Đồ án môn học Chi tiết máy và thiết kế sản phẩm với cad

Đồ án hộp giảm tốc côn trụ 2 cấp là một đồ án môn học thuộc môn học chi tiết máy và thiết kế sản phẩm có sự trợ giúp của máy tính. Thiết kế sản phảm với cad giúp cho người học có 1 cái nhìn tổng quan nhất về sản phẩm có khả năng thiết kế. Là một đồ án rất thực tế cho sinh viên

KHOA CƠ KHÍ

BỘ MÔN THIẾT KẾ CƠ KHÍ CỘNG HÒA XÃ HỘI CHỦ NGHĨA VIỆT NAM

Độc lập – Tự do – Hạnh phúc

ĐỀ TÀI THIẾT KẾ ĐỒ ÁN THIẾT KẾ SẢN PHẨM VỚI CAD

Sinh viên thiết kế: 1 Lớp:

2 Lớp:

3 Lớp:

Giáo viên hướng dẫn

Ngày ra đề: ……… Ngày hoàn thành: ………

THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI VỚI SỐ LIỆU SAU:

Lực vòng trên băng tải : Ft = 5000 N Thời gian phục vụ: 8 (năm)

Đường kính tang băng tải : D = 560 mm Tỷ lệ số ngày làm việc mỗi năm: 0,7

Vận tốc vòng băng tải: V = 2,79 m/s Số ca làm việc mỗi ngày: 2

Tính chất tải trọng: Không đổi, quay một chiều

4

1

Ft 6 5

Khối lượng yêu cầu:

1 01 thuyết minh chung trình bày các nội dung tính toán thiết kế;

2 Các bản vẽ chi tiết dạng khối rắn trong môi trường CAD;

3 Mô hình lắp ráp hộp giảm tốc dạng khối rắn trong môi trường CAD;

4 01 bản vẽ lắp 2D được xuất ra từ mô hình khối rắn, in trên khổ giấy A0;

5 Bản vẽ chế tạo (do giáo viên chỉ định), in ra khổ giấy A4;

6 01 đĩa CD chứa thuyết minh (MS Word 2003), bản vẽ và các nội dung thực hiện trên máy tính.

NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

LỜI NÓI ĐẦU

Năm 2020, Việt Nam cơ bản trở thành nước công nghiệp theo hướng hiện đại

Để đạt được mục tiêu này Đảng và Nhà nước ta đã và đang quan tâm thực hiện Công Nghiệp Hóa và Hiện Đại Hóa Quá trình thực hiện CNH – HĐH luôn được đầu tư và phát triển chính vì vậy vấn đề thiết kế, chế tạo ra các sản phẩm không còn là sự xa vời như trước đây Hiện tại chúng ta có thể thiết kế và chế tạo những sản phẩm lớn và có

chất lượng, trong đó thiết kế sản phẩm là chi tiết máy, bộ phận máy và các máy móc cũng đạt những thành tựu đáng kể.

Nhờ sự phát triển của công nghệ máy tính với các sản phẩm đồ họa kỹ thuật giúp cho các kỹ sư rút ngắn thời gian trong công việc thiết kế các sản phẩm và có thể kiểm nghiệm được tính khả thi của sản phẩm

Đồ án môn học Thiết Kế Sản Phẩm Với CAD là một đồ án rất quan trọng không chỉ giúp cho sinh viên củng cố lại kiến thức đã học về các học phần Chi Tiết Máy, Sức Bền Vật Liệu, Kỹ Thuật Đo Lường II … Mà còn giúp sinh viên làm quen dần với việc thiết kế sản phẩm với sự trợ giúp của máy tính thông qua phần mềm Inventor để làm

cơ sở sau này khi ra trường việc sử dụng các phần mềm đồ họa thiết kế trở nên thường xuyên hơn

Thiết kế sản phẩm là Hộp giảm tốc không còn mới lạ với những kỹ sư cơ khí đã

ra trường, nhưng đó lại là một thử thách đối với sinh viên chuyên ngành cơ khí Chỉ có

tự thiết kế ra một sản phẩm cơ bản như hộp giảm tốc mới là cơ sở để sau này có thể thiết kế những sản phẩm khác nhờ sự trợ giúp của máy tính.

