nghiên cứu thiết kế động học kết cấu theo mẫu máy dmu 60t

Hình 1: Sơ đồ động học truyền dẫn chính của TTGCDMU 60T Hình 2: Lưới tốc độ truyền dẫn chính của TTGCDMU 60T 125.1 1 5.135 5.120 = 55 55 55 55 Động cơ AC 10CHƯƠNG III NGHIÊN CỨU THIẾT KẾ ĐỘNG HỌC KẾT CẤU THEO MẪU MÁY DMU 60T III.1. NGHIÊN CỨU ĐỘNG HỌC TRUNG TÂM GIA CÔNG DMU 60T: Xích động học của cụm trục chính của trung tâm gia công DMU 60T như sau: Bắt đầu từ động cơ xoay chiều 3 pha kỹ thuật số → hộp tốc độ (không làm thay đổi chiều quay của cụm trục chính, động có khả năng thay đổi chiều quay) → cụm trục chính. Hộp tốc độ của trung tâm gia công bao gồm có 2 cấp tốc độ là 1 và (1/2.4545) 2 nhờ cơ cấu bánh răng di trượt dựa trên trục then hoa (cặp bánh răng khớp trong có hệ thống dẫn động độc lập) ra vào khớp. Hai khoảng điều chỉnh tốc độ của động cơ dẫn động cụm trục chính như sau: 1 1 Hình3 : Đồ thị quan hệ mômen-côngsuất-số vòng quay của truyền động chính Khoảng I : n đc = 1123 ÷ 6705 rpm Khoảng II : n đc = 136 ÷ 9000 rpm Trung tâm gia công có phạm vi biến đổi tốc độ rộng: R = min max n n = 20 8000 = 400. Từ đồ thị quan hệ mô men- công suất – số vòng quay của truyền động chính, ta có mấy nhận xét như sau: - Tại các dải tốc độ từ 221 – 4117 vòng/phút của trục chính thì công suất được sử dụng 100% công suất và mô men xoắn nhỏ hơn mômen xoắn giới hạn. Mômen xoắn giới hạn đạt được giải tốc độ từ 20 – 221 vòng/phút của trục chính.( Giá trị mômen xoắn giới hạn của trục chính bằng 561.7 Nm ). Điều này khá hợp lí khi thiết kế bởi M x tỉ lệ thuận với Công suất N của động cơ và tỉ lệ nghịch với số vòng quay của trục, M x cứ tăng khi công suất truyền động là không đổi còn số vòng quay cứ giảm.Để đảm bảo cho M x luôn nhỏ hơn giá trị M x giới hạn thì ta chọn giải pháp giảm Công suất truyền dẫn để được một tỉ số là không đổi. 2 2 Hình 4: Sơ đồ 7nh toán đai răng - Động cơ AC vô cấp tốc độ điều khiển bằng bộ biến tần được phân thành hai giải tốc độ như đã nêu ở trên, các giải tốc độ này được thiết kế tương ứng với các công suất động cơ nhất định. Trung tâm gia công DMU 60T được tính toán thiết kế dựa trên quan điểm mô men xoắn cực đại(công suất cắt cực đại). Tại công suất động cơ bằng 13 kw và số vòng quay trục chính bằng 221 vòng/phút( tương với tốc độ này thì số vòng quay của trục III là: 542 vòng/phút và tại trục động cơ I là: 1498 vòng/phút) Vậy tính toán thiết kế các chi tiết với Công suất động cơ truyền dẫn chính là 13 kw và Số vòng quay của trục là 1498 vòng/phút. III.2. TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ: Các thông số đầu vào: - Động cơ truyền dẫn chính: động cơ xoay chiều kỹ thuật số có N = 13 kw - Số vòng quay n min = 20 vòng/phút n max = 8000 vòng/phút Cần thiết kế: - Tính cụm chính theo cơ sở đông cơ truyền dẫn chính: + tính toán truyền dẫn đai răng.