báo cáo bài tập lớp 1 môn chi tiết máy tính toán động cơ điện
Bạn đang xem bản rút gọn của tài liệu. Xem và tải ngay bản đầy đủ của tài liệu tại đây (1.3 MB, 38 trang )
<span class="text_page_counter">Trang 1</span><div class="page_container" data-page="1">
<b>ĐẠI HỌC QUỐC GIA TP HỒ CHÍ MINH TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA </b>
<b>KHOA </b>
<b>🙞···☼···🙜 </b>
<b>BÁO CÁO BÀI TẬP LỚP 1 MÔN CHI TIẾT MÁY </b>
……… ………
.
<b>Giảng viên hướng dẫn: Nguyễn Hữu Lộc Lê Thị Thúy Anh </b>
<i>Thành phố Hồ Chí Minh, tháng 11, năm 2023 </i>
</div><span class="text_page_counter">Trang 2</span><div class="page_container" data-page="2"><b>Phương án 8: </b>
Lực vịng xích tải: F = 5300 (N). Vận tốc vòng: v = 1.10 (m/s) Tang trống: D = 275 (mm) Thời gian phục vụ: L = 5 (năm)
Quay một chiều, làm việc hai ca. (1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ
</div><span class="text_page_counter">Trang 3</span><div class="page_container" data-page="3"><b>MỤC LỤC </b>
<b><small>PHẦN 1: TÍNH TỐN ĐỘNG CƠ ĐIỆN ... 4 </small></b>
<small>1. </small>CHỌN ĐỘNG CƠ ... 4
<small>1.1. </small>Chọn hiệu suất của hệ thống ... 4
<small>1.2. </small>Tính cơng suất cần thiết ... 4
<small>1.3. </small>Xác định số vòng quay của động cơ ... 4
<small>6. </small>Chiều dài tính tốn của đai ... 8
<small>7. </small>Số vịng chạy của đai trong một giây ... 8
<small>8. </small>Tính tốn các lực ... 8
<b><small>PHẦN 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG MỘT CẤP ... 10 </small></b>
<small>1. </small>Thông số cho trước ... 10
<small>2. </small>Chọn vật liệu ... 10
<small>3. </small>Xác định ứng suất cho phép ... 10
<small>3.1. </small> Ứng suất tiếp xúc cho phép ... 12
<small>3.2. </small> Ứng suất uốn cho phép ... 12
<small>4. </small>Chọn hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng ... 13
<small>11. </small>Kiểm nghiệm bánh răng về độ bền tiếp xúc ... 15
<small>12. </small>Kiểm nghiệm bánh răng về độ uốn ... 15
<b><small>PHẦN 4: THIẾT KẾ HAI TRỤC CỦA HỘP GIẢM TỐC ... 16 </small></b>
<small>1. </small> Thông số cho trước ... 16
</div><span class="text_page_counter">Trang 4</span><div class="page_container" data-page="4"><b>TÍNH TỐN ĐỘNG CƠ ĐIỆN </b>
Do P<small>đc</small> = 7,03 (kw) nên ta sẽ chon động cơ có cơng suất 7,5 (kw). 4. Số vòng quay của trục bộ phận công tác:
Với tỉ số truyền bảng trên tra chọn động cơ 132M công suất 7,5 kW quay 1450 (vòng/phút) với tỉ số truyền chung là u = 15,82, tỉ số truyền đai là u<small>đ</small> = 2,51 và tỉ số truyền hộp giảm tốc cấp 1 là u = 6,3.
</div><span class="text_page_counter">Trang 5</span><div class="page_container" data-page="5">6. Theo các thơng số trên ta chọn đặc tính kỹ thuật: Thông số công suất qua các trục:
</div><span class="text_page_counter">Trang 7</span><div class="page_container" data-page="7"><b>THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG </b>
Tính tốn thiết kế bộ truyền đai thang với P<small>đc</small> = 7,5KW, n = 1450 vòng/phút, tỷ số truyền u<small>đ</small> = 2,51.