Được sự giúp đỡ và hướng dẫn tận tình của các thầy, cô trong bộ môn Kỹ Thuật

Cơ Khí đã giúp chúng em hoàn thành đề tài số: …….của đồ án môn học này

Tuy đã hết sức cố gắng, nhưng do hạn chế về kinh nghiệm và thời gian nên đồ

án này không thể tránh khỏi những thiếu sót Chúng em hi vọng các thầy, cô chỉ bảo đểchúng em rút kinh nghiệm

Chúng em xin cảm ơn!

………… , ngày tháng năm 2014.

Nhóm sinh viên thực hiện

TÀI LIỆU THAM KHẢO

[I]., Tính toán hệ dẫn động cơ khí - tập I

Trịnh Chất - Lê Văn Uyển NXB Giáo Dục - 2005

[II] Tính toán hệ dẫn động cơ khí - Tập II

Trịnh Chất - Lê Văn Uyển NXB Giáo Dục - 2001

[III] Chi Tiết Máy - tập 1,2

Nguyễn Trọng Hiệp - NXB Giáo Dục - 2006

[IV] Tập bản vẽ chi tiết máy

Nguyễn Bá Dương - Nguyễn Văn Lẫm - Hoàng Văn Ngọc - Lê Đắc Phong NXB Đại học và Trung học chuyên nghiệp – 1978

[V] Sổ tay thiết kế cơ khí - Tập,1,2,3

PGS Hà Văn Vui - Ts Nguyễn Chí Sáng – Th.s Phan Đăng Phong

NXB Khoa Học và Kỹ Thuật – 2006

[VI] Hướng dẫn đồ án chi tiết máy 2013

Vũ Ngọc Pi – Nguyễn Văn Dự, Bộ môn Kỹ Thuật Cơ Khí – Khoa Cơ Khí – Trường Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp Thái Nguyên

[VII] Đồ án môn học chi tiết máy

PGS.Ts Ngô Văn Quyết NXB Hải Phòng – 2007

[VIII] Cơ sở thiết kế máy

Ts Nguyễn Hữu Lộc NXB Đại Học Quốc Gia Tp Hồ Chí Minh – 2008

[VIX] Tiêu chuẩn Quốc Gia TCVN 4753:1989

Học Viện Kỹ Thuật Quân Sự - Bộ Quốc Phòng

[X] Thiết kế chi tiết máy

Nguyễn Trọng Hiệp – Nguyễn Văn Lẫm NXB Giáo Dục – 2005

PHẦN I:

TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

1.Chọn kiểu loại động cơ điện:

Việc chọn một loại động cơ điện dùng cho hộp giảm tốc hiện nay rất đơn giản songchúng ta cần chọn loại động cơ sao cho phù hợp nhất với hộp giảm tốc yêu cầu, phù hợp với điều kiện sản xuất, điều kiện kinh tế… Để chọn được động cơ phù hợp ta phải dựa vào đặc điểm của chúng Hiện nay trên thị trường có các loại động cơ điện sau:

* Động cơ điện một chiều có đặc điểm:

- Ưu điểm:

+ Có thể thay đổi trị số mômen và vận tốc góc trong phạm vi rộng.

+ Đảm bảo khởi động êm, hãm và đảo chiều dễ dàng

- Nhược điểm:

+ Giá thành đắt, khó kiếm và phải tăng thêm vốn đầu tư để đặt thiết bị chỉnh lưu

- Phạm vi sử dụng:

+ Được dùng trong các thiết bị vận chuyển bằng điện, thang máy,máy trục

* Động cơ điện xoay chiều một pha:

- Đặc điểm: Có công suất nhỏ.

- Phạm vi sử dung: Chỉ phù hợp cho các thiết bị gia đình.

