intTypePromotion=1
zunia.vn Tuyển sinh 2024 dành cho Gen-Z zunia.vn zunia.vn
ADSENSE
 » 
 » 

Đồ án chi tiết máy - Động cơ điện

Chia sẻ: Tieu Lac | Ngày: | Loại File: PDF | Số trang:38

Thêm vào BST
Báo xấu
356
lượt xem 51
download
 
  Download Vui lòng tải xuống để xem tài liệu đầy đủ

- Để chọn động cơ cho bộ truyền trước hết ta phải tính công suất cần thiết Ta có công thức: Nct = N η Trong đó: Nct: Công suất cần thiết N: Công suất trục của tải η: hiệu suất chung - Hiệu suất chung được tính theo công thức: η = ηnt x η3BR x ηx x η4ổ Trong đó: ηnt : hiệu suất khớp nối ηbr : hiệu suất bộ truyền bánh răng ηx : hiệu suất bộ truyền xích ηổ : hiệu suất 1 cặp ổ lăn - Theo bảng (2-1) trang 27 sách TKCTM Chọn: ηnt =...

Chủ đề:

Bình luận(0) Đăng nhập để gửi bình luận!

Lưu

Nội dung Text: Đồ án chi tiết máy - Động cơ điện

  1. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY PHẦN I : CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN CHƯƠNGI: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN - Để chọn động cơ cho bộ truyền trước hết ta phải tính công suất cần thiết Ta có công thức: Nct = N η Trong đó: Nct: Công suất cần thiết N: Công suất trục của tải η: hiệu suất chung - Hiệu suất chung được tính theo công thức: η = ηnt x η3BR x ηx x η4ổ Trong đó: ηnt : hiệu suất khớp nối ηbr : hiệu suất bộ truyền bánh răng ηx : hiệu suất bộ truyền xích ηổ : hiệu suất 1 cặp ổ lăn - Theo bảng (2-1) trang 27 sách TKCTM Chọn: ηnt = 1 ηbr = 0,98 ηx = 0,92 ηổ = 0,994 - Vậy hiệu suất chung là: η = 1 x 0,983 x 0,92 x 0,9944 =0,845 + Công suất cần thiết: 3,3 Nct = N = = 3,9 (Kw) η 0,845 - Theo bảng 2P trang 322 sách TKCTM ta chọn động cơ che kín có quạt gió loại A02 (AOπ 2) kiểu A02-41-4 có công suất động cơ Nđc = 4 Kw và số vòng quayNđc= 1450 v/phút. - Hiệu suất 86%. CHƯƠNGII: PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN I. Tính tỉ số truyền chung: n Ta có: ic = dc n Trong đó: nđc = 1450 v/p số vòng quay động cơ n = 50 v/p số vòng quay của trục công tác n dc 1450 Vậy ic = = = 29 n 50 Với ic = ih x ix Trong đó: ih : tỉ số truyền của các bộ truyền bánh răng trong hộp SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC 1
  2. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ix : tỉ số truyền của bộ truyền xích - Theo bảng 2-2 trang 32 sách TKCTM ta chọn ix = 3 ih = inh x ich i 29 Ih = c = =9,66 ix 3 - Để tạo điều kiện bôi trơn các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc bằng phương pháp ngâm dầu nên ta chọn inh = (1,2 ÷1,3).ich ⇒ Ih = 1,2 x i2ch i 9, 66 ⇒ ich = b = = 2,84 1, 2 1.2 i 9, 66 ⇒ Inh = b = = 3,41 ich 2,84 + Kiểm tra: ic = inh x ich x ix = 3 x 2.3,41 x 2,842 = 29,05 II.Tính tốc độ, công suất, và momen xoắn của các trục * Trục I: n1 =nđc =1450 (v/p) N1 = Ndc x ηnt x ηổ =3.88 x 0.994 x 1 =3.88 (kw) n 1450 * Trục II: n2 = dc = = 425, 2 (v/p) inh 3, 41 N2 = N1 x ηổ x ηbr = 3,88 x 0,994 x 0,98= 3,78 (KW) * Trục III n 425, 2 n3 = 2 = = 149, 7 (v/p) ich 2,84 N3 = N2 x ηổ x ηbr2 = 3,78 x 0.994 x 0,982 = 3,61 (KW) n 149, 7 * Trục IV: n4 = 3 = = 49,9 (v/p) ix 3 N4 = N3 x ηổ x ηx = 3,61x 0,994 x 0,92 = 3,3(KW) Bảng hệ thống số liệu tính được: SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC 2