(i = 1.125) + tính toán truyền dẫn bánh răng.(i 1 = 1; i 2 = 1/2.45) + tính toán trục. - Tính mô đun chạy dao từ động cơ chạy dao đến bộ truyền vít đai ốc – bi: + tính toán bộ truyền vít đai ốc – bi. A.TÍNH BỘ TRUYỀN ĐAI RĂNG: Đai răng là loại đai dẹt được chế tạo thành vòng kín có răng ở răng mặt trong. Khi vào tiếp xúc với bánh đai, các răng của đai sẽ ăn khớp với các răng trên bánh đai. Do truyền lực bằng ăn khớp, truyền động đai răng có những ưu điểm: không có hiện tương trượt (như bộ truyền đai trơn dùng nguyên lý tiếp xúc), có tỉ số truyền lớn ( u ≤ 12, đôi khi u < 20, rất lớn so với đai dẹt và đai thang u = 2 ÷ 6), hiệu suất cao, không cần lực căng ban đầu lớn, lực 3 3 tác dụng lên trục và lên ổ nhỏ. Đai răng được chế tạo từ cao su trộn với bột Natri hoặc được đúc từ cao su poliuretan. Lớp chịu tải chủ yếu là dây thép, sợi thuỷ tinh hoặc sợi poliamit. Đường kính dây thép bằng 0.3÷0.4 mm( đối với đai có mô đun m = 2; 3 và 4 mm) và bằng 0.65÷0.8 mm( đối với m = 4; 5 và 7 mm) thường dùng loại đai răng bằng cao su nhân tạo có cốt là dây kim loại. Nhờ lớp cốt cứng và bền mà bước của đai không bị thay đổi. Để nâng cao độ bền mòn của răng người ta phủ thêm lớp vải nilông. 1. XÁC ĐỊNH MÔ ĐUN VÀ CHIỀU RỘNG ĐAI: Môđun được xác định theo công thức: m = 35. 3 1 1 n P = 35. 3 1498 13 = 7.189 mm Trong đó: P 1 : Công suất trên bánh đai chủ động [kw], P 1 = 13 kw; n 1 : Số vòng quay của bánh đai chủ động, n 1 = 1498 vòng/phút; Trị số của m tính được phải tra theo bảng 4.27 – TKHDĐCK I ⇒ Chọn m = 5 mm Các thông số của đai răng: Môđun của đai: m = 5 mm. Bước đai: p = 15.71 mm. Chiều dày răng nhỏ nhất: S = 5.0 mm. Chiều cao răng: h = 3.5 mm. Chiều dày đai: H = 6.5 mm. Khoảng cách từ đáy răng đến đường trung bình của lớp chịu tải: δ = 0.8 mm. Góc prôfin răng: γ = 40 ° Bán kính góc lượn: R 1 = 1.2 mm. R 2 = 1.2 mm. Chiều rộng của đai răng: 4 4 b = ψ đ .m = 30 …45 mm = 40 mm. Trong đó: ψ đ : 6…9 hệ số chiều rộng đai, chọn giá trị nhỏ khi lấy môđun tiêu chuẩn lớn hơn m tính toán và lấy giá trị lớn trong trường hợp còn lại; chọn b theo bảng 4.28-TKHDĐCK I 2. XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ BỘ TRUYỀN: Số răng của bánh đai nhỏ được chọn theo bảng 4.29 TKHDĐCK I nhằm đảm bảo tuổi thọ cho đai. Số răng của bánh đai lớn: z 1 = 24 răng( được chọn theo bảng 4.29 – TKHDĐCK I ). z 2 = u.z 1 = 1,125.24 = 27 răng. Khoảng cách trục được chọn theo điều kiện: a min ≤ a ≤ a max với a min = 0,5.m.