* Động cơ xoay chiều 3 pha (Được sử dụng rộng rãi trong công nghiệp):

+ Chúng được dùng cho các trường hợp cần công suất lớn (100kw) khi cần đảm

bảo chặt chẽ trị số không đổi của vận tốc góc

* Động cơ ba pha không đồng bộ roto dây cuốn:

- Phạm vi sử dụng:

+ Chỉ thích hợp trong phạm vi hẹp để tìm ra vận tốc thích hợp của dây

chuyền công nghệ đã được lắp đặt

* Động cơ ba pha không đồng bộ rôto ngắn mạch:

- Ưu điểm:

+ Kết cấu đơn giản, giá thành hạ, dễ bảo quản, có thể nối trực tiếp vào lưới

điện ba pha không cần biến đổi dòng điện

- Nhược điểm:

+ Hiệu suất và hệ số công suất cosφ thấp so với động cơ bap ha đồng bộ,

không điều chỉnh được vận tốc

 Từ những ưu, nhược điểm trên cùng với điều kiện hộp giảm tốc của ta, ta chọn:

Động cơ ba pha không đồng bộ roto ngắn mạch (lồng sóc).

2.Tính công suất và số vòng quay của động cơ:

Động cơ được chọn phải có công suất P

Trường hợp tải không đổi: công suất tính toán là công suát làm việc trên trục máy côngtác:

2 .C T 4

k br bt ol

     

Trong đó:

br C : Hiệu suất của một cặp bánh răng côn ăn khớp

bt T : Hiệu suất của một cặp bánh răng trụ ăn khớp

ol : Hiệu suất của một cặp ổ lăn

k : Hiệu suất của khớp nối

Tra hiệu suất trong Bảng 2.3[I] ta được:

13,95

15, 41( )0,905

60000 60000.2,79

95,152( / ) 3,14.560

Trong đó: v là vận tốc vòng của băng tải (m/s)

D là đường kính của băng tải (mm)

+Số vòng quay sơ bộ của động cơ được xác định theo công thức:

db sb lv

n u n

3.Chọn động cơ:

Qua các bước trên ta đã xác định được:

Động cơ được chọn phải có công suất và số vòng quay sơ bộ thỏa mãn những điều kiện trên

Để chọn động cơ ta tra bảng Phụ lục P1.1;P1.2;P1.3[I] Từ đó, ta chọn động cơ:

4A180S4Y3 có các thông số sau:

Kiểu động cơ

Công suất(KW)

Tốc độquay(v/ph)

dn

T T

k dn

T T

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

4.1 Kiểm tra điều kiện mở máy của động cơ:

Khi khởi động động cơ cần sinh ra một công suất mở máy đủ lớn để thắng sức cản của

k mm dn

T K T

K

bd

là hệ số cản ban đầu (sơ đồ tải trọng)

Từ các công thức trên ta tính được:

Vậy động cơ đã chọn thỏa mãn điều kiện làm việc đặt ra

4.2 Kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ

Nhìn vào sơ đồ tải trọng ta thấy tính chất tải trọng là không đổi nên ta không cần kiểm tra quá tải cho động cơ

II Phân phối tỉ số truyền.

1 Tỉ số truyền chung của toàn hệ thống:

1470

15, 44995,152

dc lv

n U

là tỷ số truyền của các bộ truyền cấp nhanh và cấp chậm.

2.Tỉ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc:

3 2

Với mong muốn nhận được chiều cao của hộp giảm tốc nhỏ nhất vì vậy ta sẽ tính tỉ số truyền bộ truyền bánh răng cấp chậm u

2

theo Công Thức 1.24 [VI] Ta có tỉ số truyền

của cấp chậm (tỉ số truyền của bánh răng trụ):

1,073

(1 0,5 )

ba h

u u

ba2

là hệ số chiều rộng bánh răng trụ ( ψ

ba2

= 0,3 ÷ 0,4)Nhằm đạt được mục đích trên ta tiến hành chọn k

III Xác định các thông số trên các trục.

1 Tính tốc độ quay của các trục (v/ph):

- Tốc độ quay của trục I:

1470 1470( / ).1

dc I k

n

u

2 Tính công suất danh nghĩa trên các trục (KW).

- Công suất danh nghĩa trên trục động cơ:

3 Tính mômen xoắn trên các trục (Nmm):

- Mômen xoắn trên trục động cơ:

I I

Các kết quả tính toán trên là số liệu đầu vào cho các phần tính toán sau này, ta

lập bảng thống kê các kết quả tính toán đó như trong bảng 1.1 sau đây:

PHẦN II:

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG

A.

