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 2,02 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

Mã lớp:Mã học phần:

Giảng viên hướng dẫn

……….………

CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪNĐỘNG CƠ KHÍ

1 xác định công suất động cơ

- Công suất cần thiết trên trục động cơ:

η =3,7812

0,756 =5(kW)Trong đó:

 Pt→ 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):

Pt=Plv=F v

1000 =3,7812(k W) η → là hiệu xuất dẫn động:

η=ηbr ηx2 ηk.ηol4=0,96 (0.91)2

0.99 (0.99)4

Trong đó tra bảng 2.3[1] có được:

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

- Hiệu suất bộ truyền xích: ηd = 0,91

- Hiệu suất ổ lăn: ηol = 0,99

- Hiệu suất khớp nối: ηk = 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

π D =60000.1,38

π 240 =109,82(vgph)

- Chọn tỉ số truyền sơ bộ:

usb=ud ubr

Theo theo bảng 2.4[1] chọn:

- Tỉ số truyền bộ truyền xích: ux=4

- Tỉ số truyền bộ truyền bánh răng côn: ubr=3

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

usb=ud ubr=3 4=12

- Số vòng quay trên trục động cơ:

nsb=nlv usb=109,82 12=1317,84(vgph)

- Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ:Từ nsb=1317,84(vg

ph), chọn theo dãy số vòng quay đồng bộ của động cơ cóđược:

3.Chọn quy cách động cơ

- Dựa vào công suất cần thiết tính được tra bảng phụ lục bảng P1.1 đến bảngP1.3 chọn động cơ thỏa mãn điều kiện:

{nđb≈ nsb=1500(vgph)

Pđc≥ Pct=5(k W)

 Kết quả chọn được động cơ điện xoay chiều ba pha không đồng bộ rotongắn mạch có thông số như sau:

{Kí hiệu 4 A 112 M 4 Y 3:Pđc=5,5(k W)

nđc=1425( vph)

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:

Plv=3,7812(kW)- Công suất trên trục II:

PII= Plv

ηol2 ηx2= 3,7812

.(0.91)2=4,66(kW)- Công suất trên trục I:

PI= PII

= 4,66

0,99.0,96=4,9(k W) - Công suất trên trục động cơ:

Pđc= PI

ηol.ηk= 4,9

0,99.0,99=5(k W) - Số vòng quay trên trục động cơ:

- Số vòng quay trên trục I:

u =1425

1 =1425(vgph)

- Số vòng quay trên trục II:

nII= nI

4 =356,25( vgph)

- Số vòng quay trên trục công tác:

3,245 =109,7(vgph)

4 Mômen xoắn trên các trục:

- Mô men xoắn trên trục động cơ:

TrụcThông số

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

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

- Theo bảng 5.6 [1], với bộ tuyền làm việc 3 ca, Kc=1,45;Do đó, theo công thức (5.4) [1]:

2 +2× 762

19,05 +(61−192π )2

4 [120−19+61

2 +√(120−19+612 )2

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 làq = 1,9 kg

Xét bộ truyền làm việc ở chế độ làm việc trung bình: kđ=1.2 bảng 5.6 [1]Vận tốc của xích là:

v=z1p n1

60000=21×19,05 ×356,25

60000 =2,15m

sFt=1000 ×P1

v=1000 ×2,33

2,15=1083,72 N

1.8 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc

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

C.Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích

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- Bộ truyền làm việc 3 ca

- Tải trọng tĩnh, làm việc va đập nhẹ

Chọn vật liệu làm bánh răng:- Vật liệu bánh răng nhỏ:

Nhãn hiệu thép: 45

Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiệnĐộ rắn: HB=241÷285 chọn HB1= 245Giới hạn bền σb 1=850 (MPa)

Giới hạn chảy σch 1=580 (MPa)

- Vật liệu bánh răng lớn:Nhãn hiệu thép: 45

Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiệnĐộ rắn: HB=192÷240 chọn HB2=230Giới hạn bền σb 2=750 (MPa)

Giới hạn chảy σch 2=450 (MPa)

Theo bảng 6.2 [1] với thép 45, thường hóa:

=2 HB+70 ;SH=1.1; σFlimo

=1.8 HB; SF=1.75

Độ rắng bánh nhỏ HB1=245, độ rắn bánh lớn HB2=180, ta có:

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

σFlim 1o=1,8 HB1=1,8 245=441 MPa

σHlim 2o=2 HB2+70=2 230+70=530 MPa ;