  3. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Trục Động cơ I II III IV i int = 1 inh =3,41 ich =2,84 ix =3 n (v/p) 1450 1450 425,2 149.7 49,9 N (KW) 3,9 3,88 3,78 3,61 3,3 Mx 25686,2 25554,5 84898,9 230297,3 631563,1 Phần 2: THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN CHƯƠNG I: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH I.Thiết kế bộ truyền xích Với công suất N3 = 3,61( KW) Vận tốc quay trục động cơ n1 = 1450 (v/p) Tỉ số truyền của xích ix = 3 Số vòng quay trục dẫn đến trục xích n2 = 425,2(v/p) II. Chọn loại xích Chọn ống xích con lăn vì giá thành rẻ hơn và thông dụng hơn, và bộ truyền không yêu cầu làm việc êm. * Ta có tỉ số truyền xích ix = 3 Theo bảng (6-3) trang 105 sách TKCTM chọn số răng đĩa dẫn z1= 24 -Số răng đĩa dẫn z2 được tính theo công thức (6-5) trang 105 z2= i.z1 =3 x 24 = 72 răng III. Tính bước xích t - Sử dụng công thức (6-6) trang 105 K= Kđ . KA . KO . Kđc . Kb . KC +Trong đó: Kđ =1 tải trọng êm KA= 1 hệ số xét đến chiều dài xích Chọn A= (30÷50).t KO= 1 hệ số xét đến khả năng điều chỉnh lực Kđc= 1 hệ số xét đến khả năng điều chỉnh trục. Kb = 1,5 hệ số xét đếnđiều kiện bôi trơn chọn bôi trơn định kì. KC = 1,25 hệ số xét đến chế độ làm việc bộ truyền làm việc 2 ca. Vậy K = 1 x 1 x 1 x 1 x 1.5 x 1.25 = 1,875 * Xác định công thức tính tốn bộ truyền xích theo công thức (6-7) trang 106 Nt = K . K Z . Kn . N + Trong đó: KZ :hệ số răng đĩa dẫn Kn :hệ số vòng quay đĩa dẫn N: công suất danh nghĩa Z01: số răng đĩa dẫn cơ sở Z01 =25 n01 = số vòng quay đĩa dẫn bộ truyền cơ sở theo bảng (6-4). Chọn n01 = 200 Z 25 KZ = 01 = =1 Z1 25 SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC 3
  4. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY n01 400 KZ = = = 2.35 n3 169.7 Vậy Nt = K x KZ x Kn x N3 =2.0625 x 1 x 2.35 x 3.1 = 15 KW * Theo bảng (6-4) trang 106 sách TKCTM với n01 =200 v/p Để giảm tải trọng va đập chọn xích ống con lăn 2 dãy có bước xích t = 19,05 Diện tích bản lề F = 105,8 (mm2) * Theo bảng (6-1) trang 103 sách TKCTM tìm được kích thước chủ yếu của xích - Tải trọng phá hỏng: Q = 25000 N - Khối lượng 1 m xích q = 1,25 Kg - Theo bảng (6-5) trang 107. Số vòng quay giới hạn của đĩa dẫn có thể ngh = 1500 v/p mà n1 =149.7 vậy thảo điều hiện n1 < ngh IV. Định khoảng cách trục A và số mắc xích x Số mắc xích được tính theo công thức: Chọn sơ bộ A = 40.t = 40 x 25.4 = 1016 mm Tính số mắc xích theo công thức (6-4) trang 102 Z + Z 2 2 A Z 2 − Z1 2 t X= 1 + +( ) 2 t 2π A 2 25 + 80 2 ×1016 ⎛ 80 − 25 ⎞ 25.4 = + +⎜ ⎟ × = 133,38 mắt 2 25.4 ⎝ 2 × 3,14 ⎠ 1016 Chọn số mắc xích là: X = 134 Kiểm nghiệm số lần va đập trong một giây theo công thức (6-16) 4.V n 3 × Z1 u= = ≤ [ u] L 15 × X 24 × 149.7 = = 1, 79 15 × 134 Z1: số răng đĩa dẫn n3: số vòng quay trong 1 phút của đĩa dẫn Theo (6-7) số lần va đập cho phép trong một