BT thiết kế bộ truyền trục vít và thiết kế trục trên phần mềm INVENTOR

BT thiết kế bộ truyền trục vít và thiết kế bộ trục trên INVENTOR , có hình ảnh rõ ràng trực quan sinh động, bài tập do 1 sv làm trên phần mềm INVENTOR rồi thuyết trình lại trên FILE WORD. bài tập thuộc khối ngành kĩ thuật cơ kí. Do độ khó của bài thiết kế bộ truyền trục rất cao nên đây là 1 tài liệu rất ý nghĩa dành cho sinh viên các ngành Kĩ thuật

BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO TRƯỜNG ĐẠI HỌC KINH DOANH VÀ CÔNG NGHỆ HÀ NỘI KHOA CÔNG NGHỆ KĨ THUẬT Ô TÔ BÀI TẬP LỚN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN Giảng viên hướng dẫn : Lê Văn Uyển Sinh viên thực : Lớp : CO MSV : Đề số : 13 Hà Nội, 2021 Mục lục : Bài 1: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRỤC VÍT Trang -> Trang 12 Bài 2: TÍNH TỐN THIẾT KẾ TRỤC Trang 12-> Trang 22 TÀI LIỆU THAM KHẢO - Nguyễn Hữu Lộc , Cơ sở thiết kế máy ,NXB Đại học Quốc giá TP Hồ Chí Minh - Nguyễn Hữu Lộc , Bài tập Chi tiết máy ,NXB Đại học Quốc giá TP Hồ Chí Minh - Lê Văn Uyển , Tính tốn thiết kế hệ dẫn động Tập Bài 1: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRỤC VÍT Số liệu thiết kế Thiết kế truyền trục vít 2.1 Thiết kế sơ a) Xác định sơ vận tốc trượt Trong đó: n1 = 1420 vg/ph T2  T2 xác định theo công thức: 9,55.106.P2 n2 ; với P2 = P1.η ; n2 = n1/u = 83,53 Khi z1 = + thỏa mãn đk z2 = u.z1 > zmin = 26 ~ 28 ( để tránh cắt chân ) z2 =34 truyền có kích thước nhỏ chết tạo cách đơn giản làm giảm giá thành sản phẩm lấy hiệu suất η = 0,8; suy P2 = 8,8 kW Suy T2 = 1006113 Nm; vt = 6,403 m/s b) Chọn vật liệu vành bánh vít Điều kiện chọn vật liệu dựa theo vận tốc trượt sơ bộ: Khi vt,sb < m/s , chọn vật liệu đồng thau ( brass ) đồng thường, không thiếc (bronze) Khi vt,sb ≥ m/s, chọn đồng có thiếc (tin bronze, thành phần có thiếc Sn) Dựa vào kết vt,sb = 6,403 m/s > m/s, dựa vào số liệu phần mềm chọn vật liệu để tính tốn sau: tin bronze CuSn10P1 theo tiêu chuẩn ISO c) Chọn hệ số Chọn z1 = 2, hiệu suất η = 0,8, nhập Lh =16000 Các hệ số K0 = KA = 1,2; Kv = 1,1 γ = 0,125 Hệ số q = (0,25…0,3).z2 = 8,5…10,2 chọn q = Hình 1: Tab Calculation Hình 2: Chọn vật liệu bánh vít Hình 3: Chọn vật liệu trục vít Hình 4.: Nhập hệ số K sơ Hình 5: Chọn cấp xác Hình 6: Tab Design 2.2 Thiết kế xác phần mềm Inventor Kết sơ bộ: Common Parameters Gear Ratio i 17.0000 ul Module m 7.809 mm Axial Module m 8.000 mm Helix Angle γ 12.5288 deg Pressure Angle α 19.5603 deg Worm Diameter Factor q 9.0000 ul Center Distance aw 173.334 mm x Slide Speed v k 5.484 mps - Kiểm tra vk = 5,484 thỏa mãn điều kiện chọn vật liệu bánh vít - Xác định xác hệ số: - - Chế độ làm việc va đập nhẹ chọn Kđ = 1,2 Với vk = 5,484 m/s chọn cấp xác chế tạo - Hệ số Kv = 1,1 Chọn khoảng cách trục: Chọn aw = 170 mm thông số m, d, x, q bảng sau: Hình 7: Chọn khoảng cách trục Hình 8: Tab Calculation Hình 9: Chọn cấp xác Hình 10: Nhập hệ số K Hình 10: Tab Design Kết từ phần mềm: Common Parameters Gear Ratio i 17.0000 ul Module m 7.809 mm Axial Module m 8.000 mm Helix Angle γ 12.5288 deg Pressure Angle α 19.5603 deg Worm Diameter Factor q 9.0000 ul Center Distance aw 170.000 mm Axis Circular Pitch px 25.1327 mm x Gears Worm Worm gear Compone Componen nt t Type of model Number of Threads z ul Number of Teeth z Unit Correction x Pitch Diameter d 72.000 mm 272.000 mm Outside Diameter da 88.000 mm 284.000 mm Root Diameter df 52.800 mm 248.800 mm Outside Diameter da e Base Circle Diameter db 67.658 mm 255.596 mm Work Pitch Diameter dw 68.000 mm 272.000 mm Worm gear Chamfer Angle δ Addendum a* 34 ul 0.0000 ul -0.2500 ul 292.000 mm 41.75 deg 1.0000 ul 1.0000 ul Loads Worm Worm gear Power P 11.000 kW 8.800 kW Speed n 1420.00 rpm 83.53 rpm Torque T 73.973 N m 1006.039 N m Efficiency η 0.800 ul Radial Force Fr 2884.328 N Tangential Force Ft 2175.689 N 7397.342 N Axial Force F 7397.342 N 2175.689 N Normal Force F Circumferential Speed v 5.353 mps Slide Speed v a n k 8222.610 N 1.190 mps 5.484 mps Material Worm Worm gear Hardened Steel tin bronze CuSn10P1 Ultimate Tensile Strength Su 250 MPa Yield Strength Sy 150 MPa Modulus of Elasticity E 206000 MPa 118000 MPa Poisson's Ratio μ 0.300 ul 0.310 ul Bending Fatigue Strength Sn 180.0 MPa Contact Fatigue Strength Kw 0.7 MPa Bending Fatigue Limit σFlim 120.0 MPa Contact Fatigue Limit σHlim 180.0 MPa Hardness in Tooth Side VH V 90 ul Base Number of Load Cycles in Bending NFlim 250000000 ul Base Number of Load Cycles in Contact NHlim 250000000 ul W?hler Curve Exponent for Bending qF 9.000 ul W?hler Curve Exponent for Contact qH 8.000 ul Max Slide Speed vmax 25.000 mps Strength Calculation Factors of Additional Load 1.200 Overload Factor K o ul 1.100 Dynamic Factor K v ul Lewis Form Factor Results y 0.125 ul 9764.492 N Dynamic Load Fd Surface-fatigue Limiting Load F 11994.038 w N Bending-fatigue Limiting Load Fs Lost Power Pz 2.530 kW Max Dissipated Heat Q 33137.519 N Check Calculation 1.453 kW Positive Summary of Messages 9:47:05 AM Calculation: Calculation indicates design compliance! Hình 12: Bộ truyền trục vít BÀI 2: TÍNH TỐN THIẾT KẾ TRỤC u cầu thiết kế Đề số 13: Phương án thiết kế: a Chiều quay: Ngược chiều kim đồng hồ - Tại vị trí lắp bánh đai, góc nghiêng đường nối tâm truyền đai: φ = 0° - Thông số tính tốn lấy từ kết tính tốn truyền bánh trụ đai Dữ liệu thiết kế trục a) Thông số truyền đai Grooved Pulley Properties Display name Grooved Pulley Size 13 x 450 Type of pulley DriveN Datum diameter Pitch Diameter D d D p 450,000 mm 450,000 mm Resultant axle load Fr 720,396 N Width B 35,000 mm b) Thông số truyền bánh trụ Gears Gear Type of model Gear Component