đồ án môn học thiết kế cơ khí

PHIẾU ĐÁNH GIÁ KẾT QUẢ ĐỒ ÁNHọ và tên sinh viên: Mã số sinh viên: Mã đề: Đánh giá của giảng viên hướng dẫn1 Đi thông qua đầy đủ và Hoàn thành đúng tiếnĐánh giá của cán bộ hỏi thi1 Mức độ

PHIẾU ĐÁNH GIÁ KẾT QUẢ ĐỒ ÁN

Họ và tên sinh viên: Mã số sinh viên: Mã đề:

Đánh giá của giảng viên hướng dẫn

1 Đi thông qua đầy đủ và Hoàn thành đúng tiến

Đánh giá của cán bộ hỏi thi

1 Mức độ nắm được các nội dung về tính toán 2,0

2 Mức độ nắm được các nội dung về thiết

kế/lựa chọn kết cấu các chi tiết máy 3,0

TRƯỜNG ĐẠI HỌC PHENIKAA

KHOA CƠ KHÍ – CƠ ĐIỆN TỬ

ĐỒ ÁN MÔN HỌC

THIẾT KẾ CƠ KHÍ

Mã đề: …

Học kỳ II Năm học 2023-2024

Sinh viên thực hiện

CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN

ĐỘNG CƠ KHÍ

1 xác định công suất động cơ

- Công suất cần thiết trên trục động cơ:

P ct=P lv

η =3,78120,756 =5(kW)Trong đó:

 P t → công suất tính toán trên trục công tác (trong trường hớp tải trọng khôngđổi công suất tính toán là công suất làm việc trên trục động cơ):

Trong đó tra bảng 2.3[1] có được:

- Hiệu suất bộ truyền bánh rang côn:η br = 0,96

- Hiệu suất bộ truyền xích: η d = 0,91

- Hiệu suất ổ lăn: η ol = 0,99

- Hiệu suất khớp nối: η k = 0,99

Bảng 2.3 trị số hiệu suất của các loại bộ truyền và ổ [1]

2 xác định sơ bộ số vong quay đồng bộ

- Số vòng quay trên trục công tác

- Tỉ số truyền bộ truyền bánh răng côn: u br=3

 Vậy tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống là:

u sb =u d u br =3 4=12

- Số vòng quay trên trục động cơ:

2 Phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền trong hệ

- Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng côn trong hộp giảm tốc:

3 Xác định công suất, momen và số vòng quay trên các trục

- Công suất trên trục công tác:

P lv=3,7812(kW)

- Công suất trên trục II:

- Công suất trên trục động cơ:

ph)

4 Mômen xoắn trên các trục:

- Mô men xoắn trên trục động cơ:

- Mô men xoắn trên trục công tác:

 Bảng tính lập được như sau:

CHƯƠNG 2: TÍNH THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI XÍCH

Thông số tính toán thiết kế bộ truyền xích:

- Công suất trên trục chủ động: P1 = 4,66/2 = 2,33(kW)

- Mô men xoắn trên trục chủ động: T1 =124920,7/2 = 62460,35 (N.mm)

- Số vòng quay trên trục chủ động: n1 = 356,25 (vg/ph)

- Tỉ số truyền của bộ truyền: u = 3,245

- Góc nghiêng bộ truyền so với phương nằm ngang: β = 00

K n=n01

n1

= 400356,25=1,123

- Theo bảng 5.6 [1], xích làm việc ở điều kiện tải trọng tĩnh K d=¿1

- Theo bảng 5.6 [1], chọn a=(30÷50)p ; K a =1;

- Theo bảng 5.6 [1], vì β=0o, K o =1;

- Theo bảng 5.6 [1], xét bộ đĩa xích có trục không điều chỉnh được:

K dc =1,25 ;

- Theo bảng 5.6 [1], với môi trường hở, có bụi, bôi trơn định kì, K b=1,3;

- Theo bảng 5.6 [1], với bộ tuyền làm việc 3 ca, K c=1,45;

1.6 Kiểm nghiệm độ bền và hệ số an toàn

Tra bảng 5.2 [1], ta có tải tọng phá hỏng: Q = 31,8 kN, khối lượng cho một mét xích là

1.8 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc

Theo 5.18 [1], ta có hệ số ảnh hưởng của số răng đĩa xích:

k r=0,48+ z1−15

20−15.(0,59−0,48)=0,48+

19−1520−15.(0,59−0,48)=0,568

Theo công thức 5.19 [1], lực va đập trên 1m dãy xích là:

C Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích

Đường kính vòng chia đĩa xích nhỏ d1 115,74(mm)

Đường kính vòng chia đĩa xích lớn d2 370,05(mm)

Đường kính vòng đỉnh đĩa xích nhỏ da1 123,68(mm)

Đường kính vòng đỉnh đĩa xích lớn da2 379,09(mm)

Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ df1 103,7(mm)

Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ df2 357,98(mm)

Lực tác dụng lên trục Fr 1246,28 (N)

Chương 3: Tính thiết kế bộ truyền trong hộp

(bánh răng côn răng thẳng)

Thông số tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng côn răng thẳng:

- Mô men xoắn trên bánh chủ động: T1 = 32838 Nmm

- Tốc độ bánh răng chủ động: n1 = 1425 vòng/phút

- Tỉ số truyền của bộ truyền: u = 4

- Thời gian phục vụ: Lh = 17000 giờ

=2 HB1+70=2 245+70=560 MPa ;

σ Flim 1 o =1,8 HB1=1,8 245=441 MPa

σ Hlim 2 o =2 HB2+70=2 230+70=530 MPa ;