σFlim 2o

=1.8 HB1=1,8 230=414 MPa ;

Theo (6.5) [1], số chu kì chịu tải cơ sở của hai bánh răng là:

NHo 1=30 HB12,4

=30 2452,4

=1,6 106

chu kìNHo 2=30 HB2

KHL1SH =560

1,1=509,1 MPa

KFL 1KFC

SF =441

1,75=252 MPa¿

[σ¿¿F 2]=σFlim 2o

KFL2KFCSF =414

1,75=236,5 MPa¿

Theo (6.10) và (6.11), ứng suất quá tải cho phép là:

[σ¿¿H]max=2,8 σch 2=2,8 450=1260 MPa¿

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

[σ¿¿F 2]max=0,8 σch 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]:

√T1KHβ/¿ ¿ ¿Với bộ truyền răng thẳng bằng thép K

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

 do đó tỉ số truyền um=z2

z1=9624=¿4Góc chia côn

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 dm 1=mtmz1=2,2 24=52,8 mm

Chiều dài côn ngoài Re=0,5 mte√z12+z22

Theo bảng 6.5[1], Z

M=274 MPa

13

s→ Zv=1 ; Ra=2,5 … 1,25 μm→ ZR=0,95;

da<700 mm → ZxH=1 ;

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

σF 1=2T1YεKFYβYF 1

0,85b mtmdm 1

σF 1=σF 2YF 2YF 1

Với răng thẳng Yβ=1 ;với εα=1,713→Yε=1

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

thay các giá trị tính được

σF 1=2.32838,6 0,584 2,74 1 3,48

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

σF 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

σHmax=σH√Kqt=435,09√2,2=645,34 <[σ¿ ¿H]max=1260 MPa¿

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

σF 2 max=σF 2Kqt=124,86 2,2=274,7 MPa<[σ¿ ¿F]max=360 MPa¿Trong đó Kqt=Tmax

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

Fr 1=Ft 1 tanα cos δ1=1243,89 × tan ⁡(20)×cos ⁡(14,04)=439,21(N)

Fa 1=Ft 1 tanα 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

- Tính mômen uốn tổng Mij và mômen tương đương Mtdij

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:

τ−1=0,58 σ−1=0,58 261,6=151,28

32 ; Woj = π d3

16

1.Tại tiếp diện 0

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

σaj = σmaxj = Mj

=

M0π d3

Trong đó:

εσ,εσ: 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: Kσ

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:

σaj = σmaxj = Mj

Wj =

M1π d3

Theo bảng 10.11 với kiểu lắp k6: Kσ

=1057,15 N

d, mm D, mm T, mm r, mm r1, mm C, kN C0, kN α, 0

Theo công thức 11.1, khả năng tải động:

Tại ổ 0:

Fa 0V Fr 0

Cd 0 = Q0m√L =2214,9110/ 3√1453,5 = 19,7 kN < [C] = 20,09 kN

Cd 1 = Q1m√L = 1703,810/ 3

√1453,4 = 15,1 kN < [C] = 20,09 kNVới: L=60.n Lh

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: Qt ≤ Co

Trong đó:

Qt: Tải trọng quy ước (kN) Co: Khả năng tải tĩnh (kN) Theo bảng 11.6, với ổ đũa côn:

X0 = 0,5; Y0 = 0,22cotgα = 0,22.cotg13,5 = 0,92Theo công thức 11.19, ta có:

Qt0 = X0 Fr0 + Y0.Fa0 = 0,5 2214,91 + 0,92 661,82 = 1716,33 N Qt0 = 1,7 (kN) < C0 = 20,09 (kN)

Qt1 = X0 Fr1 + Y0.Fa1 = 0,5.1057,15 + 0,92 771,65 = 1238,49 N

 Qt1 = 1,24 (kN) < C0 = 20.09 (kN)Thỏa mãn khả năng chịu tải trọng tĩnh.

Chương 6: Tính kết cấu hộp giảm tốc

b/ Gân tăng cứng

c/ Đường kính các bulông và vítd/ Mặt bích ghép nắp và thân e/ Kích thước gối trục

f/ Mặt đế hộp

g/ Khe hở giữa các chi tiếth/ Số lượng bulông nền …

AA.Các kết cấu liên quan đến cấu tạo vỏ hộp

a/ Cửa thăm

f/ Kích thước rãnh lắp vòng phớt và vòng phớt g/ Vòng chắn dầu (vòng chắn mỡ) nếu có

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