Tính toán thiết kế các bộ truyền trong hộp.

1 Chọn vật liệu cặp bánh răng côn và cặp bánh răng trụ.

Do hộp giảm tốc ta đang thiết kế có công suất trung bình, nên chọn vật liệu nhóm I có độ cứng HB < 350 để chế tạo bánh răng

- Đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của răng,nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn độ rắn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị độ cứng

Giới hạn chảy

ch

(MPa)

cải thiện

Bánh lớn

Thép 45 – tôicải thiện

Bánh lớn

Thép 45thường hóa

3

H R V XH HL

H

Z V K K S

F R S XF FC FL

F

Y Y K K K S

K S

F

K K S

 , lim

o F

 lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở

Giá trị của chúng được tra trong bảng 6.2, [I] Vì ta chọn vật liệu bánh răng là thép 45 thường hóa hay tôi cải thiện nên:

H0lim2 2HB2 70 2.240 70 550(   Mpa)

0 lim 2 1,8. 2 1,8.240 432( )

 KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng của việc đặt tải

Vì hệ dẫn động ta thiết kế, tải được đặt một phía (bộ truyền quay 1 chiều)  K

HE

N K

N



FO m FL

FE

N K

N



(6)

: bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn.

Vì vật liệu ta chọn làm bánh răng có HB < 350 nên: m

: số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.

Vì ở đây bộ truyền chịu tải động tĩnh, nên theo [I] thì:

lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trong

1 phút và tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét

Từ đó ta xác định được sơ bộ ứng suất cho phép của bánh răng.

- Bộ truyền bánh răng côn (cấp nhanh):

0 lim1

 

0 lim1

450 1.1 257,14( ).

Vì vậy, ứng suất tiếp xúc cho phép là:

H1 H2  500(Mpa).

Vì H1  H2

.Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

 

0 lim3

3 Tính toán truyền động bánh răng côn răng thẳng (cấp nhanh).

a) Xác định chiều dài côn ngoài (của bánh côn chủ động, được xác định theo độ bền tiếp xúc).

Công thức thiết kế có dạng :

 

1 2

3

1

1.

R

Trong các bước tính ở trên ta đã chọn K

m tm

d m Z

 (10)

1 1

68,51

2,54( ) 27

m tm

d

z

26,87.

2,55

m tm

d Z m

Z u Z

126

Z Z

2 90 190 12 6 0 '77 540 '

R e 0,5 .m te Z12Z22 0,5.3 27 1262 2 193,29mm

c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh răng côn phải thỏa mãn điều kiện sau:

Tra bảng 6.12, [I] với x

1 2

H m HV

H H

v bd K

1 1

12

H m HV

H H

v bd K

Như vậy H

>  H cx

với chênh lệch không nhiều (3,65 %<4%) nên có thể giữ nguyên các kết quả tính toán và chỉ cần tính lại chiều rộng vành răng b theo công thức sau (suy từ 11):

2

2

d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Ứng suất uốn sinh ra trên mỗi bánh răng phải thỏa mãn điều kiện bền uốn đối với mỗi bánh răng Điều kiện bền uốn được viết như sau:

(13)Trong đó:

Với răng thẳng Y  1

- YF1

,YF2

: hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2Với bánh răng côn răng thẳng, thì số răng tương đương được tính theo các công thức sau (theo 6.53a [I] ):

ta được

1

2

3,83,6

be e

b K R

Tra bảng 6.21, [I], với các số liệu đã có

Theo bảng 6.15, [I], ta có F  0,016

v = 5,27 m/s

F m FV

F F

v b d K

 Tính chính xác ứng suất cho phép về uốn

Từ các công thức (2) và (4) ta có:

e) Kiểm nghiệm răng về quá tải

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (thí dụ lúc mở máy, hãm máy v,v…) với

Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại Hmax

không được vượt quá một giá trị cho phép:

nên bất đẳng thức (14) được thỏa mãn

Đồng thời để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứngsuất uốn cực đại Fmax tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá trị cho

f) Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn

Lập bảng thông số bánh răng côn

Tính toán truyền động bánh răng trụ răng nghiêng (cấp chậm)

a) Xác định sơ bộ khoảng cách trục a w

Theo công thức 6.15a (I):

2 3

Giá trị của KH phụ thuộc vị trí của bánh răng đối với các ổ và hệ số bd, được

tra trong bảng 6.7, [I]:

Do bộ truyền ta thiết kế có vị trí bánh răng lắp ứng với sơ đồ 5 (bảng 6.7, [I])

Theo bảng 6.8, [I] ta chọn môđun tiêu chuẩn là môđun pháp mn = 3

 Xác định số răng, góc nghiêng 

Giữa khoảng cách trục aw, số răng bánh nhỏ Z3, số răng bánh lớn Z4, góc nghiêng

 của răng và môđun trong bộ truyền ăn khớp ngoài, liên hệ với nhau theo công thức 6.18(I)

thì  = 8 … 200.

- Chọn sơ bộ góc nghiêng  = 150, từ công thức 6.18(I) ta tính số răng bánh nhỏ:

0 w

34

Z u Z

c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau (Theo công thưc 6.33 (I)):

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

Tra bảng 6.5, [I], vì vật liệu bánh nhỏ và bánh lớn đều làm bằng thép nên chọn

ZM = 274 MPa1/3

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

Theo công thức 6.34 (I).

w

2cos sin 2

b H

t





Ở đây: b - góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

Theo công thức 6.35 (I)

os

tg c  tg

Với t và tw lần lượt là góc prôfin răng và góc ăn khớp

Ở đây bộ truyền cấp chậm là bánh răng nghiêng không dịch chỉnh nên theo tài liệu [I]

(trong đó theo TCVN 1065-71 thì góc prôfin gốc  = 200)

0

0 w

o t

b

n

b m

o b

Để tra được giá trị của K H và KHV ta phải tính vận tốc vòng của bánh răng chủ động,

sau đó chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng, từ trị số của cấp chính xác ta tra các hệ

số trên

360.10

Vậy theo bảng 6.14, [I] ta có: KH  1,13và K F 1,37

- Tính KHV: Trị số của KHV được tính theo công thức sau:

w w3 2

1 2

H HV

H H

v b d K

go – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng

Do mn = 3 < 3,55, cấp chính xác theo mức làm việc êm là 9 nên tra bảng 6.16, [I]

ta được go = 73

H

 - hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp

Do độ rắn mặt răng bánh bị động HB4 < 350 HB và dạng răng là răng nghiêng nên theo bảng 6.15 (I): H  0, 002

H H

v b d K

d) 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:

Trong đó:

bw - chiều rộng vành răng bw = 86 mm

mn- môđun pháp , mn = 3 mm

dw3 - đường kính vòng lăn của bánh răng chủ động dw3 = 105,36 mm

T2 - mômen xoắn trên bánh chủ động T2 = 445485,5 Nmm

Y - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

0,568

Y - hệ số kể đến độ nghiêng của răng

KF - hệ số tải trọng khi tính về uốn KF  KF KF KFV

Với: KF  1,37 (đã tra ở phần kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc)

F FV

v b d K

Do mn = 3 < 3,55, cấp chính xác theo mức làm việc êm là 9 nên tra bảng 6.16, [I] ta được go = 73

F - hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp

Do độ rắn mặt răng bánh bị động HB4 < 350 HB và dạng răng là răng nghiêng nên:  F 0,006

6, 28.86.105,36

F FV

v b d K

Vậy bộ truyền đảm bảo độ bền uốn.

e) Kiểm nghiệm răng về 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, trong đó T là mômen xoắn danh nghĩa, Tmax là mômen xoắn quá tải Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại

Mà: H'max 952 (MPa) nên bất đẳng thức trên được thỏa mãn

Đồng thời để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứngsuất uốn cực đại Fmax tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép: