nơi xuất hiện mômen xoắn và mômen uốn lên Trục.

Hình ảnh: Mặt được chọn.

 Create Load (step1) →Mechanical→moment.

 Ta cho giá trị CM1= 541514 N ( mômen xoắn ) , CM2 = 1.20967E+006N (mômen uốn) và CM3=0N

 Tại mục Mesh, ta tiến hành chia lưới cho trục:

 Chọn vào trục chính: Mesh →Control → Scan chi tiết →Table Mesh control xuất hiện →cchọn Tex tại Element→Ok.

 Click Mesh Part click Yes để tiến hành chia lưới Kiểu phần tử và kết quả chia lưới của trục.

I Tiến hành nộp bài toán phân tích

 Tại modul Job ta chọn creat Job continue.sau đó chọn chọn job manager submit và chờ đợi kết quả.

Hình ảnh: Hoàn thành phân tích.

Giá trị ứng suất lớn nhất S=4,413e +2

Hình ảnh: Kết quả ứng suất.

Giá trị của chuyển vị lớn nhất U= 2.877e -2

Hình ảnh: Kết quả chuyển vị.