đồ án nguyên lý chi tiết máy full đề 1+thuyết minh+bản vẽ

file đầy đủ đề 1, bản vẽ ,thuyết minh các bạn tham khảo nhé, mình làm đề 1 giáo viên hướng dẫn Đỗ Văn Hiến trường đại học sư phạm kỹ thuật TP HCM. file bản vẽ mình sẽ upload thêm. good luck good luck good luck good luck good luck good luck good luck good luck good luck

LỜI NÓI ĐẦU

Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơkhí Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khíhiện đại Vì vậy, việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là công việcrất quan trọng trong công cuộc hiện đại hoá đất nước Hiểu biết, nắm vững và vậndụng tốt lý thuyết vào thiết kế các hệ thống truyền động là những yêu cầu rất cầnthiết đối với sinh viên, kỹ sư cơ khí

Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi, có thể nói

nó đóng một vai trò quan trọng trong cuộc sống cũng như sản xuất Đối với các hệthống truyền động thường gặp thì hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu.Học phần đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp ta tìm hiểu và thiết

kế được hộp giảm tốc, qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong cácmôn học như Nguyên lý- Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật cơ khí , và giúp sinh viên cócái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí Hộp giảm tốc là một trong những bộphận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơbản như bánh răng, ổ lăn,…Thêm vào đó, trong quá trình thực hiện các sinh viên

có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ AutoCad, đó là điều rất cần thiết với mộtsinh viên cơ khí

Em chân thành cảm ơn thầy Đỗ Văn Hiến đã giúp đỡ em rất nhiều trong quátrình thực hiện môn học đồ án nguyên lí chi tiết máy này

Với kiến thức còn hạn hẹp, vì vậy thiếu sót là điều không thể tránh khỏi, emrất mong nhận được ý kiến đóng góp từ thầy cô để ngày càng hoàn thiện

Sinh viên thực hiện:

Phan Văn Đạo

CHƯƠNG 1 : TÍNH TOÁN CHON ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI

TỈ SỐ TRUYỀN

I Tính toán chọn động cơ :

1 Số liệu ban đầu :

 Lực vòng trên băng tải (F t) : 4200 (N)

 Số răng đĩa xích tải ( Z ) : 12 (răng)

 Số năm làm việc (y) : 4 (năm)

Hệ thống làm việc tải trọng va đập nhẹ và quay một chiều, mỗi năm làm việc 320 ngày (mỗi ngày làm việc 2 ca, 1 ca 8 giờ)

2 Công suất cần thiết trên trục động cơ :

Hiệu suất truyền động: tra bảng (2.3) [1]trang 19

ɳ=ɳ đai ɳ br2 ɳ nt ɳ ôl4

với: ɳ nt = 1 - hiệu suất nối trục

ɳ br = 0,98 - hiệu suất 1 cặp bánh răng trụ

ɳđai = 0,96 - hiệu suất bộ truyền xích để hở.

ɳ ôl = 0,99 - hiệu suất 1 cặp ổ lăn

⇒ ɳ = 0,96 0,982 1 0,994 = 0,89

Công suất cần thiết trên trục động cơ:

Công suất trên trục công tác: P = 1000 v = 4200 1,11000 = 4,62 (kW)

Vì Ptđ = P √12.0,65+0.852.0 25 = 4,21

Nên công suất cần thiết : P ct=Ptđ

ɳ =

4,210,89=4,73 (kW)Xác định sơ bộ số vòng quay của động cơ

Chọn tỉ số truyền sơ bộ: u đai = 3 u h = 10

Số vòng quay (v / ph) nđc = 1425

Hệ số quá tải (T¿¿k¿¿T dn)¿ ¿ T k

T đn=¿ 2Đường kính trục động cơ(mm) d1 = 32

II Phân phối tỉ số truyền :

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

1 Số vòng quay của các trục truyền động :

n III=n II

u23=

131,343,34 =39,32 (v/ph)

2 Công suất của các trục truyền động :

( N.mm )

CHƯƠNG 2 : TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI

I Xác định các thông số bộ truyền :

1 Thông số đầu vào :

Từ điều kiện làm việc

n = 1425 (v/ph)

P1 = 5,22 (kw)

u đ = 2.5

- Chế độ làm việc một năm 320 ngày, một ngày 2 ca, một ca 8 giờ

Theo hình 4.1/trang 59 chọn loại đai tiết diện đai hình thang thường

ký hiệu Б với các thông số sau:

Kích thước tiết diện: bt=14

v

Tra bảng 4.13/trang 59, chọn chiều dài chuẩn l = 1600 mm

 Kiểm nghiệm về điều kiện tuổi thọ

max = iv 10

 Thỏa điều kiên

 Tính chính xác khoảng cách a theo chiều dài tiêu chuẩn l :

= 2,20 kw công suất cho phép (tra bảng 4.19/trang 62)

* kđ : hệ số tải trọng va đập nhẹ và quay một chiều (tra bảng 4.7/trang 55) Vìchế độ làm việc ngày 2 ca nên lấy trị số trong bảng tăng thêm 0,1 vậy

 c u=1,14 hệ số kể đến ảnh hưởng tỷ số truyền (tra bảng 4.17)

* c z=0,95 hệ số kể đến ảnh hưởng sự phân bố không điều tải trọng cho cácdây đai (tra bảng 4.18)

Nên

5,22 x 1,35

2,20 x 0,91 x 1,14 x 0,95 x 0,92 

III.Xác định lực căng ban đầu và lực căng tác dụng lên trục :

* Lực căng đai F0: Theo CT 4.19/Tr 63: F0 = 780

P1K đ

vC α z + F

vTrong đó:

* Fv = qm.v2 : lực căng do lực li tâm sinh ra (CT 4.20/Tr 64)

Với tiết diện đai loại Б → tra bảng 4.22/Tr 64 → qm = 0,178 kg/m

Số liệu đầu vào

+ Công suất trên trục P1 = 5,22 kw

CHƯƠNG 3 TÍNH TOÁN CÁC BỘ TRUYỀN CỦA BÁNH

 Tổng thời gian sử dụng: 320.2.8.4= 20480 (giờ)

I THIẾT KẾ BÁNH RĂNG CẤP NHANH - BÁNH TRỤ RĂNG NGHIÊNG :

1 Chọn vật liệu cho cấp nhanh :

Dựa vào điều kiện làm việc không đòi hỏi đặc biệt, và theo quan điểm thốngnhất hoá thiết kế và đây là bộ truyền bánh răng trụ nên ta chọn vật liệu 2 cấp bánhrăng như sau:

F lim1o = 1,8.260 = 468 (MPa)

H lim 2o = 2.240+70 = 550 (MPa)

Flim 2o = 1,8×240 = 432 ( MPa)

 Ứng suất tiếp xúc sơ bộ.được xác định :

Theo công thức ( 6.1a ): tính sơ bộ nên (Z R Z V K xH=1)   HL

[σ H]2 =

550.11,1 = 500 (MPa)

►Với cấp nhanh là bộ truyền bánh trụ răng nghiêng, do đó theo (6.12)/Tr 95:

[σ H]' = ( [σ H]1 + [σ H]2 )/2 = (536+500)/2 = 518 (MPa)

[σ H]' < 1,25. [σ H]2 =>518 < 1,25.500 = 625 thỏa điều kiện

 Số chu kì thay đổi ứng suất uốn.

Theo 6.8/Trang 93: N FE = 60.c (T /T max ) m F

.n i t i

*m F:bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn

Với HB = (180÷350)  mF = 6 (tra bảng 6.4/Trang 95)

 NFE1 = 60.1.570.20480.( 16.0,65 + 0,856.0,25) = 52.107

NFE1 = 52.107 > NFo = 4.106 và NFE2 = 12.107 > NFo = 4.106

 số chu kì thay đổi ứng suất cở sở khi thử về uốn  KFL1 =1 và KFL2 =1

 Ứng suất uốn cho phép, tính theo 6.2a/Trang 93.

F =σoFlim.KFC.KFL/SF Trong đó: KFC=1 theo 6.2a/Trang 93

hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải với bộ truyền quay một chiều

 [σ F 2]¿ =

432.1.11,75 = 247 ( MPa )Theo (6.13 và 6.14)/Trang95 , ứng suất quá tải cho phép

Với bánh răng thép tôi cải thiện

Đối với bánh răng nghiêng chọn sơ bộ ( trong khoảng 80÷200)

  =100: góc nghiêng của răng, cos  = cos(100) = 0,98

994,3023

5 Kiểm nghiệm răng theo độ bền tiếp xúc :

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau:

 Z M = 274 (MPa)1/3 : hằng số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp,trị số ZM được tính tra bảng 6.5/Trang 96

 ZH= 2cos / sin 2 wt hằng số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

Theo CT 6.35/trang 105: Tgβb=cosαt.tgβ

20cos18,19

Với : • KHβ = 1,12 (bảng 6.7/Trang 98 sơ đồ 3)

.1

H HV

H H

V b d K





* Với V=1,80 (m/s) < 5(m/s) và cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác vềmức tiếp xúc là 8 khi đó ta cần gia công đạt độ nhám Ra= 2,5…1,25m

Nên ZR=0,95 với da<700 (mm)

6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không đểvượt quá 1 giá trị cho phép:

F FV

F F

V b d K



hệ số dịch chuyển x1 x2  0 (không dùng dịch chỉnh)

Dựa vào bảng 6.18/trang 109: → YF1= 3,90; YF2= 3,60

Theo công thức 6.2a :

KxF = 1: Hệ số xét đến kiểm tra bánh răng đến độ uốn với da ¿ 400(mm).

 [σ F 1]¿ =

468.1.11,75 = 267 ( MPa ) [σ F 2]¿ =

432.1.11,75 = 247 ( MPa )Thay vào công thức ta được    

/

 = 85,22 < F2=250,95 (thỏa điều kiện)

7 Kiểm nghiệm răng về quá tải :

Theo công thức 6.48/Trang 110: Hmax H K qt Hmax

Theo công thức 6.49/Trang 110 Ứng suất cực đại σ Fmax thoả điều kiện :

σ F max=σ F K qt≤[σ F]max

Với bánh dẫn: F1max  F1 K qt  92, 65.1, 4 129, 71(  MPa)

Vậy Fmax 129, 71(MPa)Fmax 464(MPa)

Và bánh bị dẫn: F2 max  F2 K qt  85, 22.1, 4 119,31(  MPa)

Vậy: Fmax 119,31(MPa)Fmax 360(MPa)

 Kết luận: bộ truyền đạt yêu cầu về quá tải

8 Các thông số và kích thước bộ truyền răng cấp nhanh :

bánh dẫn 1 = bw1+(3  5)= 48 + 4= 52

Góc nghiêng của răng và các góc… = 18,190; αtw =20,960

Đường kính vòng lăn cấp nhanh dw1= 60,38 mm dw 2 d uw1 m = 259,63Đường kính vòng chia d1 = 60,52 mm ; d1 = 260,52 mmĐường kính đỉnh răng d 1= 65,52 (mm) ; d 2= 265,52 (mm)Đường kính đáy răng d f1= 54,27 (mm) ; d f1= 254,27 (mm)

II THIẾT KẾ BÁNH RĂNG CẤP CHẬM - BÁNH TRỤ RĂNG NGHIÊNG :

1 Chọn vật liệu cho cấp chậm :

Dựa vào điều kiện làm việc không đòi hỏi đặc biệt, và theo quan điểm thốngnhất hoá thiết kế và đây là bộ truyền bánh răng trụ nên ta chọn vật liệu 2 cấp bánhrăng như sau:

 Ứng suất tiếp xúc sơ bộ.được xác định :

Theo công thức ( 6.1a ): tính sơ bộ nên (Z R Z V K xH=1)   HL

[σ H]2 =

570.11,1 = 518 (MPa)

►Với cấp chậm là bộ truyền bánh trụ răng nghiêng, do đó theo (6.12)/Tr 95:

[σ H]' = ( [σ H]1 + [σ H]2 )/2 = (573+518)/2 = 546 (MPa)

[σ H]' < 1,25. [σ H]2 =>546 < 1,25.518 = 648 thỏa điều kiện

 Số chu kì thay đổi ứng suất uốn.

Theo 6.8/Trang 93: N FE = 60.c (Ti/T max ) m F

.n i t i

*m F:bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn

Với HB = (180÷350)  mF = 6 (tra bảng 6.4/Trang 95)

 NFE1 = 60.1.131,34.20480.( 16.0,65 + 0,856.0,25) = 12.107

 N FE 2 = 60.1.39,32.20480.( 16.0,65 + 0,856.0,25) = 3,6.107

NFE1 = 12.107 > NFo = 4.106 và NFE2 = 3,6.107 > NFo = 4.106

 số chu kì thay đổi ứng suất cở sở khi thử về uốn  KFL1 =1 và KFL2 =1

 Ứng suất uốn cho phép, tính theo 6.2a/Trang 93.