Component Number of Teeth z 23 ul 94 ul Unit Correction x 0,0000 ul 0,0000 ul Pitch Diameter d 98,291 mm 401,709 mm Facewidth b 82,500 mm 75,000 mm Loads Gear Gear 7,500 kW 7,350 kW Power P Speed n 735,00 rpm 179,84 rpm Torque T 97,442 N m 390,276 N m Efficiency η 0,980 ul Radial Force Fr 771,001 N Tangential Force Ft 1982,729 N Axial Force -745,638 N Fa Xác định thêm số liệu a) Xác định đường kính chiều dài đoạn trục - Đường kính sơ trục: T 97442 3 0, 2.20 = 28,98 (mm) với [τ] = 20 d = 0, 2[] sb - Tại vị trí lắp bánh đai : d1= 30 mm; lmđ = (1,5 2).d1 = (45 60) > B = 35 mm Chọn lmđ = 45 mm Tại vị trí bánh : dbr= 38 mm; lmbr = b1= 82,5 mm ( b1 : chiều rộng bánh răng) Tại vị trí lắp ổ lăn: dol=dA=dB= 35 mm; B = 21 mm - Chọn k1=k2=k3=10 mm; hn=20 mm Xác định khoảng cách điểm đặt lực: - l11 = 0,5B+k3+hn+0,5lmđ = 0,5.21+10+20+0,5.45 = 63 mm - l12=l13 = 0,5B+k1+k2+0,5b1 = 0,5.21+10+10+0,5.82,5= 71,75 mm => khoảng cách gối trục lắp bánh dẫn = 2l12 = 143,5 mm Hình 1: Trục Bảng 1: Kích thước trục Trục I Đoạn Đoạn Đoạn Đoạn Đoạn Đường kính d1 = 30 mm d2 = 32 mm d3 = 35 mm d4 = 38 mm d5 = 35 mm Chiều dài l1 = lmd = 45 mm l2 =k3+hn = 30 mm l3 =B+k1+k2 = 41 mm l4 = lmbr = 82,5 mm l5 = b1+ k1+k2 = 41 mm b) Xác định lực tác dụng lên trục điểm 1, - Góc nghiêng đường nối tâm truyền đai φ = 0º, lực Frd trùng với phương Oy ngược chiều Oy Bánh có hướng nghiêng trái Hình 2: Lực tác dụng lên trục Momen uốn tác dụng lực Fa2 gây ra: Ma = Fa2.d2/2 = 745,638.0,098/2 = 36,53 Nm Bảng 2: Giá trị lực tác dụng lên trục Lực Momen Điểm Điểm Theo OY -720,396 N -771,001 N Theo OX 0N 1982,729 N Theo OZ 0N 745,638 N Mux Nm Nm Muy Nm 36,53 Nm Muz 97,442 Nm -97,442 Nm Khai thác phần mềm a) Nhập liệu Hình 3: Tab Design Hình 4: Tab Calculation Hình 5: Lực tác dụng điểm Hình 6: Lực tác dụng điểm b)Xuất kết tính trục Hình 7: Momen uốn mặt YZ Hình 8: Momen uốn mặt XZ Hình 9: Momen uốn tổng Hình 10: Ứng suất uốn tổng Supports Inde Locatio Type x n Free 87.5 mm Reaction Force Y X Size Direction -1167.234 991.365 1531.417 139.66 N N N deg Axial Force Fixe 227 d mm -306.558 N 991.365 1037.681 107.18 N N deg Hình 11: Mơ hình trục dạng 3D 745.638 N ... TP Hồ Chí Minh - Lê Văn Uyển , Tính toán thiết kế hệ dẫn động Tập Bài 1: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRỤC VÍT Số liệu thiết kế Thiết kế truyền trục vít 2.1 Thiết kế sơ a) Xác định sơ vận tốc trượt Trong... 12: Bộ truyền trục vít BÀI 2: TÍNH TỐN THIẾT KẾ TRỤC Yêu cầu thiết kế Đề số 13: Phương án thiết kế: a Chiều quay: Ngược chiều kim đồng hồ - Tại vị trí lắp bánh đai, góc nghiêng đường nối tâm truyền. ..Mục lục : Bài 1: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRỤC VÍT Trang -> Trang 12 Bài 2: TÍNH TỐN THIẾT KẾ TRỤC Trang 12-> Trang 22 TÀI LIỆU THAM KHẢO - Nguyễn Hữu Lộc , Cơ sở thiết kế máy ,NXB Đại học