Bản thuyết minh thiết kế môn học công nghệ CAE

Phần 1 :Tính chọn động cơ điện và phân phối tỷ số truyền A> Tính chọn động cơ điện Số liệu cho trước: 1.Lực kéo xích tải L = 325 (KG) 2. Vận tốc xích tải V = 0,48 (ms) 3. Bước xích tải t=65 (mm) 4.Số răng đĩa xích z=15 5. Thời gian phục vụ Lh = 11600 (giờ) 6. Số ca làm việc số ca = 2 ca 7.Chiều cao tâm đĩa xích H=700(mm) 1 Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền 1.1. Công suất cần thiết Pct = h t p Do tải trọng tĩnh nên: Pt = Plv = 1000 L.v = =1,56(Kw) Hiệu suất của hệ thống: η = ηk. ηol 3. ηbr 2 . ηot Trong đó: => η = ηk. ηol 3. ηbr 2 . ηot =0,99.0,993.0,972.0,98. =0,886 SVTT: Nguyễn Quang Long GVHD: Dương Tiến Công Page 1 => Pct = h t p = = 1,76 ( Kw) 1.2. Tính số vòng quay sơ bộ nsb = nlv.ut nlv = = = 29,54 vp ut = uh = u1 .u2 uh : Tỷ số truyền trong hộp u1 :tỷ số truyền cấp nhanh u2 : Tỷ số truyền cấp chậm. Tra bảng 2.421 Ta chọn uh = ubr =22 ; => nsb = 29,54.22 = 649,88 vp 1.3.Chọn động cơ: Từ các thông số đã có ở trên, ta chọn động cơ 4A112MA8Y3 với các đặc tính: Nđc =705 (vp): Pđc = 2,2 (kw) ;Tk Tdn =1,6 Động cơ được chọn thỏa mãn các điều kiện: Pđc > Pct ; Tk Tdn >Tmm T Kiểm tra quá tải : T Tmm = 1,4 ≤ dn k T T = 1,6 => Thỏa mãn 1.4. Phân phối tỷ số truyền Tỷ số truyền thực của bộ truyền: ut = nđc nlv = = 23,87 Vì đây là hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp dạng khai triển. Theo bảng 3.1 trang 43 “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ” ta chọn: u1 = 6,86 u2 = 3,5 1.5. Công suất trên các trục: Trục III : P3 = Plv ηot.ηk) = 1,56(0,98.0,99) = 1,61(Kw) Trục II : P2 = P3 (ηol.ηbr) = 1,61(0,99.0,97) = 1,68 (Kw) Trục I : P1 = P2(η0l.ηbr) = 1,68(0,99.0,97 = 1,75 (Kw) SVTT: Nguyễn Quang Long GVHD: Dương Tiến Công Page 2

Phần 1 :Tính chọn động cơ điện và phân phối tỷ số truyền A> Tính chọn động cơ điện

Số liệu cho trước:

1.Lực kéo xích tải L = 325 (KG)

2 Vận tốc xích tải V = 0,48 (m/s)

3 Bước xích tải t=65 (mm) 4.Số răng đĩa xích z=15

5 Thời gian phục vụ Lh = 11600 (giờ)

6 Số ca làm việc số ca = 2 ca 7.Chiều cao tâm đĩa xích H=700(mm)

1 Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền

1.1/ Công suất cần thiết

η = ηk ηol3 ηbr2 ηot

Trong đó:

=> η = ηk ηol3 ηbr2 ηot =0,99.0,993.0,972.0,98 =0,886

1.4/ Phân phối tỷ số truyền

Tỷ số truyền thực của bộ truyền:

ut = nđc /nlv = = 23,87

Vì đây là hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp dạng khai triển Theo bảng 3.1 trang 43

“ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ” ta chọn:

I Bộ truyền cấp nhanh: bánh răng trụ răng nghiêng

1, Chọn vật liệu:

Từ yêu cầu làm việc của bộ truyền:P= 1,75 kW

N= 705 vòng/phút

T1= 23705,67 NmmU=6,86

Tra bảng 6.1 trang 92 tài liệu [I] ta chọn vật liệu làm bánh răng là thép 45, tôi cải thiện:

Bánh răng nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện có

Độ cứng : HB = 241…285

Giới hạn bền : σb = 850 Mpa =>

Giới hạn chảy : σch = 580 Mpa

Bánh răng lớn : Thép 45 tôi cải thiện có

H

K K Z Z

S . . . .

lim 0 σ

(1) [σF] =

FC FL XF S R F

F

K K K Y Y

S . . . . .

lim 0 σ

(2) Thiết kế sơ bộ lấy ZR.ZV.KXH = 1

YY.YS.KXF = 1

Thay vào công thức (1) & (2) ta có:

[σH] =

HL H

H

K

S .

lim 0 σ

(3) [σF] =

FC FL F

F

K K

S . .

lim 0 σ

(4) Theo bảng 6.2/94 ta có:

σ0

Hlim = 2.HB +70 ; SH = 1,1

σ0

Flim = 1,8.HB ; SF = 1,75 => Bánh nhỏ có: σ0

Hlim1 = 2.HB1 +70 = 570 MPa

σ0

Flim1 = 1,8.HB1 = 450 MPa => Bánh lớn có: σ0

Thay (3) vào (4) ta có: [σH] = 1,1

lim 0

H

σ

; [σF] = 1,75

lim 0

F

σ

Ứng suất cho phép trên bánh chủ động:

[σH1] = 1,1

1 lim 0

1 lim 0

[σH2] = 1,1

2 lim 0

2 lim 0

518 +

= 509,4 Mpa Kiểm tra điều kiện :

1,25.[σH]min = 1,25.500 = 625 > [σH] => Tmđk

3.Ứng suất cho phép khi quá tải

- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi qua tải [σH]max = 2,8σch

Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép khi qua tải quá tải với bộ truyền bánh

răng trụ răng nghiêng là :

[σH]max = ( [σH1]max + [σH1]max)/2 = 1442 (MPa)

- Ứng suất uốn cho phép khi qua tải

- Khoảng cách trục aw:

aw= Ka (u+1) 3 [ ]

2 1

ba H

H

u

K T

ψ σ β

Chọn sơ bộ β =200, do đó cos β= 0,9396

z1= = = 20,6( răng)Lấy z1= 21 răng

Số răng bánh lớn:

Z2= uz1= 6,86 21= 144,06Lấy z2= 144 răng

Do đó tỉ số truyền thực của bộ truyền là: um= 145/21= 6,905

+ Góc ăn khớp: αtw = 200

Chiều rộng vành răng:

bw = ψba aw1 = 0,3 129 = 38,7(mm) Chọn bw=39

+ Đường kính vòng chia bánh chủ động:

Momen xoắn trên trục bánh chủ động (Nmm) 23705,67

Số vòng quay trên bánh chủ động (v/p) 705

Giới hạn bền uốn trên bánh chủ động (Mpa) 450

Giới hạn bền uốn trên bánh bị động (Mpa) 432

Giới hạn bền tiếp xúc trên bánh chủ động (Mpa) 570

Giới hạn bền tiếp xúc trên bánh bị động (Mpa) 550

Modun đàn hồi vật liệu chế tạo bánh răng (Mpa) 20000

7 Ứng dụng phần mềm Inventor trong thiết kế bộ truyền bánh răng trụ.

- Kích hoạt modun thiết kế chi tiết máy trên phần mềm Inventor: File -> New -> Standard(mm).iam -> OK

- Trong môi trường Assembly ta kích chọn mục Design -> Gọi lệnh Spur Gear xuất hiện hộp thoại Spur Gear Component Generator.

- Thực hiện nhập các thông số hình học thiết kế của bộ truyền trong phần Design của hộp thoại, các thông số được nhập như trong hình sau:

- Tiếp theo ta thực hiện nhập các thông số

tính toán trong mục Calculation như hình sau:

- Sau khi nhập các thông số thiết kế & thông số tính toán ta kích chọn nút lệnh Calculate để tính toán bộ truyền bánh răng Ta được kết quả là mô hình 3D của bộ truyền & các lực tác dựng từ bộ truyền bánh răng lên trục như sau:

Lực tác dụng lên trục từ bộ truyền bánh răng cấp nhanh

Lực hướng kính Fr (N) 570,411N

II Bộ truyền cấp chậm: bánh răng trụ răng thẳng

1, Chọn vật liệu:

Chọn vật liệu chế tạo bánh răng

Bánh răng nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện có

Độ cứng : HB = 241…285

Giới hạn bền : σb = 850 Mpa =>

Giới hạn chảy : σch = 580 Mpa

Bánh răng lớn : Thép 45 tôi cải thiện có

H

K K Z Z

S . . . .

lim 0 σ

(1) [σF] =

FC FL XF S R F

F

K K K Y Y

S . . . . .

lim 0 σ

(2) Thiết kế sơ bộ lấy ZR.ZV.KXH = 1

YY.YS.KXF = 1

Thay vào công thức (1) & (2) ta có:

[σH] =

HL H

H

K

S .

lim 0 σ

(3) [σF] =

FC FL F

F

K K

S . .

lim 0 σ

(4) Theo bảng 6.2/94 ta có:

σ0

Hlim = 2.HB +70 ; SH = 1,1

σ0

Flim = 1,8.HB ; SF = 1,75 => Bánh nhỏ có: σ0

Hlim1 = 2.HB1 +70 = 570 MPa

σ0

Flim1 = 1,8.HB1 = 450 MPa => Bánh lớn có: σ0

H

σ

; [σF] = 1,75

lim 0

F

σ

Ứng suất cho phép trên bánh chủ động:

[σH1] = 1,1

1 lim 0

1 lim 0

[σH2] = 1,1

2 lim 0

2 lim 0

518 +

= 509,4 Mpa Kiểm tra điều kiện :

1,25.[σH]min = 1,25.500 = 625 > [σH] => Tmđk

3.Ứng suất cho phép khi quá tải

- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi qua tải [σH]max = 2,8σch

Nên :

Bánh chủ động có:

ba H

H

u

K T

ψ σ β

5, Xác định các thông số ăn khớp:

- Xác định môđun:

m= (0,01- 0,02)aw= (0,01…0,02).187= 1,87 … 3,74Theo bảng 6.8, ta tra lấy theo tiêu chuẩn m= 2

Chọn góc nghiêng β =00, do đó cos β = 1

z1== = 41,5Lấy z3= 42 răng

Số răng bánh lớn:

z4= uz1= 3,5 42= 147 răng+ Hệ số dịch chỉnh: x = 0; x = 0

Momen xoắn trên trục bánh chủ động (Nmm)

Số vòng quay trên bánh chủ động (v/p) 103

Giới hạn bền uốn trên bánh chủ động (Mpa) 450

Giới hạn bền uốn trên bánh bị động (Mpa) 432

Giới hạn bền tiếp xúc trên bánh chủ động

7 Ứng dụng phần mềm Inventor trong thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:

- Kích hoạt modun thiết kế chi tiết máy trên phần mềm Inventor: File -> New -> Standard(mm).iam -> OK

- Trong môi trường Assembly ta kích chọn mục Design -> Gọi lệnh Spur Gear xuất hiện hộp thoại Spur Gear Component Generator

- Thực hiện nhập các thông số hình học thiết kế của bộ truyền trong phần Design của hộp thoại, các thông số được nhập như trong hình sau:

- Tiếp theo ta thực hiện nhập các thông số tính toán trong mục Calculation như hình sau:

- Sau khi nhập các thông số thiết kế & thông số tính toán ta kích chọn nút lệnh Calculate để tính toán bộ truyền bánh răng Ta được kết quả là mô hình 3D của bộ truyền & các lực tác dựng từ bộ truyền bánh răng lên trục như sau:

Lực tác dụng lên trục từ bộ truyền bánh răng cấp chậm

Lực hướng kính Fr (N) 1235,367N

Phần 3: Thiết kế trục, lựa chọn ổ lăn và khớp nối.

I Tính trục I.

1.1 Chọn vật liệu.

- Chọn vật liệu: Thép 45 tôi cải thiện

σb = 750 Mpa; σch = 450 Mpa; [τ] = 15÷30 Mpa

1.2 Xác định các thông số của trục

1.2.1 Các lực tác dụng lên trục.

+ Xét chiều của các lực

Lực tác dụng lên trục từ bộ truyền bánh răng cấp nhanh

Lực hướng kính Fr (N) 570,411NLực dọc trục Fa (N) 391,72N

Điểm đặt lực của bộ truyền bánh răng phía dưới trục Oz => r > 0

Bánh răng chủ động có hương nghiêng răng phải => hr = 1

Tính đường kính sơ bộ trục vào

Đường kính sơ bộ trục vào được tính theo công thức:

d1 =

] [

2 ,

- Khoảng cánh từ mặt bên của ổ đến thành trong của hộp giảm tốc k2 =

15 ( mm)

- Khoảng cánh từ mặt bên của chi tiết quay ngoài đến nắp ổ k3 = 15

(mm)

- Chiều cao nắp ổ và đầu bulông hn = 20 ( mm)

- Khoảng cánh giữa 2 chi tiết quay trong hộp k4 = 15 (mm)

Từ các thông số trên ta có thể tính được:

- Khoảng cách từ gối 0 đến tâm bánh răng chủ động

1.2.4 Tính toán phản lực & vẽ biểu đồ momen.

Tính toán phản lực, vẽ biểu đồ moment và tính kết cấu cho trục I Ứng dụng Modul Design Accelaretor trong Inventor để tính toán trục như sau: trong môi trường Assembly ta kích vào mục Design gọi lênh Shaft khi xuất hiện hộp thoại Shaft Component Generator Trong phần Design của hộp thoại ta nhập thông số hình học của trục với:

Kiểu trục là hình trụ

Đường kính sơ bộ trục là 20 ( mm)

Chiều dài sơ bộ trục là : l = 166 + 52,5 = 218,5 (mm)

Trong phần Calculate của hộp thoại ta nhập thông số tính toán trục với

Modul đàn hồi E = 2.104 ( MPa)

Modul trượt G = 8.103 ( MPa)

Tỷ trọng vật liệu ρ = 7930 (kg/mm3)

- Vị trí gối đỡ 1 cánh mặt đầu trục là 0 (mm)(mặt đầu trái của trục)

- Vị trí gối đỡ 0 cách điểm giữa của trục là 52,5 (mm)(mặt đầu phải)

- Các lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng tại vị trí 2 được đặt tại vị trí cách vị trí giữa trục là 6,75(mm)(về bên phải trục) Chiều của các lực được đặt đúng theo hệ trục tọa độ Oxyz khi gọi lệnh Fx13, Fy13 Fz13 đều có chiều ngược với chiều X, Y, Z

Sau khi khai báo các thông số tính toán cho trục vào ta có sơ đồ các lực tác dụng lên lực như sau:

Kích chọn nút Calculate ta thu được kết quả tính toán sau:

Biểu đồ lực cắt Qx

Biểu đồ momen uốn M tổng

Biểu đồ momen uốn My

Kích chọn mục Ideal Deameter trong phần Graphs để có được kết quả về đường kính lý tưởng của trục tại các mặt cắt ứng với các tải trọng như sau:

Theo đó ta có:

Đường kính tại mặt cắt lắp bánh răng là: d12=23,1814 (mm)

Đường kính tại mặt cắt gối đỡ 0 bên trái là : d10=5 (mm)

Đường kính tại mặt cắt gối đỡ 1 bên phải là : d11 = 16 (mm)

Để đảm bảo về mặt kết cấu cũng như độ bền của trục ta chọn:

d12=25 (mm) d10=d11 = 20 (mm)

Các thông số khác: + ở 2 đầu của trục có vát mép 1x450

+ Môi bậc trục đều có vo cung r = 0,5 (mm)

Tuy nhiên do bánh răng nhỏ của bộ truyền cấp nhanh quá nhỏ để đảm bảo độ bền cho bánh răng ta chọn phương án làm bánh răng liền trục

Ta có bảng thông số như sau :

Then:14x6x2

5Cách 5

Bo:R0.5Vát:1x45

0

II Tính trục II.

2.1 Chọn vật liệu.

- Chọn vật liệu: Thép 45 tôi cải thiện

σb = 750 (Mpa); σch = 450 (Mpa); [τ] = 15÷30 (Mpa)

2.2 Xác định các thông số của trục.

2.2.1 Các lực tác dụng lên trục.

- Lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng cấp nhanh

Lực tác dụng lên trục từ bộ truyền bánh răng cấp nhanh

Điểm đặt lực của bộ truyền bánh răng phía trên trục Oz => r < 0

Bánh răng chủ động có hương nghiêng răng phải => hr = 1

- Khoảng cánh giữa 2 chi tiết quay trong hộp k4 = 15 (mm)

Từ các thông số trên ta có thể tính được:

- Khoảng cách từ gối 0 đên tâm bánh răng chủ động

2.2.3 Tính toán phản lực & vẽ biểu đồ momen.

- Ứng dụng modun Design Accelerator trong Inventor để tính toán trục như sau: Trong môi trường Assembly ta kích chọn vào mục Design => Gọi lệnh Shaft => xuất hiện hộp thoại Shaft Component Generator Trong phần Design của hộp thoại

ta nhập thông số hình học của trục với:

Kiểu là hình trụ

Đường kính sơ bộ 35 (mm)

Chiều dài sơ bộ L = l21 = 166 (mm)

- Trong phận Calculation của hộp thoại ta nhập thông số tính toán của trục với:

Modun đang hồi E = 2.104 (Mpa)

Modun trượt G = 8.103 (Mpa)

Tỷ trọng của vật liệu ρv= 7930 (kg/m3)

- Vị trí gối đỡ 1 cánh điểm giữa trục là 83( mm)(mặt đầu phải)

- Các lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng tại vị trí 2 được đặt tại vị trí cánh vị trí giữa trục là 33 (mm )(về bên trái trục) Chiều của các lực được đặt đúng theo hệ trục tọa độ Oxyz khi gọi lệnh Fx23, Fy23 đều có chiều ngược với chiều X, Y

- Các lực tác dụng lên bánh răng tại vị trí 3 được đặt tại vị trí cánh vị trí giữa trục

là 17 (mm) (về bên phải trục) Chiều của các lực được đặt đúng theo hệ trục tọa độ Oxyz khi gọi lệnh Fx22 ngược chiều với X, Fy22 có chiều cùng chiều với Y Fz22

có chiều cùng chiều với Z

Sau khi khai báo các thông số tính toán cho trục vào ta có sơ đồ các lực tác dụng lên lực như sau:

Kích chọn nút Calculate ta thu được kết quả tính toán sau:

Biểu đồ momen uốn My

Biểu đồ momen uốn Mx

Kích chọn mục Ideal Deameter trong phần Graphs để có được kết quả về đường kính lý tưởng của trục tại các mặt cắt ứng với các tải trọng như sau:

Theo đó ta có:

Đường kính tại mặt cắt lắp bánh răng nghiêng là: d23= 35,237 (mm) Đường kính tại mặt cắt lắp ổ bi là : d20=d21 = 5 (mm)

Đường kính tại mặt cắt lắp bánh răng thẳng là : d22 = 35 (mm)

Để đảm bảo về mặt kết cấu cũng như độ bền của trục ta chọn:

III Tính trục III.

