Thuyết minh đồ án Thiết kế sản phẩm với cad

Để thực hiện việc phát triển ngành cơ khí cầnđẩy mạnh đào tạo đội ngũ cán bộ kỹ thuật có trình độ chuyên môn cao, đồng thờiphải đáp ứng được các yêu cầu của công nghệ tiên tiến, công ngh

Lời Nói Đầu

Hiện nay khoa học kỹ thuật đang phát triển như vũ bão, mang lại những lợi ích

cho con người về tất cả nhữnh lĩnh vực tinh thần và vật chất Để nâng cao đời sốngnhân dân, để hoà nhập vào sự phát triển chung của các nước trong khu vực cũngnhư trên thế giới Đảng và Nhà nước ta đã đề ra những mục tiêu trong những nămtới là nước công nghiệp hoá hiện đại hoá

Muốn thực hiện được điều đó một trong những ngành cần quan tâm phát triểnnhất đó là ngành cơ khí chế tạo máy vì ngành cơ khí chế tạo máy đóng vai tròquan trọng trong việc sản xuất ra các thiết bị công cụ

cho mọi ngành kinh tế quốc dân Để thực hiện việc phát triển ngành cơ khí cầnđẩy mạnh đào tạo đội ngũ cán bộ kỹ thuật có trình độ chuyên môn cao, đồng thờiphải đáp ứng được các yêu cầu của công nghệ tiên tiến, công nghệ tự động hoátheo dây truyền trong sản xuất

Nhằm thực hiện mục tiêu đó, chúng Em là sinh viên trường Đại Học Kỹ ThuậtCông Nghiệp - Thái Nguyên nói riêng và những sinh viên của các trường kỹ thuậtnói chung trong cả nước luôn cố gắng phấn đấu trong học tập và rèn luyện, trau dồinhững kiến thức đã được dạy trong trường để sau khi ra trường có thể đóng gópmột phần trí tuệ và sức lực của mình vào công cuộc đổi mới của đất nước trong thế

kỷ mới

Qua đồ án này Em đã tổng hợp được nhiều kiến thức chuyên môn, giúp Em hiểu

rõ hơn những công việc của một kỹ sư tương lai Song với những hiểu biết còn hạnchế cùng với kinh nghiệm thực tế chưa có nên đồ án của Em không tránh khỏinhững thiếu sót Em rất mong được sự chỉ bảo của các thầy trong bộ môn và cácThầy Cô giáo trong khoa để đồ án của Em được hoàn thiện hơn

Cuối cùng Em xin chân thành cảm ơn sự quan tâm chỉ bảo của các Thầy Côtrong khoa cơ khí và đặc biệt là thầy Nguyễn Văn Dự và thầy Đỗ Thế Vinh đãhướng dẫn để em hoàn thành đồ án

Ngày tháng năm 2011 Sinh viên: Bùi Trường Giang

Nguyễn Hà Giang

Trần Văn Duy

NHẬN XÉT

………

………

………

………

………

………

………

……….

………

………

………

………

………

………

………

……….

………

………

………

………

………

………

………

……….

………

………

………

………

……….

PHẦN I TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

I CHỌN LOẠI ĐỘNG CƠ ĐIỆN

1 Chọn động cơ

Động cơ ba pha đồng bộ và động cơ ba pha không đồng bộ kiểu rôto lồng sóc do

có kết cấu đơn giản,giá thành thấp,dễ bảo quản

2 Chọn công suất động cơ

Công suất làm việc trên trục công tác

1000

ct t lv

P P



 (kw) Trong đó:

 là hiệu suất truyền động từ trục động cơ đến trục công tác

   o4 br2 k (1)

o là hiệu suất của 1cặp ổ lăn

brlà hiệu suất của bộ truyền bánh răng

k là hiệu suất của khớp nối

Theo bảng 2.3 [1] ta có

0,990,971

o br k

 0,99 0,97 1 0,9044 2 

9,28 10,27

0,904

dc lv P

3 Chọn số vòng quay động cơ

Tính số vòng quay của trục công tác

- Với hệ dẫn động băng tải:

360.10

ct

v n

D



Trong đó:

D - đường kính tang dẫn của băng tải (mm)

v - vận tốc vòng của băng tải (m/s)

360.10 2,9

153,933,14.360

ct

Tính số vòng quay đồng bộ nên dùng cho động cơ:

Chọn sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ nđb = 1500 v/p

Khi này tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống usb được xác định:

db sb ct

n u

Kiểu máy Công

suất (kW)