giây [u] = 35 cho nên điều kiện u ≤ [u] được thỗ * Tính chính xác khoảng cách trục A theo số mắc xích theo công thức (6-3) t⎡ ⎛ Z − Z1 ⎞ ⎤ 2 2 Z + Z2 ⎛ Z + Z2 ⎞ A = ⎢X − 1 + ⎜X − 1 ⎟ − 8⎜ 2 ⎟ ⎥ 4⎢ ⎣ 2 ⎝ 2 ⎠ ⎝ 2π ⎠ ⎥ ⎦ 19, 05 ⎡ ⎛ 72 − 24 ⎞ ⎤ 2 2 24 + 72 ⎛ 24 + 72 ⎞ = ⎢134 − + ⎜134 − ⎟ − 8⎜ ⎟ ⎥ = 806 mm 4 ⎢ ⎣ 2 ⎝ 2 ⎠ ⎝ 2 × 3.14 ⎠ ⎥⎦ * Để đảm bảo độ võng bình thường giảm khoảng cách trục một khoảng: ΔA = 0,003A ≈ 2,42 mm V. Tính đường kính vòng chia trên đĩa xích theo bảng (6-1) t 19, 05 đĩa dẫn: dc1 = = = 146 mm 180 0 1800 sin sin Z1 24 19, 05 đĩa bị dẫn: dc2= = 437mm 1800 sin 72 SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC 4
  5. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY VI. Tính lực tác dụng lên trục lắp đĩa xích theo công thức (6-17) 6 × 10 7 × K t × N R ≈ Kt x P = Z1 × t × n 3 Trong đó: Kt: hệ số xét đến tác dụng của trọng lượng xích lên trục chọn Kt = 1,15 6 ×107 ×1,15 × 3, 61 R= = 3639, 4 N 24 ×19, 05 ×149.7 VII. Tính chiều dài xích L = X × t = 134 x 19,05 = 2552,7 mm CHƯƠNG II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG I. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng của cấp nhanh trong hộp giảm tốc theo số liệu sau: - Số vòng quay trong 1 phút của trục dẫn n1 =1450 v/p, bộ truyền quay 1 chiều. - Yêu cầu làm việc trong 5 năm. - Mỗi năm 300 ngày làm việc - Mỗi ngày 2 ca - Tải trọng tĩnh 1. Chọn vật liệu làm bánh răng. a) Bánh răng nhỏ: Theo bảng (3-6) ta chọn thép 45 thường hố Giả sử đường kính phôi dưới 100 mm - Theo bảng (3-8) - Giới hạn bền kéo σbk = 600 (N/mm2) - Giới hạn chảy σch = 300 (N/mm2) - Độ cứng HB =190 - Dùng phôi rèn vì phôi rèn có cơ tính cao b) Bánh lớn : chọn thép 35 thường hố - Giả sử đường kính phôi từ 100÷300 mm có: - Giới hạn bền kéo σbk = 480 (N/mm2) - Giới hạn chảy σch = 240 (N/mm2) - Độ cứng HB = 160 - Dùng phôi rèn vì phôi rèn có cơ tính cao 2. Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép. a) Ứng suất tiếp xúc cho phép: - Số chu kì làm việc tương đương của bánh lớn N2 =5 x 300 x2 x 6 x 60 x 425,2 = 459,216.103 - Số chu kì làm việc tương đương của bánh nhỏ N1 = i x N2 = 3.41× 459,216.103=1565,926.106 - Theo (3-9) ta có số chu kì cơ sở N0 =107 - Vì N1 và N2 đều lớn hơn số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc và đường mỏi uốn nên khi tính ứng suất cho phép của bánh nhỏ và bánh lớn lấy K’’N = K’N =1 - Ứng suất tiếp xúc của bánh nhỏ [σ]tx1 = [σ]Notx × K’N [σ]Notx : ứng suất mỏi tiếp xúc cho phép khi bánh răng làm việc lâu dài SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC 5
  6. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - Theo bảng (3-9) chọn [σ]Notx = 2,6 - Ưùng suất tiếp xúc cho phép đối với bánh nhỏ [σ]tx1 = 2,6 × HB × K’N = 2,6 × 190 = 494 (N/mm2) - Ưùng suất tiếp xúc cho phép đối với bánh lớn [σ]tx2 = 2,6 × HB × K’’N = 2,6 × 160 = 416 (N/mm2) b) Ứng suất uốn cho phép: Vì N > No ta chọn K’’N = K’N =1 σ × K 'N (1,4 ÷ 1,6) × σ −1 × K 'N ' ' - Vì bánh răng quay một chiều nên ta có: [σ]u= o = n × kσ n × Kσ - Trong đó σo và σ-1: giới hạn mỏi uốn trong chu kì mạch động và trong chu kì đối xứng: σ-1=(0,4÷0,45) × σbk - Vì phôi là thép thường hố tôi cải thiện nên chọn hệ số n=1,5 kσ =1,8 hệ số tập trung ứng suất chân răng Thép 45: σ-1= 0,43 × 600 = 258 (N/mm2) Thép 35: σ-1= 0,43 × 480 = 206,4 (N/mm2) 1,5 × 258 + Đối với bánh nhỏ: [σ]u1 = = 143,3 (N/mm2) 1,5 ×1,8 1,5 × 206, 4 + Đối với bánh lớn: [σ]u2 = = 114, 7 (N/mm2) 1,5 × 1,8 3. Chọn sơ hệ số tải trọng K= 1.3 4. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng ψA = 0,4 5. Tính khoảng cách trục A. - Theo bảng (3-10) bộ truỵền bánh răng trụ răng thẳng, ta có công thức: 2 ⎛ 1,05 × 10 6 ⎞ K×N A ≥ (i ± 1) × ⎜ 3 ⎜ [σ] × i ⎟ × ψ × n ⎟ ⎝ tx ⎠ A - Trong đo ù: i = 3,41 tỉ số truyền n = 425,2 (V/P) : số vòng quay trong một phút của bánh răng bị dẫn N = 3.78 KW: công suất 2 ⎛ 1, 05 ×106 ⎞ 1,3 × 3, 78 A ≥ (3,41 + 1) × ⎜ 3 ⎟ × = 116,9 mm ⎝ 416 × 3.41 ⎠ 0, 4 × 425, 2 - Vậy lấy A = 124 mm 6. Tính vận tốc vòng của bánh răng và cấp chính xác để chế tạo bánh răng π d1n1 2π An1 2 × 3,14 ×124 ×1450 V= = = = 4.26 m/s 60 ×1000 60 × 1000(i + 1) 60 ×1000(3.41 + 1) - Với vận tốc này có thể chế tạo bánh răng theo cấp chính xác 8 bảng (3-11) 7. Định chính xác hệ số tải trọng Kvà khoảng cách trục A. - Hệ số tải trọng K được tính theo công thức K = Ktt × Kđ - Vì tải trọng không thay đổi và độ rắn của bánh răng HB < 350 nên chọn Ktt = 1: số tập trung tải trọng - Đối với bánh răng trụ răng thẳng 2,5m n B≤ với cấp chính xác 8 và vận tốc vòng V< 6 m/s tra bảng (3-13) ta chọn sin β Kđ = 1.55: hệ số tải trọng động ⇒ K = 1 × 1,55 = 1,55 SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC 6
  7. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 1.55 Khoảng cách A điều chỉnh: A = A sơ bộ 3 =132 mm 1.3 8. Xác định mođun, bánh răng và chiều rộng bánh răng: + Mođun: m = (0.01 ÷ 0,02)A = (0.01 ÷ 0,02) ×132 = 1,32 ÷ 2.64 mm Lấy m = 2 mm + Số răng bánh nhỏ: 2.A 2 ×132 Z1 = = = 30 m(i + 1) 2 × (3.41 + 1) + Số răng bánh lớn : Z2 = Z1. i = 30× 3,41 = 102 răng + Chiều rộng bánh răng lớn: b = ψA×A = 0,4×132 = 52 mm 9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng: - theo bảng 3-16 19,1 × 10 6 .K.N σu = ≤ [σ] u Ym 2 .Z.n.b Trong đó m = 2 mm y1 = 0,451 hệ số dạng răng của bánh nhỏ y2 = 0,517 hệ số dạng răng của bánh lớn n = 1450 V/p số vòng quay của bánh răng - ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ 19,1× 106 × 1, 55 × 3, 78 σu1 = = 27, 4 N / mm 2 0, 451× 2 2 × 30 × 1450 × 52 σu1 < [σ ]u1 - Ứng suất uốn tại chân răng bánh lớn: 0.451 σu2 = x 27, 4 = 23,9 0.517 σu2 ≤ [σ ]u2 10. Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền Mođun m= 2 mm Số răng Z1 = 30, Z2 =102 Góc ăn khớp α = 200 Đường kính vòng chia d1 = m.Z1 = 2 × 30 = 60 mm d2 = m.Z2 = 2 × 102 =204 mm - Khoảng cách trục A 204 + 60 A= = 132mm 2 Chiều rộng bánh răng: b = 52 mm * Đường kính vòng đỉnh răng De1 = d1 + 2.m = 60 + 2×2 = 64 mm De2 = d2 + 2.m = 204 + 2×2 = 208 mm * Đường kính vòng chân răng: SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC 7
  8. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Di1 = d1 – 2,5.m = 60 - 2,5×2 = 55 mm Di2 = d2 – 2,5.m = 204 – 2,5×2 = 199 mm 11. Tính lực tác dụng lên trục: Lực vòng: 2 Mx 2 × 25554,5 P 1= = = 851,8 N d 60 Lực hướng tâm: Pr1= P1 × tgα =851,8 × 0,364 = 310 N II. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm (bộ truyềnư3 V) 1. Chọn vật liệu chế tạo bánh răng: *Bánh nhỏ: theo bảng (3-6) trang 39 ta chọn thép 45 thường hố. - Giả sử đường kính phôi (100÷300) mm - Giới hạn bền kéo σbk = 580 N/mm2 - Giới hạn chảy σch = 290 N/mm2 - Độ cứng HB = 190 - Dùng phôi rèn * Bánh lớn: ta chọn thép 35 thường hố. Giả sử đường kính phôi (300÷500) mm - Giới hạn bền kéo σbk = 480 N/mm2 - Giới hạn chảy σch = 240 N/mm2 - Độ cứng HB = 160 - Dùng phôi rèn 2. Định ứng suất cho phép: a) Ưùng suất tiếp xúc cho phép: Số chu kì làm việc của bánh lớn N2 = 5×300×2×6×60×149.7 = 161676.103 Số chu kì làm việc của bánh nhỏ N1 = N2×ich=2,84×161676.103= 459159,84.103 Theo bảng (Ư19) ta chọn số chu kì cơ sở N0= 107 - Vì N1 và N2 đều lớn hơn số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc và đường cong mỏi uốn nên khi tính ứng suất của bánh nhỏ và bánh lớn lấy KN’’ = KN’ = 1 - Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ [σ]tx1 = [σ]Notx× KN Trong đó: [σ]Notx ứng suất mỏi tiếp xúc cho khi bánh răng làm việc lâu dài - Theo bảng (3-9) chọn [σ]Notx = 2,6 - Ưùng suất tiếp xúc cho phép đối với bánh nhỏ: [σ]tx = 2,6×HB×KN’ = 2,6×190×1=494 N/mm2 - Ưùng suất tiếp xúc cho phép đối với bánh lớn: [σ]tx = 2,6×HB×KN’’ = 2,6×160×1=416 N/mm2 b) Ưùng suất ứng cho phép - Ta có số chu kì cơ sở của đường cong mỏi uốn No = 5.106 N ≥ No ta chọn KN’’ = KN’ = 1 - Vì bánh răng quay một chiều ta có SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC 8
  9. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY [σ ]u = σ 0 .K N ' = (1, 4 ÷ 1, 6 ) × σ −1 K N ' n.Kσ n.Kσ - Trong đó σ-1 và σ0 giới hạn mỏi uốn trong chu kì trong chu kì vận động và trong chu kì đối xứng σ-1 ≈ (0,4 ÷0,45). σbk* - Vì phôi là thép thường hố tôi cải thiện nên chọn hệ số n = 1,5 - KN =1,8 hệ số tập trung ứng suất chân răng - Thép 45 σ-1 = 0,43 × 580=249,4 N/mm2 - Thép 35 σ-1 =0,43 × 480 = 206,4 N/mm2 + Đối với bánh nhỏ 1,5 × 249, 4 [σ ]u1 = = 138, 6 N / mm 2 1,5 ×1,8 + Đối với bánh lớn 1,5 × 206, 4 [σ ]u 2 = = 114, 7 N / mm 2 1,5 ×1,8 3. Chọn sơ bộ hệ số tải trọng k =1,3 4. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng b ψ A = = 0, 6 A 5. Tính khoảng cách trục A. - Theo bảng (3-10) bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng ta có công thức 2 ⎛ 10,5 × 10 6 ⎞ KN A ≥ (i ± 1) ⎜ ⎜ [σ] i ⎟ ψ θ ' n 3 ⎟ ⎝ tx ⎠ A - Trong đó: i=2,84 tỉ số truyền của cặp bánh răng cấp chậm n = 149.7 số vòng quay một phút của bánh răng bị dẫn θ’ = 1,25 hệ số phản ánh sự tăng năng tải N = 3,61 KW công suất trục 2 - Vì bộ truyền có công suất tách đôi nên công thức khoảng cách trục, công suất phải chia cho hai - Ta có: 2 ⎛ 10,5 ×106 ⎞ 1,3 × 3, 61 A ≥ (2.84 + 1) ⎜ 3 ⎟ = 123, 2 mm ⎝ 416 x 2,84 ⎠ 0, 6 ×1, 25 ×149.7 - Ta chọn A=125 mm 6. Tính vận tốc vòng và chọn cách chính xác chế tạo bánh răng. π d1 An1 2π An1 2 × 3,14 ×125 × 425, 2 v= = = = 1, 44 m/ s 60 ×1000 60 × 1000(i + 1) 60 × 1000(2,84 + 1) Theo bảng (3-11) ta chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng là 9 . 7. Định chính xác hệ số tải trọng Kvà khoảng cách trục A. - Hệ số tải trọng K được tính theo công thức K = Ktt × Kđ - Vì tải trọng không thay đổi và độ rắn của bánh răng HB < 350 nên chọn Ktt = 1: số tập trung tải trọng - Đối với bánh răng trụ răng nghiêng: SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC 9
  10. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 2,5m n b≥ với cấp chính xác 9 và vận tốc vòng V/p < 3 m/s tra bảng (3-14) ta chọn sin β Kđ = 1,2: hệ số tải trọng động ⇒ K = 1 × 1,2 = 1,2 - Vì hệ số K =1,2 không khàc nhiều so với k sơ bộ, nên khoảng cách trục A - Lấy A = 125 mm - 8. Xác định mođun, số răng, góc nghiêng và chiều rộng bánh răng: + Mođun pháp: mn = (0.01 ÷ 0,02)A = (0.01 ÷ 0,02) ×125 = 1,25 ÷ 2,5 mm Lấy mn = 2 mm Sơ bộ chọn góc nghiêng β = 20° , cosβ = 0,94 2 x125 x cos β Tổng số răng:Zt=Z1+Z2 = = 117 mn + Số răng bánh nhỏ: Zt 117 Z1 = = = 30 răng i + 1 2,84 + 1 Số răn g Z1 thoả mãn điều kiện là lớn hơn trị số giới hạn cho trong bảng (3-15) + Số răng bánh lớn : Z2 = Z1. i = 30 × 2,84 = 85 răng Tính chính xác góc nghiêng ( Z + Z 2 ) mn (30 + 85)2 cosβ= cos β = 1 = = 0,92 2A 2 × 125 ⇒ β = 230 + Chiều rộng bánh răng : b = ϕA×A = 0,6×125 = 75 mm - Lấy b = 75 mm -chiều rộng b thoả điều kiện:b> σ = 8 ÷ 12 =14,20 9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng: Theo bảng 3-16 19,1 × 10 6 .K.N σu = ≤ [σ] u Ym 2 .Z.n.b.θ '' n - Trong đó K= 1,3 hệ số tải trọng N =3,61 công suất ,KW - Tính số răng tương đương bánh nhỏ 30 Z tñ1 = = 39 răng (0,923 ) - Số răng tương đương bánh lớn 85 Z tñ 2 = = 109 răng (0,92)3 y1 = 0,47 hệ số dạng răng của bánh nhỏ y2 = 0,517 hệ số dạng răng của bánh lớn θ” = 1,5 hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải khi tính theo sức bền uốn của bánh răng nghiêng - Ưùng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC 10
  11. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 19,1× 106 × 1, 2 × 3, 61 σu1 = = 87,1N / mm 2 0, 47 × 2 2 × 30 × 149, 7 × 75 × 1, 5 σu1 = 87,1 < [σ ]u1 = 138,6N/mm2 - Ứng suất uốn tại chân răng bánh lớn: 0, 47 σu2 =87,1 × = 79,1N / mm 2 0,517 σu2 ≤ [σ ]u2 10. Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền - Mođun pháp mn= 2 mm - Số răng Z1 = 30, Z2 =85 - Góc ăn khớp αn = 200 - Góc nghiêng β = 23 - Đường kính vòng chia mZ 2 x30 d1 = n 1 = = 65 mm cos β 0,92 mZ 2 × 85 d2 = n 2 = = 185 mm cos β 0,92 - Khoảng cách trục A A = 125 mm - Chiều rộng bánh răng: b = 75 mm - Đường kính vòng đỉnh răng De1 = d1 + 2.mn= 65 + 2×2 = 69 mm De2 = d2 + 2.mn= 185 + 2×2 = 189 mm - Đường kính vòng chân răng: Di1 = d1 – 2,5.mn= 65 - 2,5×2 = 60 mm Di2 = d2 – 2,5.mn = 185 – 2,5×2 = 180 mm 11. Tính lực tác dụng lên trục: - Lực vòng: 2 Mx 2 × 84898,8 P 1= = = 2612 N d 65 - Lực hướng tâm: Ptgα n 2612 × 0,363 Pr = = = 1030 N cos β 0,92 - Lực dọc trục: Pa = P.tgβ = 2612×tg200 =1107 N PHẦN 3 : THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN CHƯƠNG I :THIẾT KẾ TRỤC I . Tính sơ bộ *chọn vật liệu thép 45 chọn [τ ]x = 30 N / mm2 , C = 120 I.theo công thức (7-2) trang 114 ta có : SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC 11