F =σoFlim.KFC.KFL/SF Trong đó: KFC=1 theo 6.2a/Trang 93.(tham khảo ví dụ trang 127/1)

hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải với bộ truyền quay một chiều

Nên: σ0Flin=1,8 HB

 [σ F 2]¿ =

450.1.11,75 = 257 ( MPa )Theo (6.13 và 6.14)/Trang95 , ứng suất quá tải cho phép

Với bánh răng thép tôi cải thiện

*Hmax 2,8.ch H1max H2max 1624 MPa

3 Xác định các thông số cơ bản bộ truyền :

* Xác định sơ bộ khoảng cách aw:

Khi chọn a w2 = 186 mm thì không thỏa điều kiện tính toán sau nên ta chọn lạikhoảng cách trục

Chọn a w2 = 190 mm bw2 = ψba.aw2 = 0,4.190 = 76 (mm)

4 Xác định các thông số ăn khớp :

4.1 Xác định modun m:

Theo bảng 6.17/Trang 97: m = (0,01÷0,02).aw2 = (0,01÷0,02).190 = (1,9÷3,8) mm

Để thống nhất hóa trong thiết kế chọn mô đun tiêu chuẩn cấp chậm bằng môđun cấp nhanh Chọn m = 2,5 (mm)

4.2 Xác định số răng và góc nghiên β:

Đối với bánh răng nghiêng chọn sơ bộ ( trong khoảng 80÷200)

 =100: góc nghiêng của răng, cos  = cos(100) = 0,98

1103,3333

5 Kiểm nghiệm răng theo độ bền tiếp xúc :

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau:

 Z M = 274 (MPa)1/3 : hằng số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp,trị số ZM được tính tra bảng 6.5/Trang 96.

 ZH= 2cosb / sin 2wt hằng số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

Theo CT 6.35/trang 105: Tgβb=cosαtw.tgβ

20cos19,94

1, 68sin(2.21,16 ) sin(2.21,16 )

Với : • KHβ = 1,13 ( Ψbd = 0,87tra bảng 6.7/Trang 98 sơ đồ 3)

• KFβ = 1,26

• K H= 1,13 (Ta có V= 0,6 (m/s) ,cấp chính xác cấp 9 tra bảng 6.14/Trang 107)

• K F = 1,37

Theo công thức 6.14/Trang 107:

2 2 2

1

H HV

H H

V b d K





* Với V=0,6 (m/s) < 5(m/s) và cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác vềmức tiếp xúc là 8 khi đó ta cần gia công đạt độ nhám Ra= 2,5…1,25m

Nên ZR=0,95 với da<700 (mm)

 Thoả điều kiện cho phép

6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không đểvượt quá 1 giá trị cho phép:

F FV

F F

V b d K



hệ số dịch chuyển x1x2 0 (không dùng dịch chỉnh)

Dựa vào bảng 6.18/trang 109: → YF1= 3,73; YF2= 3,60

Theo công thức 6.2a :

KxF = 1: Hệ số xét đến kiểm tra bánh răng đến độ uốn với da ¿ 400(mm)

 [σ F 1]¿ =

504.1.11,75 = 288( MPa ) [σ F 2]¿ =

450.1.11,75 = 257 ( MPa )Thay vào công thức ta được F F/ .Y Y K R S xF

 = 141 < F2= 262 (thỏa điều kiện)

7 Kiểm nghiệm răng về quá tải :

Theo công thức 6.48/Trang 110: Hmax H K qt Hmax

= 614 (MPa) ¿ [ σH ]max = 1624 (MPa)

Theo công thức 6.13/Trang 95:

 

 

1 max

Theo công thức 6.49/Trang 110 Ứng suất cực đại σ Fmax thoả điều kiện :

σ F max=σ F K qt≤[σ F]max

Với bánh dẫn: F1max F1.K qt  294.1, 4 412(  MPa)

Và bánh bị dẫn: F2max F2.K qt  262.1, 4 367(  MPa)

Vậy: Fmax 367(MPa)Fmax 464(MPa)

 Kết luận: bộ truyền đạt yêu cầu về quá tải

8 Các thông số và kích thước bộ truyền răng cấp chậm :

III kiểm tra điều kiện bôi trơn hộp giảm tốc :

(thỏa đk bôi trơn)

Kiểm tra điều kiện trạm trục

mm (thỏa điều kiện)

CHƯƠNG 4 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC – CHỌN KHỚP NỐI

I Tính toán chọn khớp nối :

1 Thông số đầu vào :

Momen cần truyền (trục III) T 3 1134245 N.mm

Chọn loại nối vòng đàn hồi để nối trục  20 (chọn 12 20 MPa)

d

2d 2,01 4 (thỏa điều kiện)

Điều kiện sức bền của chốt 3  

.l

(60 80)0,1

3 các thông số cơ bản của vòng đàn hồi :