Tốc độ quay(v/p) cos %

max

dn

T T

K dn

T T

4A132M4Y3 11 1458 0,87 87,5 2,2 2,0

5 Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ

 Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ

Khi khởi động, động cơ cần sinh ra một công suất đủ lớn để thắng sức ỳ của hệ thống.Vì vậy cần kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ

Điều kiện mở máy của động cơ thoả mãn nếu công thức sau đảm bảo

Vậy động cơ đã chọn thoả mãn điều kiện mở máy

 Kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ

Với sơ đồ tải ổn định nên không cần kiểm tra quá tải cho động cơ

II Phân phối tỉ số truyền

Tỉ số truyền chung của toàn hệ thống u xác định theo:

dc ct

n u

n

  Trong đó: nđc - số vòng quay của động cơ đã chọn (v/p)

nct - số vòng quay của trục công tác (v/p)

1

1,2776 C ba

h ba

Với K C2  1 1,3

Chọn

KC2=1.2 2

11,3

ba ba

h u u u

n n u

I II

n n u

II III

n n

u

2 Tính công suất danh nghĩa trên các trục

Công suất danh nghĩa trên trục I

3 Tính mô men xoắn trên các trục

Áp dụng công thức 9,55.10 6 i

i

i

p T

1458

dc lv dc

dc dc

T

p n

1458

I I

I I

T

p n

765,64

II II

153,96

III III

III III

T

p n



Mô men xoắn trên trục IV :

IV IV

PHẦN II THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

I THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CẤP NHANH

Giới hạn chảy ch1450MPa

Để tăng khả năng chạy mòn của răng ,nên nhiêt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn độ rắn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị :

HB1HB2(10 15) HB

0 lim

YR: Hệ số kể đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

YS: Hệ số kể đến độ nhậy vủa vật liệu tới sự tập trung ứng suất

KXF: Hệ số kể đến ảnh hưởng kích thước bánh răng tới độ bền uốn

SH,SF: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc, uốn

KFC: Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc đặt tải

Khi thiết kế sơ bộ ta lấy 1

Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở : 0Hlim=2HB + 70

Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc : S =1,1 H

Ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở : F0lim=1,8HB

Hệ số an toàn khi tính về uốn : S =1,75 F

HE FO m FL

FE

N K

N N K

N HE,N : Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương FE

Với bộ truyên tải trọng tĩnh không đổi

530 .1 481,8( )

[H] 495,4 MPa [H]min 602,25(MPa)

Do vậy ta chọn độ cứng cho cặp bánh răng là hợp lý

Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép là [H] 481,8 MPa

 Ứng suất uốn cho phép

  o Flim

F

K K S

 Ứng suất cho phép khi quá tải

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải

Hmax 2,8.ch Đối với bánh nhỏ H1max 2,8.ch12,8.580 1624( MPa)

Đối vơi bánh lớn H2max 2,8.ch22,8.450 1260( MPa)

Ứng suất uốn cho phép khi quá tải

Fmax 0.8ch Đối với bánh nhỏ F1max 0,8.ch10,8.580 464 MPa

Đối vơi bánh lớn F2 max 0,8.ch2 0,8.450 360 MPa

3 Tính toán bộ truyền cấp nhanh

a Xác định sơ bộ khoảng cách trục

1 1 3 12

.( 1)

Với hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm thì bộ truyền cấp nhanh là bánh răng trụ thẳng nên có 00

Số răng bánh nhỏ

0 1

1

1

2 .cos 2.123.cos0

30,59( 1) 2.(3,021 1)

w a z

1

943,03231

m

z u

4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện

1 12

1 1 1

2 .( 1)

KH  : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành

răng,tra bảng 6.7 [1] ta có K H 1,07

K H: Hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng cho các đôi răng đồng

thời ăn khớp,do bánh răng thẳng nên K H 1

Với vận tốc vòng của bánh răng :

.1

Vậy thoả mãn điều kiên bền của ứng suất tiếp xúc

Do [H cx] H chênh lệch không nhiều nên ta co thể giảm bề rộng vành

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng ,ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không đượcvượt quá một giá trị cho phép

Y và F1 Y là hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2,phụ thuộc vào số răng F2

tương đương Số răng tương đương : 1 13 3 0

31

31cos cos 0

v

z z

v

z z

KF : là hệ số tảI trọng khi tính về uốn : K F K F.K F.K FV

Với K F là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

tra bảng 6.7 [1] => K F 1,17

 

Tra bảng 6.15[1] và 6.16 [1]ta có  F 0,011 và g  o 56

1230,011.56.4,6 18,05

Hệ số tải trọng khi tính về uốn : K F K F.K F.K Fv 1,17.1.1,25 1,46

Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh chủ động:

1

96,75.3,60

91,66( )3,80

F F F

F

Y

MPa Y

Vậy bộ truyền thoả mãn độ bền uốn

6 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Khi làm việc răng có thể bị quá tải(thí dụ như mở máy, hãm máy…) với hệ số quátải K qt K bd 1,3

Ứng suất tiếp xúc cực đại

 max 457,71 1,3 521,87( ) max 1260( )

Vậy răng đảm bảo quá tải

7 Các thông số và kích thước bộ truyền

Giới hạn chảy ch4340MPa

Để tăng khả năng chạy mòn của răng ,nên nhiêt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn độ rắn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị :

 

0 lim

YR: Hệ số kể đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

YS: Hệ số kể đến độ nhậy vủa vật liệu tới sự tập trung ứng suất

KXF: Hệ số kể đến ảnh hưởng kích thước bánh răng tới độ bền uốn

SH,SF: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc, uốn

KFC: Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc đặt tải

Khi thiết kế sơ bộ ta lấy 1

Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở : 0Hlim=2HB + 70

Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc : S =1,1 H

Ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở : F0lim=1,8HB

Hệ số an toàn khi tính về uốn : S =1,75 F

Bộ truyền quay một chiều và tải trọng đặt một phía nên hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải K FC=1

HE FO m FL

FE

N K

N N K

N HE,N : Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương FE

Với bộ truyên tải trọng tĩnh không đổi

530 .1 481,8

  4

0

lim 4

500 .1 454,5( )

[H] 468,15 MPa [H]min 568,125(MPa)

Do vậy ta chọn độ cứng cho cặp bánh răng là hợp lý

Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép là [H] 468,15 MPa

 Ứng suất uốn cho phép

  o Flim

F

K K S

 Ứng suất cho phép khi quá tải

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải

Hmax 2,8.ch

Đối với bánh nhỏ H3max 2,8.ch3 2,8.450 1260( MPa)

Đối vơi bánh lớn H4max 2,8.ch42,8.340 952( MPa)

Ứng suất uốn cho phép khi quá tải

Fmax 0.8ch Đối với bánh nhỏ F3max 0,8.ch30,8.450 360 MPa

Đối vơi bánh lớn F4max 0,8.ch4 0,8.450 272 MPa

3 Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền

a Xác định sơ bộ khoảng cách trục

' 2 3

2 2

.( 1)

2

2 os 2.132 os30

36,86( 1) 1,5.(3,135 1)

=> Chọn z 4 113 răng

Do đó, tỉ số truyền thực sẽ là

4 3

113

3,1436

m

z u

Góc nghiêng răng :  31 470  cos31 470 0,85

Góc prôfin răng :

0

020

Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

b arctg(cos t tg)arctg(cos 23 10 31 47 ) 30 10 tg 0   0 

w

b m

2.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiệnsau:

KH  : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng , tra bảng 6.7[1] với ta có K H 1,124 (theo sơ đồ 3)

K H: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

' 3 3

2

.1

2 3

2

2 .( 1)

.2.96663,525.1,3.(3,14 1)

Vậy thoả mãn điều kiên bền của ứng suất tiếp xúc

Do [H cx] Hchênh lệch không nhiều nên ta co thể giảm bề rộng vành răng :

5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng ,ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép

3

' 2

z z

v

z z

KF : là hệ số tảI trọng khi tính về uốn : K F K F.K F.K FV

Với K F là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

khi tính về uốn ,tra bảng 6.7[1] => K F 1,25

Tra bảng 6.15[1] và 6.16[1] ta có  F 0,006 và g  o 73

1320,006.73.1,6 4,54

Hệ số tải trọng khi tính về uốn : K F K F.K F.K Fv 1,25.1,37.1,05 1,8

Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh chủ động

3

130,95.3,6

129,87( )3,63

Vậy bộ truyền thoả mãn độ bền uốn

6 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Khi làm việc răng có thể bị quá tải(thí dụ như mở máy, hãm máy…)

Do tải làm việc ổn định nên chỉ xảy ra quá tải khi mở máy nên hệ số quá tải là

Vậy răng đảm bảo quá tải

7 Các thông số và kích thước bộ truyền cấp chậm

PHẦN III KIỂM TRA BÔI TRƠN VÀ CHẠM TRỤC

I KIỂM TRA BÔI TRƠN

Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn, đảm bảo thoát nhiệt tốt và

đề phòng các chi tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền tronghộp giảm tốc Ta chọn chế độ bôi trơn bằng ngâm dầu

Do là hôp giảm tốc phân đôi cấp chậm nên cấp chậm có 2 cặp bánh răng giông nhau nên kiểm nghiệm bôi trơn ta chỉ cần xét bánh 2 và 4 là được