σ Flim 2 o

[σ¿¿H]max =2,8 σ ch 2 =2,8 450=1260 MPa¿

[σ¿¿F 1]max =0,8 σ ch 1 =0,8 580=464 MPa¿

[σ¿¿F 2]max =0,8 σ ch 2 =0,8 450=360 MPa¿

F Xác định chiều dài côn ngoài

1 Chiều dài côn ngoài xác định theo công thức (6.52a)[1]:

R e =K R√u2+13

√T1K Hβ/¿ ¿ ¿Với bộ truyền răng thẳng bằng thép K

Lấy z1=24 răng

Số răng bánh lớn z2=uz1=24 4=96 lấy z2=96

 do đó tỉ số truyền u m=z2

z1=96

24=¿4Góc chia côn

δ1=arctg(z1

z2)=arctg(24

96)=14,04 độ

δ2=90−δ1=90−14,04=45,96 độ

Theo bảng 6.20[1], với z1=24 chọn hệ số dịch chỉnh đều x1=0,42 ; x2=−0,42

Đường trính trung bình của bánh nhỏ d m 1 =m tm z1=2,2 24=52,8 mm

Chiều dài côn ngoài R e =0,5 m te√z12+z22

Như vậy, vì [σ¿¿H]¿ > σ H đáp ứng điều kiện bền tiếp xúc

Với răng thẳng Y β =1 ;với ε α =1,713→ Y ε=1

ε α= 11,713=0,584

Với z v 1= z1

cosδ1

= 24cos(14,05)=24,74 ; z v2= z2

cosδ2

= 96cos(75,95)=395,44

x1=0 , 42 ; x2=−0 , 42

tra trong bảng 6.18[1] được Y F 1 =3,48 ;Y2=3,63 ;

thay các giá trị tính được

σ F 1 =2.32838,6 0,584 2,74 1 3,48

0,85 30,945 2 ,2 52,8 =119,7 MPa

σ F 2=119,7.3,63

3,48=124,86 MPa

Như vậy điều kiện uốn được đảm bảo

I Kiểm nhiểm răng về quá tải

σ Hmax =σ H√K qt=435,09√2,2=645,34 <[σ¿ ¿H]max =1260 MPa¿

σ F 1 max =σ F 1 K qt =119,7 2,2=263,34 MPa<[σ¿¿F 1]max =464 MPa¿

σ F 2 max =σ F 2 K qt =124,86 2,2=274,7 MPa<[σ¿ ¿F]max =360 MPa¿Trong đó K qt=T max

T =2,2

Tổng hợp các thông số của bộ truyền bánh răng:

Tra bảng 16.10a[2] và 16.10b[2] có được các thông số:

Kich thước cơ bản của nối trục đàn hồi

F r 1 =F t 1 tan α cos δ1=1243,89 × tan ⁡(20)×cos ⁡(14,04)=439,21(N)

F a 1 =F t 1 tan α sin δ1=1243,89× tan ⁡(20)× sin ⁡(14,04)=109,83(N )

Lực khớp nối đàn hồi tác dụng lên trục I:

N Xác định khoảng cách giũa các gối đỡ và điểm đặt lực

- - chiều dài mayo bánh răng côn

O Xác định đường kính và chiều dài trên các đoạn trục

- Vẽ biểu đồ mômen uốn M x , M y và xoắn T

- Tính mômen uốn tổng M ij và mômen tương đương M tdij

Theo công thức (10.15)[1] tính momen uốn tổng tại các tiếp diện j trên chiều dài trục

0=17,5 mm; ⅆ

1=24,6 mm; ⅆ

2=16,52mm

P Thiết kế sơ bộ kết cấu trục và chọn then1

Chọn then theo đường kính của trục đã tính ở phần trên:

Then bằng có tiết diện: b × h =6 × 6

- Kiểm nghiệm độ bền dập và điều kiện bền cắt tại tiếp diện khớp nối:

1 Tại tiếp diện 0

Các trục của HGT đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng do đó:

ε σ,ε σ: Hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi.

Theo bảng 10.11 với kiểu lắp k6: K σ

s τ

j= τ−1

K τ d j τ aj +ψ τ τ mj

= 153,31,06.5,35+0.10,43=27,03

Vậy thỏa mãn độ bền mỏi

2 Tại tiếp diện 1

Các trục của HGT đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng do đó:

Theo bảng 10.11 với kiểu lắp k6: K σ

Tuy nhiên để đảm bảo cố định chính xác vị trí trục và bánh răng côn ta chọn ổ đũa côn

Theo công thức 11.1, khả năng tải động:

C d = Q m

Trong đó:

Q: Tải trọng động quy ước (kN)

L: Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

m: Bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, m = 10

Với hộp giảm tốc thì Lh = (10 ÷ 25).103 giờ

Theo công thức 11.3, với ổ đũa côn:

Q = (X.V Fr + Y Fa).kt.kđ

Vì vòng trong quay nên V = 1

Vì t0 < 1050 do đó chọn kt = 1

Theo bảng 11.3, với tải trọng tĩnh, không va đập chọn kđ = 1

Theo bảng 11.4, với ổ đũa côn:

Tra bảng 11.4 thu được X = 0,4; Y= 0,4 cotα=0,4cot(13,5)=1,66

Tải trọng quy ước trên ổ 0 và 1 là:

106 =60.1425 17000

1 06 =1453 ,5

Ổ đảm bảo khả năng chịu tải trọng động

V Tính kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh

Chọn ổ theo khả năng tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư theo điều kiện:

Chương 6: Tính kết cấu hộp giảm tốc

BB Bảng dung sai và kích thước lắp ghép

Tài liệu tham khảo

1 Trịnh Chất, Lê Văn Uyển (2015) Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, Tập 1 Nhà xuất