  12. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY N d ≥ C3 n Trong đó: d:đuờng kính trục n:số vòng quay 1 phút của trục N: công suất C:hệ số phụ thuộc ứng suất xoắn cho phép C=120 1. Đối với trục I N= 3,88 kw C= 120 n= 1450 v/ph suy ra: 3,88 d = 120 3 = 16, 7mm 1450 lấy d1=20 mm 2 . Đối với trục II N= 3,78 kw C= 120 n= 425,2 v/ph suy ra: 3, 78 d = 120 3 = 24,9mm 425, 2 lấy d2=25 mm 3 . Đối vớ trục III N= 3,61 kw C= 120 n= 149,7 v/ph suy ra: 3, 61 d = 120 3 = 34, 7 mm 149, 7 lấy d3 = 35 mm -để chuẩn bị cho bước tính gần đúng trong ba trị số d1,d2,d3 ở trên ta có thể lấy trị số d2 =25mm để chọn ổ bi cỡ trung bình tra bảng 14p ta có chiều rộng của B=17 mm II. Tính gần đúng -theo bảng 7-1 ta chọn bạng kích thước như sau - khe hở giữa các bánh răng 10 mm - khe hở giữa các bánh răng và thành trong hộp là 10 mm - khoảng cách từ thành trong của hộp đến thành trong của ổ lăn là10 mm - chiều rộng của ổ lăn B=17 mm - khe hở giữa mặt bên bánh răng đến thành hộp lấy sơ bộ σ = 8 ÷ 12 • SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC 12
  13. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC 13
  14. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY y n z P r1 p2 x p1 P r2 P r3 p 3 P r4 p4 p a3 p a4 p a5 p a6 p5 p6 P r5 P r6 Rx Thiết kế trục I -Xác định phản lực ở 2 đầu gối đởi Avà B momem xoắn Mx=25554 N lực vòng p1=851,8 N lực hướng tâm pr1 = 310 N *Theo phương ngang ΣMAx = − p1.(a + b) + RBx (a + b + c + d ) = 0 p1 ⇒ RBx = = 425,9 N 2 ⇒ RAx = p1 − RBx = 851,8 − 425,9 = 425,9 N SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC 14
  15. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY *Theo phương đứng ΣMAy = pr1.(a + b) − RBy (a + b + c + d ) = 0 pr1 ⇒ RBy = = 155 N 2 ⇒ RAy = pr1 − RBy = 310 − 155 = 155 N SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC 15
  16. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY p r1 R ax p 1 Rbx 1 155N + Qy - 155N 15810N M uy 4 2 5 ,9 N Qx + - 4 2 5 ,9 N M ux 4 3 4 4 1 ,8 N 25554N Mx *Tính momem uốn tại thiết diện nguy hiểm M u (1−1) = M uy + M ux = 2 2 158102 + 43441,82 = 46229, 2 Nmm *Tính đuờng kính trục tại thiết diện nguy hiểm 1-1 SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC 16