3.1 Chọn vật liệu.

- Chọn vật liệu: Thép 45 tôi cải thiện

σb = 750 Mpa; σch = 450 (Mpa); [τ] = 15÷30 (Mpa)

Xác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực

- Chiều cao nắp ổ và đầu bulông hn = 20 (mm)

- Khoảng cánh giữa 2 chi tiết quay trong hộp k4 = 15 (mm)

Từ các thông số trên ta có thể tính được:

- Khoảng cánh từ gối 0 đến tâm bánh răng bị động

l33 = 100 (mm)Khoảng cánh 2 gối

ta nhập thông số hình học của trục với:

Kiểu là hình trụ

Đường kính sơ bộ 45 (mm)

Chiều dài sơ bộ L = l11 = 166 + 75 = 241 (mm)

- Trong phận Calculation của hộp thoại ta nhập thông số tính toán của trục với:

Modun đang hồi E = 2.104 (Mpa)

Modun trượt G = 8.103 (Mpa)

- Vị trí gối đỡ 1 cách điểm giữa trục là 120.5 (mm) (mặt đầu phải của trục)

- Vị trí gối đỡ 0 cách mặt đầu trái của trục là 75 (mm)

- Các lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng tại vị trí 3 được đặt tại vị trí cánh vị trí

giữa trục là 8,25 mm(về bên phải trục) Chiều của các lực được đặt đúng theo hệ

trục tọa độ Oxyz khi gọi lệnh Fx33, Fy33 đều có chiều cùng với chiều X, Y

Các lực tác dụng từ bộ truyền xích được đặt tại vị trí cách giữa trục 120,5 mm về phía bên trái trục (vị trí mặt đầu trái trục_lắp đĩa xích).Chiều của lực tác dụng ngược với chiều của

bộ truyền bánh răng

Ngoài ra trục còn chịu moomen xoắn T = T3 = 530189,66(Nmm) do khớp nối gây

ra, Và T = Fx33.d/2 = 3748,127.294/2 = 550974,67 (Nmm) do bánh răng gây ra

- Sau khi khai báo các thông số tính toán cho trục vào ta có sơ đồ các lực tác dụng lên lực như sau:

Biểu đồ lực cắt Qy

Biểu đồ momen uốn M tổng

Biểu đồ momen uốn Mx

Biểu đồ momen uốn My

Kích chọn mục Ideal Deameter trong phần Graphs để có được kết quả về đường kính lý tưởng của trục tại các mặt cắt ứng với các tải trọng như sau:

Theo đó ta có:

Đường kính tại mặt cắt lắp bánh răng là: d33=47,1965 (mm)

Đường kính tại mặt cắt gối đỡ 0 bên trái là : d30=46 (mm)

Đường kính tại mặt cắt gối đỡ 1 bên phải là : d31 = 0 (mm)

Đường kính tại mặt cắt lắp đĩa xích là d32 = 42 (mm)

Để đảm bảo về mặt kết cấu cũng như độ bền của trục ta chọn:

d33=47 (mm) d31= d30 = 46(mm) d32 = 40(mm)

- Khi đó ta có kết cấu trục vào như sau:

-Chọn cấp chính xác cho ổ trục : dùng ổ bi đỡ chặn cấp chính xác 0.

Ứng dụng phần mềm Inventor thiết kế ổ lăn.

Trong môi trường Assembly ta kích chọn vào mục Designà Gọi lệnh

à xuất hiện hộp thoại Bearing gerenator.

Trong phan Deseign ta chọn ổ bi đỡ chặn « Rolling bearing GB/T 292-2007 «

Tại mục Cylindrical Face : ta chọn mặt trụ lắp ổ trên trục 1

Start plane : ta chọn mặt phẳng tính bề dày ổ

Trong phần Calculation ta nhập các thông số tính toán ổ lăn : Lực hướng tâm, lực dọc trục, Tốc độ quay của trục