Mô men xoắn lớn nhất có thể truyền được cp

II Chọn sơ bộ trục

1 Chọn vật liệu làm trục :

Dùng thép C45 thường hóa có b 600 (MPa) và ứng suất uốn cho phép

  12 20 MPa

( ) 2752,63 (20,96 )

1109,9(N) cos( ) cos(18,19 )

3281,9(N) cos( ) cos(19,94 )

.tg( ) 7970, 49.tg(19,94 ) 2891,57( ) 2891,57.87, 76

(Theo công thức 7.5 -7.8 trang 193 và bảng 7.4 trang 195 sách thiết kế đồ án CTM)

* Chiều dài may ơ bánh đai

12 (1, 2 1,5) 1 (1, 2 1,5).30(36 45)

đ đ

01031,14 2752,63 1721, 49(N)

4368,89(N)

r YE

03281,9 4368,89 1086,99(N)

09173,14 7970, 49 2268, 49 3471,14(N)

1 Tính các mô men tương đương trên trục I :

Với d 1sb 30 tra bảng 7.5 trang 198 sách thiết kế ĐA CTM   63(MPa)

2 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi :

Kiểm nghiệm mỏi tại tiết diện có mặt cắt nguy hiểm - tại 3 trục I:

TI3=83102 N.mm dI3= 34 mm M t đI3 163806,87

Theo công thức 10.19 (trang 195), hệ số an toàn phải thỏa điều kiện:

s= s σ s τ/√s σ2+s τ2≥ [s]

Trong đó: s σ hệ số an toàn chỉ xét đến ứng suất pháp tại vị trí 3 trục I

Theo công thức 10.20 (trang 195): s σ= K σ−1

σd σ a+Ψ σ σ m

với: σ−1 giới hạn mỏi uốn với chu kỳ đối xứng,

thép cacbon 45 có σ b=600 MPa => σ−1=0,436.σ b=0,436.600=261,6 (MPa)

Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng, do đó σ m=0

và theo công thức 10.22 (trang 196), σ a=σ max=MI3/WI3

WI3 momen cản uốn tại vị trí 3 của trục I

Theo bảng 10.6 (trang 196), với trục có 2 rãnh then:

* kiểm nghiệm độ bền của then

Theo bảng 9.1a (trang 173), ta được then b.h=10.8 (mm)

Chiều sâu rãnh then trên trục: t1= 5 mm

Chiều sâu rãnh then trên lỗ: t2=3,3 mm

K σd=(K σ/ε σ+K x−1¿/K y

Với Kx hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, theo bảng 10.8 (trang 197), Kx=1,06

Ky hệ số tăng bền bề mặt trục, theo bảng 10.9 (trang 197), Ky=1,7

Theo bảng 10.11 (trang 198), với kiểu lắp k6 và σ b=600 MPa, ta có K σ/ε σ = 2,06Suy ra: K σd=(K σ/ε σ+K x−1¿/K y = (2,06+1,06−1¿/1,7=1,25

Vậy: s σ= 1,25.62,47+0,05.0261,6 ≈ 3,35

Với: s τ hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng xuất tiếp tại vị trí 3 của trục I

Theo công thức 10.21 (trang 195), s τ= K τ−1

WoI3 momen cản xoắn tại tiết diện vị trí 3 trục I

Theo bảng 10.6 (trang 196), với trục có 2 rãnh then:

Ψ τ hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi

Vậy trục đảm bảo được độ bền mỏi.

Vì s=3,32 > 3 = [s], do đó không cần kiểm nghiệm về độ cứng của trục

3 Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh :

Theo công thức 10.27 (trang 200), công thức kiểm nghiệm có dạng:

σ tđ= √σ2+3 τ2 ≤ [σ¿

Xét tại tiết diện nguy hiểm vị trí 3 của trục I:

MmaxI3=MyI3=120771,64 N.mm; TmaxI3=83102 N.mm

Theo công thức 10.28 (trang 200), σ=Mmax/(0,1.d❑3¿= 120771,64/(0,1.343¿≈ 30,73 (MPa)

Theo công thức 10.29 (trang 200), τ=TmaxI3/(0,2.d❑3¿=83102/(0,2.343) ≈ 10,57 (MPa)Theo bảng 6.1 (trang 92), với thép 45 có σ b=600 MPa, σ ch=340 MPa

Theo công thức 10.30 (trang 200): [σ¿=0,8.σ ch=0,8.340=272 (MPa)

Suy ra: σ tđ= √30,732+3.10,572≈ 35,77 (MPa) < 272 MPa = [σ¿

Vậy trục đạt yêu cầu về độ bền tĩnh