  17. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY M td d≥ 3 0,1(1 − β 4 )[σ ] theo công thức 7-4 ta có M td = M u + 0, 75M x2 = 46229, 22 + 0, 75(25554) 2 = 51253, 2 Nmm Vì trục làm đặc nên ta có d β= 0 =0 d1 -Vì vật liệu là thép 45 theo bảng 7-2 ta có σ b ≥ 600 N / mm σ −1 ≥ 260 M td 51253, 2 ⇒d ≥ 3 =3 = 21, 7 mm 0,1.50 0,1.50 -vì trên trục có rănh then nên ta lấy thiết diện 1-1là d =25 mm 2.thiết kế trục II -Các lực tác dụng lên bánh răng 2 -Lực vòng p2=851,8N -lLïc hướng tâm pr2= 310N *Các lực tác dụng tác dụng lên bánh răng 3và 4 2612 -Lực vòng p3=p4= = 1306 N 2 1030 -Lực hướng tâm pr3 = pr4= = 515 N 2 1107 -Lực dọc trục pa3= pa4= = 553,5 N 2 +Momen xoắn trên trục II Mx= 42445 Nmm * Tính sức bền trục * Xác định phản lực *theo phương ngang ΣMcx = p3 .a − Rdx (a + b + c + d ) + p2 (a + b) + p4 .(a + b + c) = 0 851,8 ⇒ Rdx = + 1306 = 1731,9 N 2 ⇒ Rcx = p2 + 2 p3 − Rdx = 1731,9 N SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC 17
  18. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY *theo phương đứng ΣMc y = pr 3 .a − pr 2 (a + b) + pr 4 (a + b + c) − Rdy (a + b + c + d ) = 0 310 ⇒ Rdy = − + 515 = 360 N 2 ⇒ Rcy = 2 pr 3 − pr 2 − Rdy = 360 N SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC 18
  19. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY P2 R cy II I R dy R cx P r2 R dx P3 Pr 3 Pr 3 P3 Pa 3 Pa 3 I II 360N 155N + - QY + - 155N 360N 34998,75N 34998,75N 17010N 26512,5N MU Y 1731,9N 425,9N + + QX - - 425,9N 105150,2N 1731,9N 81832,2N 81842,2N MU X 42445N MX 42445N SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC 19
  20. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY *Tính momem uốn tại các thiết diện nguy hiểm -Tại Tiết diện I-I M I − I = M UY + M UX = 34998, 752 + 81832, 22 = 89002,3Nmm 2 2 -Tại Tiết diện II-II M II − II = M UY + M UX = 26512,52 + 105150, 22 = 108441,1Nmm 2 2 *Tính đuờng kính trục: -Tại Tiết diên I-I ta có M td ( I − I ) dI −I ≥ 3 0,1.[σ ] Mtd = M u2 + 0, 75M x2 = 89002,32 + 0, 75.(42445) 2 = 96294,3 Nmm +Tra bảng 7-2 với vật liệu thép 45 ta có [σ ] = 600 Nmm 2 σ b = 50 N / mm 2 96294,3 ⇒ dI −I ≥ 3 = 26,8mm 0,1.50 vì trục có rãnh then nên ta lấy d I-I = 30 mm để đảm bảo bền *Tại thiết diện II-II M td = 108441,12 + 0, 75.(42445) 2 = 114501, 7 Nmm 114501, 7 d II − II = 3 = 28, 4mm 0,1.50 -Vì trên trục có rẵnh then để đảm bảo bền ta chọn dII-II= 35 mm 3.thiết kế trục III *Các lực tác dụng tác dụng lên bánh răng 4và 5 -Lực vòng p5=p6= 1306 N -Lực hướng tâm pr5 = pr6= 515N -Lực dọc trục pa5= pa6=553,5 N * Tính xích: -số dãy: 2 ; bước xích :t=19,05 . ta suy ra c=12,7 -chiều rộng răng đĩa xích : b=0,9c – 0,15 =11,28 mm - RX = 2x1984,9 = 3639,4N - bề rộng vành B = c+b =12,7+11,28=23,98 mm . chọn B =24mm - khoảng cách từ nắp ổ đến mặt cạnh của xích : l=16 mm - khoảng cách từ ổ đến xích : l=46,16 mm SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC 20
ADSENSE

CÓ THỂ BẠN MUỐN DOWNLOAD

LV.15: Bộ Đồ Án Tốt Nghiệp Chuyên Ngành Cơ Khí
65 tài liệu
2430 lượt tải
THÔNG TIN
TRỢ GIÚP
HỖ TRỢ KHÁCH HÀNG
Theo dõi chúng tôi

Chịu trách nhiệm nội dung:

Nguyễn Công Hà - Giám đốc Công ty TNHH TÀI LIỆU TRỰC TUYẾN VI NA

LIÊN HỆ

Địa chỉ: P402, 54A Nơ Trang Long, Phường 14, Q.Bình Thạnh, TP.HCM

Hotline: 093 303 0098

Email: support@tailieu.vn

Giấy phép Mạng Xã Hội số: 670/GP-BTTTT cấp ngày 30/11/2015 Copyright © 2022-2032 TaiLieu.VN. All rights reserved.

 

Đồng bộ tài khoản
2=>2