(z 1 +z 2 ) + 2.m = 0,5.5.(24+27) + 2.5 = 137.5 mm a max = 2m(z 1 + z 2 ) = 2.5.(24 + 27) = 510 mm. Số răng đai z đ : z đ = ( ) a pzzzz p a 402 2 2 1221 − + + + = z đmin = ( ) = − + + + 5,137.40 71,152427 2 2724 71,15 5,137.2 2 43.03 mm z đmax = ( ) 510.40 71,152427 2 2724 71,15 510.2 2 − + + + = 90.43 mm Z đ = [ 43 ; 90] (theo bảng 4.30 – chiều dài đai răng -TKHDĐCK I ) ⇒ z đ = 71 răng ⇒ l đ = 1114,7 mm Từ l đ tính lại khoảng cách trục a theo công thức 4.6 TKHDĐCK I : a = ( ) 4 .8 22 ∆−+ λλ = ( ) 4 5,7.8095,714095,714 22 −+ = 356,97 mm. Trong đó: 5 5 λ = l đ - p(z 1 + z 2 )/2 = 1114,7 – 15,71(24 + 27)/2 = 714,095. ∆ = m(z 1 + z 2 )/2 = 5(27 -24)/2 = 7,5 Đường kính vòng chia các bánh đai: d 1 = m.z 1 = 5.24 = 120 mm. d 2 = m.z 2 = 5.27 = 135 mm. Đường kính ngoài của bánh đai: d a1 = m.z 1 – 2.δ = 5.24 – 2.0,8 = 118,4 mm. d a2 = m.z 1 – 2.δ = 5.27 – 2.0,8 = 133,4 mm. Số răng đồng thời ăn khớp trên bánh đai nhỏ: z 0 = z 1 . 360 1 α = 24. 360 59,177 = 12 răng. trong đó: α 1 = 180 0 – [m(z 2 – z 1 )/a].57,3 0 = 180 – [5.(27 - 24)/356,97].57,3 = 177,59 0 . 3. KIỂM NGHIỆM ĐAI VỀ LỰC VÒNG RIÊNG: q = F t .K đ /b + q m .v 2 ≤ [q] Trong đó: F t – lực vòng [N], được xác định theo công thức: F t = 1000.N 1 /v = 1000.13/9,54 = 1362,7 N. v = 1000.60 nd = 1000.60 1498.5,120. π = 9,54 m/s; K đ : Hệ số tải trọng động tra theo bảng 4.7 TKHDĐCK I, K đ = 1; q m : khối lượng 1 mét đai có chiều rộng 1 mm, trị số của q m tra theo bảng, q m = 0,0075kg/(m, mm). Hệ số tải trọng động K đ = (tra theo bảng 4.7 – TKHDĐCK I ) V – vận tốc vòng m/s. [q] = [q 0 ].C z .C u = 35.1.1 = 35 - [q 0 ] – Lực vòng riêng N/mm, được xác định bằng thực nghiệm ứng với đai có tỉ số truyền u ≥ 1; số bánh đai là 2 và số răng đai đồng thời ăn 6 6 khớp trên bánh đai nhỏ z 0 ≥ 6, trị số của q 0 cho trong bảng 4.31 TKHDĐCK I, q 0 = 35; - C z – Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đồng thời ăn khớp, xác định theo bảng(trang 71 – TKHDĐCK I ); C z = 1; - C u – Hệ số kể đến ảnh hưởng của truyền động tăng tốc:C u = 1; q = F t .K đ /b + q m .v 2 = 1362,7.1/40 + 0,0075.9,54 2 = 34,75 ≤ [q] = 35. 7 7 4. CÁC THÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN ĐAI RĂNG: Mô tả thông số, tên gọi, thứ nguyên Ký hiệu Giá trị Mô đun [mm] m 5 Bước đai [mm] p 15,71 Chiều rộng bánh đai [mm] b 40 Chiều dày răng nhỏ nhất [mm] s 5.0 Chiều cao răng [mm] H 3.5 Chiều dày đai [mm] H 6.5 Chiều dày từ đáy răng tới lớp chịu tải [mm] δ 0.8 Góc prôfin răng [ o ] γ 40 Bán kính góc lượn của răng R 1 1.5 R 2 