zunia.vn

Tuyển sinh 2024 dành cho Gen-Z

zunia.vn

» Kỹ Thuật - Công Nghệ

» Cơ khí - Chế tạo máy

Đồ án Chi tiết máy: Thiết kế hệ dẫn động xích tải - Nguyễn Quang Kim

Chia sẻ: Kim Nguyen | Ngày: | Loại File: DOCX | Số trang:39

Báo xấu

168
lượt xem 23
download

Download Vui lòng tải xuống để xem tài liệu đầy đủ

Đồ án trình bày các nội dung về chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền; tính toán thiết kế bộ truyền xích; thiết kế bộ truyền trong; tính toán thiết kế trục; tính chọn và kiểm nghiệm ổ lăn. Để nắm chi tiết nội dung nghiên cứu, mời các bạn cùng tham khảo đồ án.

Chủ đề:

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

Lưu

Nội dung Text: Đồ án Chi tiết máy: Thiết kế hệ dẫn động xích tải - Nguyễn Quang Kim

Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD12 GVHD: TS. Phạm Minh Hải ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN Bảng thông số đầu vào: Thiết kế hệ dẫn động xích tải Lực kéo băng tải: F = 2200 (N) Vận tốc băng tải: v = 1.75 (m/s) Số răng đĩa xích tải: Z = 14 Bước xích tải: p = 70 (mm) Thời gian phục vụ: Lh = 18000 (h) Số ca làm việc: soca = 3 (ca) Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài α = 450 Đặc tính làm việc: va đập vừa 1.1 Công suất làm việc (kW) 1.2 Hiệu suất hệ dẫn động (1 cặp bánh răng, 2 cặp ổ lăn, 1 bộ truyền xích, 1 khớp nối) Trong đó tra bảng ta được: Hiệu suất bộ truyền bánh răng: = 0,97 (bánh răng trụ, răng nghiêng, che kín) Hiệu suất bộ truyền xích: = 0,93 (để hở) Hiệu suất ổ lăn: = 0,99 Hiệu suất khớp nối: = 1 (nối trục đàn hồi)  = 0,97.0,992.0,93.1= 0,884 1.3 Công suất cần thiết trên trục động cơ (kW) 1.4 Số vòng quay trên trục công tác (v/ph) 1
Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD12 GVHD: TS. Phạm Minh Hải 1.5 Chọn tỷ số truyền sơ bộ Theo bảng chọn sơ bộ: Tỷ số truyền bộ truyền xích: =3 Tỷ số truyền bộ truyền bánh rang trụ = 4 (hộp giảm tốc 1 cấp)  = 3.4 = 12 1.6 Số vòng quay trên trục động cơ =107,143.12 = 1285,716 (v/ph) 1.7 Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ Chọn = 1500 (v/ph) 1.8 Chọn động cơ Từ Pyc = 4.355 kW & nđb =1500 v/ph Tra Danh mục các động cơ điện tổng hợp từ Catalog của HEM và sách TTTK HDĐ CK của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển. Tmax/ Khối lượng TK Kiểu động cơ Pđc (KW) d(mm) Tdn 4A112M4Y3 5.5 32 1425 2.2 56 1.9 Phân phối tỷ số truyền Tỷ số truyền của hệ: = 13.3 Chọn tỷ số truyền của hộp giảm tốc ubr= 4 Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài: = 3.325 Vậy ta có: 1.10 Tính các thông số trên trục Công suất trên trục công tác: Pct=Plv=3.85 (KW) Công suất trên trục II: = 4.18 (KW) Công suất trên trục I: = 4.353 (KW) Công suất trên trục động cơ: = 4.397 (KW) 2
Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD12 GVHD: TS. Phạm Minh Hải Số vòng quay trên trục động cơ: ndc= 1425 (v/ph) Số vòng quay trên trục I: = 1425 (v/ph) Số vòng quay trên trục II: =356,25 (v/ph) Số vòng quay trên trục công tác: = 107,143 (v/ph) Môment xoắn trên trục động cơ: = 29467,61 (N.mm) Môment xoắn trên trục I: (N.mm) Môment xoắn trên trục II: (N.mm) Môment xoắn trên trục công tác: (N.mm) 1.11 Lập bảng thông số Thông số/ trục Động cơ I II Công tác ukn=1 ubr=4 ux=3,325 P(KW) 4,397 4,353 4,18 3,85 n(v/ph) 1425 1425 356,25 107,143 T(N.mm) 29467,61 29172,74 112053,33 343162,86 PHẦN 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH Thông số yêu cầu: P = PII = 4,18 (KW) T1 = TII = 112053,33 (N.mm) n1 = nII = 356,25 (v/ph) u = ux = 3,325 α = 450 3
Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD12 GVHD: TS. Phạm Minh Hải 2.1 Chọn loại xích Do điều kiện làm việc chịu va đập vừa và công suất nhỏ nên chọn loại xích con lăn. 2.2 Chọn số răng đĩa xích Z1 = 29 – 2u = 29 – 2.3,325 = 22,35 Chọn Z1 = 23 Z2 = u.Z1 = 3,325.23 = 76,5 Chọn Z2 = 77 Tỉ số truyền thực: uth= Sai lệch so với lý thuyết: 2.3 Xác định bước xích Bước xích p được tra bảng với điều kiện Pt ≤[P], trong đó: Pt – Công suất tính toán: Ta có: Chọn bộ truyền xích thí nghiệm là bộ truyền xích tiêu chuẩn, có số răng và vận tốc vòng đĩa xích nhỏ nhất là: Do vậy ta tính được: kz – Hệ số hở răng: kn – Hệ số vòng quay: Hệ số phân bố không đều tải trọng giữa các dãy xích, chọn 2 dãy xích nên kd =1,7 k = k0kakđckbtkđ.kc trong đó: k0 – Hệ số ảnh hưởng của vị trí bộ truyền: Tra bảng với α = 45 0 ta được k0 = 1 ka – Hệ số ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích: Chọn a = (30 ÷ 50)p => Tra bảng ta được ka = 1 kđc – Hệ số ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích (chọn điều chỉnh bằng 1 trong số các đĩa xích) Tra bảng => kđc = 1 kbt – Hệ số ảnh hưởng của bôi trơn: Tra bảng , ta được k bt = 1,3 (bộ truyền ngoài làm việc trong môi trường có bụi , chất lỏng bôi trơn đạt yêu cầu) kđ – Hệ số tải trọng động: Tra bảng , ta được kđ = 1.4 (đặc tính va đập vừa) 4
Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD12 GVHD: TS. Phạm Minh Hải kc – Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền: Tra bảng với số ca làm việc là 3 ta được kc = 1,45 k = k0kakđckbtkđkc = 1.1.1.1.1,3.1,4.1,45 = 2,639 Công suất cần truyền P = 4,18 (KW) Do vậy ta có: = 4,18. = 7,92 (KW) Tra bảngvới điều kiện ta được:  Bước xích: p = 19,05 (mm)  Đường kính chốt: dc = 5,96 (mm)  Chiều dài ống: B = 17,75 (mm)  Công suất cho phép: [P] = 8,38 (KW) 2.4 Xác định khoảng cách trục và số mắt xích Chọn sơ bộ: a= 40.p = 40.19,05 = 762 (mm) Số mắt xích: Chọn số mắt xích là chẵn: x = 132 Chiều dài xích L =x.p =132.19,05 = 2514,6 (mm). Để xích không quá căng cần giảm a một lượng: Do đó: Chọn khoảng cách trục a = 760 mm Số lần va đập của xích i: Tra bảng với loại xích ống con lăn, bước xích p = 19,05 (mm) => Số lần va đập cho phép của xích: [i] = 35 2.5 Kiểm nghiệm xích về độ bền , với: Q – Tải trọng phá hỏng: Tra bảng với p = 19,05 (mm) dòng 2 dãy xích ta được:  Q = 72 (kN)  Khối lượng 1m xích: q = 3,5 (kg). Kđ – Hệ số tải trọng động: chọn Kđ =1,7 ứng với chế độ làm việc nặng Ft – Lực vòng: 5
Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD12 GVHD: TS. Phạm Minh Hải Với: Fv – Lực căng do lực ly tâm sinh ra: F0 – Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra: , trong đó: kf – Hệ số phụ thuộc độ võng của xích: Do α =450 => kf = 2 (trang 85 và 86 tài liệu tham khảo số [1]) [s] – Hệ số an toàn cho phép: Tra bảng với p = 19,05 (mm); Với n1 = 400 (v/ph) ta được [s] = 10,2 Do vậy: 2.6 Xác định thông số của đĩa xích Đường kính vòng chia: Đường kính đỉnh răng: Bán kính đáy: với tra theo bảng với p=19,05 ta được: 11,91(mm) Đường kính chân răng: Kiểm nghiệm răng đĩa xích về độ bền tiếp xúc: , trong đó: Kđ – Hệ số tải trọng động: Theo bảng 5.6 trang 82 tài liệu [1] với tài trọng va đập vừa được Kđ = 1,4 A – Diện tích chiếu của bản lề: Tra bảng với p = 19,05 (mm), lo ại 2 dãy xích được: A = 180 (mm2) kr – Hệ số ảnh hưởng của số răng đĩa xích, tra bảng ở trang 87 tài liệu [1] theo số răng Z1 = 23 ta được kr = 0,44 (nội suy tuyến tính) kđ – Hệ số phân bố tải trọng không đều giữa các dãy kđ = 1,7 Fvđ – Lực va đập trên m dãy xích: E – Môđun đàn hồi: do E1 = E2 = 2,1.105 MPa : Cả hai đĩa xích cùng làm bằng thép. Do vậy: 6
Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD12 GVHD: TS. Phạm Minh Hải Tra bảng ta chọn vật liệu làm đĩa xích là thép 45, với các đặc tính tôi cải thiện, có 2.7 Xác định lực tác dụng lên trục trong đó: kx – Hệ số kể đến trọng lượng của xích: kx =1,05 vì α ≥ 450 (trang 88 tài liệu số [1]) => 2.8 Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích Bảng: Thông số của bộ truyền xích Bước xích (mm) p = 19,05 Số dãy xích 2 Số mắt xích 132 Số răng đĩa xích nhỏ Z1 = 23 Số răng đĩa xích lớn Z2 =77 Khoảng cách trục (mm) a = 760 Đường kính đỉnh răng đĩa xích nhỏ (mm) da1 = 148,12 Đường kính đỉnh răng đĩa xích lớn (mm) da2 = 476,18 Vật liệu đĩa xích và nhiệt luyện Thép 45, tôi cải thiện Tỷ số truyền thực Uth = 3,348 Sai lệch tỉ số truyền so với yêu cầu 0,69% Môi trường làm việc Có bụi Chế độ bôi trơn Bôi trơn đầy đủ Cách điều chỉnh vị trí trục Điều chỉnh nhờ 1 trong các đĩa xích Góc nghiêng đường nối hai tâm đĩa xích α = 45ᵒ Lực tác dụng lên trục (N) Fr= 1688,1 7
Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD12 GVHD: TS. Phạm Minh Hải 8
Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD12 GVHD: TS. Phạm Minh Hải PHẦN 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng Thông số đầu vào: P=PI= 4,35 (KW) T1=TI= 29172,74 (N.mm) n1=nI= 1425 (v/ph) u=ubr=4 Lh=18000 (h) 3.1 Chọn vật liệu bánh răng Tra bảng , ta chọn: Vật liệu bánh răng lớn: Nhãn hiệu thép: 45 Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện Độ rắn: Ta chọn HB2=235 Giới hạn bền σb2=750 (MPa) Giới hạn chảy σch2=450 (MPa) Vật liệu bánh răng nhỏ: Nhãn hiệu thép: 45 Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện Độ rắn: HB=241÷285, ta chọn HB1= 260 Giới hạn bền σb1=850 (MPa) Giới hạn chảy σch1=580 (MPa) 3.2 Xác định ứng suất cho phép a. Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép: , trong đó: Chọn sơ bộ: SH, SF – Hệ số an toàn khi tính toán về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn: Tra bảng với:  Bánh răng chủ động: SH1= 1,1; SF1= 1,75  Bánh răng bị động: SH2= 1,1; SF2= 1,75 Ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở: => Bánh chủ động: Bánh bị động: 9
Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD12 GVHD: TS. Phạm Minh Hải KHL, KFL – Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền: , trong đó: mH, mF – Bậc của đường cong mỏi khi thử về ứng suất tiếp xúc. Do bánh răng có HB mH = 6 và mF = 6 NHO, NFO – Số chu kỳ thay đổi ứng suất khi thử về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn: NHE, NFE – Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương: Do bộ truyền chịu tải trọng tĩnh => NHE= NFE= 60c.n.t∑ , trong đó: c – Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay: c=1 n – Vận tốc vòng của bánh răng t∑ – tổng số thời gian làm việc của bánh răng  Ta có: NHE1> NHO1 => lấy NHE1= NHO1 => KHL1= 1 NHE2> NHO2 => lấy NHE2= NHO2 => KHL2= 1 NFE1> NFO1 => lấy NFE1= NFO1 => KFL1= 1 NFE2> NFO2 => lấy NFE2= NFO2 => KFL2= 1 Do vậy ta có: Do đây là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng => => 513,65(MPa) b. Ứng suất cho phép khi quá tải 3.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục , với: Ka – hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng của cặp bánh răng: Tra bảng => Ka= 43 MPa1/3 (cả 2 đều làm từ thép) T1 – Moment xoắn trên trục chủ động: T1 = 29172,74 (N.mm) [σH] Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σH] = 513,65 (MPa) u – Tỷ số truyền: u = 4 Tra bảng với bộ truyền đối xứng, HB
Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD12 GVHD: TS. Phạm Minh Hải Do vậy: Chọn aw = 100 (mm) 3.4 Xác định các thông số ăn khớp a. Mô đun pháp m = (0,01÷0,02)aw = (0,01÷0,02).100 = 1÷2 (mm) Tra bảng chọn m theo tiêu chuẩn: m = 2 (mm). b. Xác định số răng Chọn sơ bộ β = 140 Ta có: , lấy Z1= 19. Z2= u.Z1= 4.19 = 76 Tỷ số truyền thực tế: Sai lệch tỷ số truyền: 0%
Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD12 GVHD: TS. Phạm Minh Hải KHα , KFα – Hệ số phân bố không đều tải trọng trên các đôi răng khi tính về ứng suất tiếp xúc, uốn: Tra bảng với nội suy ta được: 3.6 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng a. Kiểm nghiệm về ứng suất tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc cho phép: ZR=1 (chọn Ra ≤ 1,25…0,63µm), Zv =1(do HB ZM = 274 MPa1/3 (cả 2 bánh răng đều làm từ thép) ZH – Hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc: – Hệ số sự trùng khớp của răng: Phụ thuộc vào hệ số trùng khớp ngang εα và hệ số trùng khớp dọc εβ: εα – Hệ số trùng khớp ngang: εβ – Hệ số trùng khớp dọc: KH – Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: bw – chiều rộng vành răng: lấy bw = 30(mm). Thay vào ta được: Ta có => Thoả mãn b. Kiểm nghiệm độ bền uốn Ứng suất uốn cho phép của bánh chủ động và bị động: Trong đó: YR=1, YS=1,080,0695.ln(m)=1,080,0695.ln(2)=1,03 KxF=1(da ≤400mm) KF – Hệ số tải trọng khi tính về uốn Yε – Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: 12
Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD12 GVHD: TS. Phạm Minh Hải Yβ – Hệ số kể đến độ nghiêng của răng: YF1, YF2 – Hệ số dạng răng: Phụ thuộc vào số răng tương đương ZV1 và ZV2: Tra bảng với:  Zv1 =22,161  Zv2 = 88,643  x1 = 0  x2 =0 Kết hợp với nội suy tuyến tính ta được: Thay vào ta có: c. Kiểm nghiệm về quá tải: Kqt – Hệ số quá tải: (tra theo động cơ ở phần 1 động học) Do vậy: 3.7 Một vài thông số hình học của cặp bánh răng Đường kính vòng chia: Khoảng cách trục chia: Đường kính đỉnh răng: Đường kính đáy răng: Đường kính vòng cơ sở: Góc prôfin gốc: α = 200. 3.8 Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng Lực vòng Ft1 = Ft2 = (N) Lực dọc trục Fa1 = Fa2= Ft1.tgβ=1458,64.tg18,195ᵒ = 479,44 (N) 13
Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD12 GVHD: TS. Phạm Minh Hải Lực hướng tâm Fr1 = Fr2= Ft1.tgαtw = 1458,64.tg20,96ᵒ = 558,75 (N) Bảng: Thông số của bộ truyền bánh răng trụ Khoảng cách trục aw = 100 mm (mm) Chiều rộng vành bw= 30 mm răng (mm) Mô đun (pháp) mn = 2 Góc nghiêng của β = 18,195ᵒ rang Hướng răng bánh Nghiêng phải nhỏ Độ nhám bề mặt Ra = 1,20,63 răng (μm) Tỷ số truyền thực ut = 4 Sai lệch tỉ số truyền 0% so với yêu cầu Cấp chính xác 9 Số răng Z1 = 19 Z2 = 76 Hệ số dịch dao x1 = 0 x2 = 0 Vật liệu và độ rắn bề mặt C45, 260HB C45, 235HB Đường kính lăn dw1 = 40 dw2 = 160 Đường kính đỉnh rang da1 = 44 da2 = 164 Đường kính đáy rang df1 = 35 df2 = 155 Lực vòng (N) Ft1 = 1458,64 Ft2 = 1458,64 Lực hướng tâm (N) Fr1 = 558,75 Fr2 = 558,75 Lực dọc trục (N) Fa1 = 479,44 Fa2 = 479,44 PHẦN 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC 4.1 Tính toán khớp nối Thông số đầu vào: Mô men cần truyền: T = Tđc = 29467,61 (N.mm) 14
Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD12 GVHD: TS. Phạm Minh Hải Đường kính trục động cơ: dđc = 32 (mm) 4.1.1 Chọn khớp nối: Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục: Ta chọn khớp theo điều kiện: Trong đó: dt – Đường kính trục cần nối: dt = dđc =32 (mm) Tt – Mô men xoắn tính toán: Tt = k.T với: k – H ệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy. Tra bảng ta lấy k = 1,7 T – Mô men xoắn danh nghĩa trên trục: T = Tđc = 29467,91 (N.mm) Do vậy: Tt = k. T = 1,7.29467,91= 50095,45 (N.mm) Tra bảng với điều kiện: Ta được các thông số khớp nối như sau: Tra bảng với: ta được: 4.1.2 Kiểm nghiệm khớp nối a. Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng đàn hồi: , trong đó: Ứng suất dập cho phép của vòng cao su. Ta lấy ; Do vậy, ứng suất dập sinh ra trên vùng đàn hồi: b. Điều kiện bền của chốt: 15
Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD12 GVHD: TS. Phạm Minh Hải , trong đó: Ứng suất cho phép của chốt. Ta lấy Do vậy ứng suất sinh ra trên chốt: 4.1.3 Lực tác dụng lên trục Ta có:; lấy trong đó: 4.1.4 Các thông số cơ bản của nối trục vòng đàn hồi: Thông số Ký hiệu Giá trị Mô men xoắn lớn nhất có thể truyền được 125 (N.m) Đường kính lớn nhất có thể của trục nối 32 (mm) Số chốt Z 4 Đường kính vòng tâm chốt D0 90 (mm) Chiều dài phần tử đàn hồi l3 28 (mm) Chiều dài đoạn công xôn của chốt l1 34 (mm) Đường kính của chốt đàn hồi d0 14 (mm) 4.2. Thiết kế trục 4.2.1 Chọn vật liệu Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 có σb = 600 MPa, ứng suất xoắn cho phép [τ] = 12 ÷ 30 Mpa.v 4.2.2 Xác định lực tác dụng a, Sơ đồ lực tác dụng lên các trục: 16
Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD12 GVHD: TS. Phạm Minh Hải b. Xác định giá trị các lực tác dụng lên trục, bánh răng: Lực tác dụng lên trục từ bộ truyền xích: Fx = 1688,1 (N) (theo bảng tổng kết phần 2) Lực tác dụng lên trục từ khớp nối: Fkn = 130,968 (N) Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng: (theo bảng tổng kết chương 2) Lực vòng: 1458,64 (N) Lực hướng tâm: 558,75 (N) Lực dọc trục: 79,44 (N) 4.2.3 Xác định sơ bộ đường kính trục Với trục I: , trong đó: TI – Mô men xoắn danh nghĩa trên trục I: TI = 29172,74(N.mm) [τ] Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 ÷ 30 (MPa) với trục vào hộp giảm tốc ta chọn [τ] = 15 (MPa) (mm) Với trục II: TII – Mô men xoắn danh nghĩa trên trục II: TII = 112053,33 (N.mm) [τ] Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 ÷ 30 (MPa) với trục vào hộp giảm tốc ta chọn [τ] = 20 (MPa) (mm) Ta chọn: 4.2.4 Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực a. Xác định chiều rộng ổ lăn trên trục Tra bảng với: Ta được chiều rộng ổ lăn trên các trục: 4.3 Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực Vì hộp giảm tốc 1 cấp, nên ta có: Chiều dài may ơ của khớp nối (nối trục vòng đàn hồi) Chọn lmc1 = 46 mm Chiều dài may ơ bánh răng trụ lm=(1,2…1,5)dsb  lm1 =(1,2…1,5)d1=(1,2…1,5).25=(30…37.5 ) mm 17
Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD12 GVHD: TS. Phạm Minh Hải Chọn lm1= 34 mm Chọn Chiều dài may ơ đĩa xích: Chọn Các kích thước khác liên quan đến chiều dài trục, chọn theo bảng Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp, hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay: k1=10 mm; Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp:k2= 5 mm; Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3=20 mm; Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn=20 mm 4.3.1. Với trục I l1c = 0,5.(lmc1 + b01) + k3 + hn = 0,5.(46 +17)+20+20= 71,5 mm l12= 0,5.(lm1+b01)+k1 + k2=0,5.( 34 +17)+10+5= 40,5 mm l11 = 2.l12 = 2.40,5 = 81 mm 4.3.2. Với trục II L21 = l11 = 81 mm ; l22 = l12 = 40,5 mm ; l2c= 0,5.(lmc2+b02)+k3 + hn=0,5.(36+19) +20+20= 67,5 mm 18
Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD12 GVHD: TS. Phạm Minh Hải 4.4 Xác định các lực tác dụng lên gối đỡ Thông số đầu vào: Lực tác dụng lên trục I từ khớp nối: Fkn = 130,968 (N) Lực tác dụng lên trục II từ bộ truyền xích: Fx = 1688,1 (N) chiếu lên 2 trục được Fxx = Fx.cos(45) = 1193,67 N Fxy= Fx.cos(45)= 1193,67 N Lực tác dụng lên bánh răng: Ft = Ft1 = Ft2 = 1458,64 (N) Fr = Fr1 = Fr2 = 558,75 (N) 19
Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD12 GVHD: TS. Phạm Minh Hải Fa = Fa1 = Fa2 = 479,44 (N) Trục I: O Z X Y FyD FyC D Fr1 C FxD Fa1 Ft1 FxC Fkn 40,5 40,5 71,5 Từ hệ phương trình cân bằng lực: Trong đó: Fi – Lực thành phần Mi – Mômen uốn li – Cánh tay đòn Ta có : =0 4.5 Tính thiết kế trục 4.5.1. Tính sơ bộ trục II +Với d2sb = 30mm. Ta chọn đường kính các đoạn trục: Tại tiết diện lắnp bánh răng: d22 =34 mm Tại tiết diện lắp ổ lăn: d21 = d23=30mm Tại tiết diện lắp đĩa xích : d20 =28 mm +Chọn then: Tra bảng 9.1a trang 173 tài liệu [I] với d22 = 34 mm, d20 =28 mm. ta chọn được then có các thông số sau: 20

CÓ THỂ BẠN MUỐN DOWNLOAD

LV.15: Bộ Đồ Án Tốt Nghiệp Chuyên Ngành Cơ Khí

65 tài liệu

2428 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.