Ta có chiều cao răng: h22,25.m2,25.2 4.5

Chiều cao ngâm dầu tối thiểu:

h  (0,75 2).h (0,75 2).4,5 (3,375 9)(     mm)

Lấy h2min 10(mm)  do (hmin ≥ 10mm)

Khoảng cách giữa mức dầu nhỏ nhất và mức dầu cao nhất là

hmax  hmin 10 15

Mức dầu cao nhất không được vượt quá 1/3 bán kính bánh 4 4

6

a d

Vậy thoả mãn điều kiện bôi trơn

Sơ đồ điều kiện bôi trơn

II KIỂM TRA CHẠM TRỤC

Đường kính sơ bộ của trục

 

30,2

T d





Trong đó   là ứng xuất xoắn cho phép

Với vật liệu trục là thép 45 ta có   =12…20 MPa chọn   20(MPa)

 

3 3

0,2

III

T d





=> 3 581870.74

52.590,2.20

l2

43

21

Sơ đồ kiểm tra điều kiện chạm trục

III KIỂM TRA SAI SỐ

Số vòng quay thực trên trục công tác

153,15( / )9,52

159,93( / )

thuc dc

ct

thuc thuc

u

z z u

Vậy sai số vòng quay nằm trong phạm vi cho phép

PHẦN IV THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI

2

4

4'3'

T F

T F

d



' 2 3

3

2

t w

T F

d



' 3 4

4

2

t w

T F

d

 Trong đó:

=> 1 1

1

2 2.66614,2

2183,71( )61,01

t w

t w

3

2 2.96663,525

3030,2( )63,8

t w

4

2 2.290935,37

2904,99( )200,3

t w

0 2

0 2

2

23 10 2904,99 1462,37( )

k k

T d



Trong đó:

T : Mô men xoắn trên trục thứ k k

  : ứng suất xoắn cho phépVới thép 45 ta có : [ ] =1530(MPa)

Chọn [ ] 25 (MPa) 

 Trục I:

 

1 30,2

I

T d



 Trong đó: T166614,2N mm 

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

Từ đường kính sơ bộ của trục ta có thể xác định được gần đúng chiều rộng ổ lăn b0

a Tính chiều dài mayơ

chiều dài mayơ ở khớp nối: được xác định theo công thức: l m (1,4 2,5). d k sb

l m12 (1,4 2,5).35 49 87,5(   mm)

b Khoảng cách giữa các gối đỡ

Theo bảng 10.3(I) trị số của các khoảng cách

- Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quayk   Lấy 1 8 15 k 1 12

- Khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp k   Lấy 2 5 15 k 2 10

- Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ k   Lấy 3 10 20 k 3 15

- Chiều cao nắp ổ và đầu bulông h   Lấy n 15 20 h  n 18

Vì hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp nên ta có:

Trong đó: Ft14 : lực vòng trên khớp nối

T1 : Mô men xoắn trên trục I : T 1 66614,2

D : Đường kính vòng tròn qua tâm chốt

Tra bảng 16.10a(II) lấy Dt14= 90mm

=> 14 1

1

2 2.66614,2

1480,32( )90

T (N.mm)

B

My(N.mm)

Fx14

29600

115131,31

66614,07

tdA A

M



Với :   ứng suất cho phép của vật liệu chế tạo trục Tra bảng 10.5(I) ta có  

tdB B

xD yD D

tdD D

Tra bảng tiêu chuẩn chọn dD=22(mm)

Vậy đường kính tại các vị trí lắp ghép của trục I là

22( )25( )30( )

Sơ đồ hoá biểu đồ lực, mômen trục II

M x

(N.mm)

T (N.mm)

C

My(N.mm)

2090,25( )760,79( )3030,2( )

1525,4( )

t r t

2103863,697( )

63,8 3030,2 96663,38( )

tdk k

M d



Trong đó:   ứng suất cho phép của thép chế tạo trục

Tra bảng 10.5(I) lấy   =67MPa

Xét tại điểm B ta có

M T xB 66982,79( N mm)

M xB P 126877,592( N mm)

M yB 236406,51( N mm)

P tdB B

tdC C

Tra bảng tiêu chuẩn lấy d C 45(mm)

Xét tại điểm A và E: ta có M tdA M tdE 0

 Ta lấy đường kính tại hai ổ A và E là d A d E 30(mm)để thoả mãn lắp ghépVậy tiết diện tại các vị trí lắp ghép của trục II

30( )38( )45( )

845434,73

218841,48

581869,5 290934,75

M x

(N.mm)

T (N.mm)