1.2 Số răng của bánh đai nhỏ Z 1 24 Số răng của bánh đai lớn Z 2 27 Đường kính vòng tròn chia [mm] d c1 120.5 (120) d c2 135.5 (135) Đường kính vòng tròn đáy [mm] d đ1 117.5 d d2 132.5 Đường kính vòng tròn đỉnh [mm] d đ1 127.5 d đ2 132.5 8 8 Hình 5: Sơ đồ bố trí các bánh răng trong hộp tốc độ B.TÍNH BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG: Các thông số đầu vào của bộ truyền bánh răng: Công suất truyền dẫn P 1 = 13 kw Tỉ số truyền i = 1; 1/ 2,4545 2 I. TÍNH TOÁN CÁC CẶP BÁNH RĂNG Ở NGOÀI HỘP: Các cặp bánh răng ở ngoài hộp tốc độ bao gồm 1 cặp bánh răng thẳng và một cặp bánh răng côn. Cặp bánh răng thẳng có tỉ số truyền u = 1, m = 2, z = 55 nhằm truyền động cho trục phay nằm ngang.Cặp bánh răng côn dùng để truyền động cho trục phay đứng có có tỉ số truyền u = 1,m = 2.5, z = 34. I.1. TÍNH CẶP BÁNH RĂNG TRỤ I.1.1. Chọn vật liệu: Chọn vật liệu thích hợp là một bước quan trọng trong việc tính toán thiết kế chi tiết máy nói chung và truyền động bánh răng nói riêng. Như vậy chọn loại vật liệu là tuỳ thuộc vào yêu cầu cụ thể: tải trọng lớn hay nhỏ, khả năng công nghệ và thiết bị chế tạo cũng như vật tư được cung cấp, có yêu cầu kích thước phải gọn hay không?… Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế, ở đây chọn vật liệu của các bánh răng là như nhau, cụ thể theo bảng 6.1 TKHDĐCK I , chọn: Thép 25XΓT(có các thành phần hoá học chủ yếu như sau: %C = 0.25 % %Cr = 1.0% %Mn = 1.0 % %Ti = 1.0% và các chất khác). Phương pháp nhiệt luyện: Thấm Cácbon, Nitơ và tôi đạt độ rắn: - Độ rắn: 57 ÷ 63 HRC 9 9 - Giới hạn bền: σ b = 1150 MPa. - Giới hạn chảy: σ ch = 950 MPa. I.1.2. Xác định ứng suất cho phép: Ứng suất tiếp xúc cho phép [σ H ] và ứng suất tiếp xúc cho phép [σ H ] được xác định theo công thức(6.1 – TKHDĐCK I ): [σ H ] =         H H S 0 lim σ .Z R .Z V .K xH .K HL . [σ F ] =         F F S 0 lim σ .Y R .Y S .K xF .K HL .K Fc. Trong đó các thông số được xác định như sau: - σ 0 Hlim và σ 0 Flim : ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với chu kì cơ sở, trị số của chúng cho theo bảng 6.2. ⇒ σ 0 Hlim1 =σ 0 Hlim2 = 23HRC = 23.60 = 1380 (MPa) và ⇒ σ 0 Flim1 = σ 0 Flim2 = 750 MPa (với 60HRC) - S H và S F : hệ số an toàn tra theo bảng 6.2 –TKHDĐCK I , ta có: ⇒S H = 1,2 và S F = 1,55. - Z R : hệ số kể đến độ nhám của bề mặt răng. - Z v : hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng. - K xH : hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng. ⇒ Khi tính toán sơ bộ thì Z R . Z v . K xH = 1 - Y Z : hệ số kể đến độ nhám của bề mặt chân răng. - Y S : hệ số kể đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất. - K xF : hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng đến độ bền uốn. ⇒ Khi tính toán sơ bộ thì Y Z .Y S . K xF = 1 - K FC : hệ số xét đến ảnh hưởng của tải, K FC = 1 khi tải đặt ở một phía(bộ truyền quay một chiều) và K FC = 0,7 ÷ 0,8 khi đặt tải hai phía(dùng 0,8 khi HB > 350). ⇒ K FC = 0,8 10 10 [...]... chiều dài và các đoạn trục đáp ứng các yêu cầu về độ bền, kết cấu, lắp ghép và công nghệ… Sau đây xin trình bày tính toán thiết kế bằng tay và bằng công cụ tin học (Chọn trục trung gian của hộp tốc độ để tính toán và thiết kế ) Hình 8: Hĩnh vẽ kết cấu trục I.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC (BẰNG TAY) BAO GỒM CÁC BƯỚC SAU ĐÂY: - Chọn vật liệu - Tính và thiết kế trục + + Tính sơ bộ đường kính trục + 36 Xác định tải... Thông số Kí hiệu và công thức tính Kết quả Khoảng cách trục aw 110 mm Mô đun pháp mn 2 mm Chiều rộng vành răng bw 35÷40 mm Tỉ số truyền i 1 Góc nghiêng của răng β 0 Số răng của các bánh răng Z1 55 mm Hệ số dịch chỉnh Z2 55 mm Đường kính vòng chia dc 110 mm Đường kính vòng đỉnh da 114 mm Đường kính vòng chân df 105 mm I.2 TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN: Theo mẫu máy DMU 60T: bộ truyền bánh răng côn được... răng ở đường truyền tốc độ thấp: I.1 Chọn vật liệu: Bộ truyền nằm trong hộp tốc độ có yêu cầu nhỏ gọn có tính động học cao và theo quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế, ở đây chọn vật liệu của các bánh răng là như nhau, cụ thể theo bảng 6.1 TKHDĐCK I , chọn: Thép 25XΓT(có các thành phần hoá học chủ yếu như sau: %C = 0.25 % %Mn = 1.0 % %Cr = 1.0% %Ti = 1.0% và các chất khác) Phương pháp nhiệt luyện:... trục bánh răng chủ động: T = 9,55.106.P/n với đường truyền tốc thấp: T (1498/2,4545.1,125) = 215302 Nmm 3 mm ⇒ aω = Ka (u ± 1) T1 K Hβ [σ H ] 2 u.ψ ba 9,55.106.13.0,96.0,98/ = 3 215302.1,05 1207,5 2.2,45.0,25 = 49,5.(2,45+1) = 108 Chọn theo dãy tiêu chuẩn: aω = 100 mm I.3.2 Xác định các thông số bộ truyền: - Theo 6.17 TKHDĐCK I, m = (0,01 ÷ 0,02)aω = 1 ÷ 2 mm ⇒ chọn theo máy đã nghiên cứu: m = 2 - Xác... (6.6) và (6.8) σF1 = 2.T1.KF.Yε.Yβ.YF1/(bw.dw1.m) = MPa < [σF1] = 342 MPa 2.215302.1,01.0,565.1.3,635 19.76.2 = 309.3 Nhưng ta chọn bw theo máy đã nghiên cứu: bw = 30 mm I.3.5 Kiểm nghiệm theo độ bền quá tải: Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải ( thí dụ lúc mở máy, hãm máy v.v.) với hệ số quá tải Kqt = Tmax/T = 1, trong đó T là mômen xoắn danh nghĩa, Tmax là momem xoắn quá tải Vì vậy cần kiểm nghiệm... I và kết hợp với máy đã tham khảo được z 1p = 34 răng Với H1 và H2 > 45 HRC ta chọn z1 = z1p = 34 răng Đường kính trung bình và môđun trung bình: dm1 = (1 – 0,5.Kbe)de1 = (1 – 0,5.0,3).129,33 = 109,93 mm mtm = dm1/z1 = 109,33/34 = 3.215 Theo công thức 6.56, ta có: Với bánh răng côn răng thẳng: mte = mtm/(1 – 0,5.Kbe) = 3,215/(1 – 0,5.0,3) = 3.676, chọn theo dãy tiêu chuẩn, bảng 6.8 TKHDĐCK I và kết. .. mm Chọn theo dãy tiêu chuẩn và theo máy đã nghiên cứu: aω = 110 mm I.1.3.2 Xác định các thông số bộ truyền: - 12 Theo 6.17 TKHDĐCK I, m = (0,01 ÷ 0,02)aω = 0,11 ÷ 0,22 mm 12 ⇒ chọn m = 2 - Xác định số răng z1: Z1 = 2.aω m( u + 1) = 2.110 2(1 + 1) = 55 răng Z1 = Z2 = 55 răng; Tính lại khoảng cách trục aϖ = (z1 + z2)m/2 = (55 + 55)2/2 = 110 mm I.1.3.3 Kiểm nghiệm răng theo độ bền tiếp xúc: Phép tính... 0,2.110.(1189/1150)2 = 23 mm là đủ bền nhưng theo máy đã nghiên cứu ta chọn chiều rộng vành răng bằng 35 mm I.1.3.4 Kiểm nghiệm răng theo độ bền uốn: Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không vượt quá một giá trị cho phép: σF1 = 2.T1.KF.Yε.Yβ.YF1/(bw.dw1.m) ≤ [σF1] σF2 = σF1.YF2/YF1 ≤ [σF2] Trong đó: - T1 : mô men xoắn trên bánh chủ động; T = 9,55.106.13.0,96.0,982/(998/2,45452.1,125)... Đường kính trung bình của bánh chủ động; d m1 = z1.mtm = 34.2,94 = 99,96 Yα - Hệ số trùng khớp ngang; Yα = 1/εα = 1/1,74 = 0,575; Yβ - Hệ số kể đến độ nghiêng của răng; Yβ = 1- βn0/140 = 1 YF1, YF2 - Hệ số dạng răng tra bảng 6.18 –TKHDĐCK I theo số răng tương đương zvn tính theo công thức 6.53a hoặc 6.34b Nếu dịch chỉnh đều thì chọn x1 theo bảng 6.20 – TKHDĐCK I theo công thức 6.50 và x 2 = - x1 =... đóng/mở (cặp bánh răng ăn khớp trong) 27 27 = Hai cặp bánh răng trên có cùng tỉ số, cùng mô đun, cùng số răng (bánh nhỏ bị động, bánh lớn dẫn động Từ các nhận xét trên ta nhận thấy chỉ cần tính toán thiết kế và tính toán cho cặp bánh răng ở phía cuối đường truyền thì có thể đủ để kết luận cho khả năng tải cho cặp bánh răng ở phía đầu Hình 7: Hình vẽ hộp tốc độ truyền dẫn chính của TTGC đường truyền vì . động học truyền dẫn chính của TTGCDMU 60T Hình 2: Lưới tốc độ truyền dẫn chính của TTGCDMU 60T 125.1 1 5.135 5.120 = 55 55 55 55 Động cơ AC 10CHƯƠNG III NGHIÊN CỨU THIẾT KẾ ĐỘNG HỌC KẾT CẤU THEO. HỌC KẾT CẤU THEO MẪU MÁY DMU 60T III.1. NGHIÊN CỨU ĐỘNG HỌC TRUNG TÂM GIA CÔNG DMU 60T: Xích động học của cụm trục chính của trung tâm gia công DMU 60T như sau: Bắt đầu từ động cơ xoay chiều. trục động cơ I là: 1498 vòng/phút) Vậy tính toán thiết kế các chi tiết với Công suất động cơ truyền dẫn chính là 13 kw và Số vòng quay của trục là 1498 vòng/phút. III.2. TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ: Các