1. Theo hình 4.22 [1], theo cơng suất và số vịng quay tai chọn đai thang loại B với b<small>p</small> = 14 mm; b<small>o</small> = 17 mm; h = 10,5 mm; y<small>o</small> = 4,0 mm; A = 138 mm<small>2</small>; d<small>1 </small>= 125÷280 mm; 𝑑<sub>𝑚𝑖𝑛</sub> = 125 𝑚𝑚; l = 800÷6300 mm
2. Đường kính bánh đai nhỏ d<small>1</small> = 1,2d<small>min</small> = 1,2*125 = 150mm. Theo tiêu chuẩn ta chọn d<small>1</small> = 180mm. Sai lệch so với giá trị chọn trước 0,4%
5. Khoảng cách trục nhỏ nhất xác định theo cơng thức: Theo bảng 4.3 ta chọn đai có chiều dài L = 2500 mm = 2,5 m.
7. Số vòng chạy của đai trong một giây:
</div><span class="text_page_counter">Trang 8</span><div class="page_container" data-page="8">8. Tính tốn lại khoảng cách trục: 𝑎 = <sup>𝑘 +√𝑘</sup><sup>2</sup><sup>−8∆</sup><sup>2</sup><sup> </sup> Giá trị a vẫn thỏa mãn trong khoảng cho phép.
9. Góc ơm đai bánh đai nhỏ:
11. Lực căng đai ban đầu trên 2 dây đai: 𝐹<sub>𝑜</sub> = 𝐴𝜎<sub>𝑜</sub> = 𝑧𝐴<sub>1</sub>𝜎<sub>𝑜</sub> = 2.138.1,5 = 414𝑁 Lực căng mỗi dây đai: <sup>𝐹</sup><small>𝑜</small>
</div><span class="text_page_counter">Trang 9</span><div class="page_container" data-page="9">Công suất trên trục dẫn 𝑃<sub>1 </sub> 7,5 (kW)
</div><span class="text_page_counter">Trang 10</span><div class="page_container" data-page="10"><b>THIẾT KẾ CÁC BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC </b>
độ rắn trung bình HB<small>2</small> = 300HB . Vật liệu này có khả năng chạy tốt.3. Số chu kỳ làm việc cơ sở:
L<small>a</small> – tuổi thọ tính theo năm K<small>nam</small> - hệ số làm việc trong năm K<small>n</small> – hệ số làm việc trong ngày Vì N<small>HE1</small> > N<small>HO1</small> và N<small>HE2</small> > N<small>HO2</small> nên 𝐾<sub>𝐻𝐿</sub> = 1
Vì N<small>FE1</small> > N<small>FO1</small> và N<small>FE2</small> > N<small>FO2</small> nên lấy N<small>FE</small> = N<small>FO</small> => K<small>FL</small> = 1
</div><span class="text_page_counter">Trang 11</span><div class="page_container" data-page="11">5. Theo bảng 6.13 tài liệu [1], giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn của bánh răng xác
8. Theo bảng 6.15 tài liệu [1] do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên 𝜓<sub>𝑏𝑎</sub> = 0,3 ÷ 0,5, ta chọn 𝜓<sub>𝑏𝑎</sub> = 0,4 theo tiêu chuẩn. Khi đó:
</div><span class="text_page_counter">Trang 12</span><div class="page_container" data-page="12">10. Chọn mô đun răng 𝑚<sub>𝑛</sub> = (0,01 ÷ 0,02)𝑎<sub>𝑤</sub> = 1,8 ÷ 3,6 Theo tiêu chuẩn ta chọn module là 3 mm.
</div><span class="text_page_counter">Trang 14</span><div class="page_container" data-page="14">Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh dẫn có độ bền thấp hơn: 19. Ứng suất uốn tính tốn:
</div><span class="text_page_counter">Trang 15</span><div class="page_container" data-page="15"><b>12. Bảng thông số bộ truyền bánh răng </b>
<b>Đặc tính bánh răng </b>
Vật liệu bánh răng <sup>Thép C45 </sup>
Kiểm tra <sup>Tính tốn </sup> <sup>Cho phép </sup> <sup>So sánh </sup> Ứng suất tiếp xúc 488,24 (𝑀𝑃𝑎) 548,18 (MPa) σ<sub>H </sub>< [σ<sub>H</sub>]
Ứng suất uốn <sup>104,61 (MPa) </sup> <sup>350 (MPa) </sup> σ<sub>F </sub>< [σ<small>F] </small>
<b>Thông số <sup>Ký hiệu </sup><sup>Đơn vị Kết quả tính tốn </sup></b>
</div><span class="text_page_counter">Trang 16</span><div class="page_container" data-page="16"><b>THIẾT KẾ TRỤC </b>
<b>1. Thông số đầu vào: </b>
Moment xoắn trên các trục:
</div><span class="text_page_counter">Trang 18</span><div class="page_container" data-page="18">Trong đó: 𝑙<sub>1</sub>= 𝑏<sub>1</sub> = 77,76𝑚𝑚 (kết quả ở bộ truyền bánh răng) x =10 – khe hở giữa bánh răng và thành trong hộp giảm tốc.
</div><span class="text_page_counter">Trang 19</span><div class="page_container" data-page="19">w = 40 ( theo bảng 10.3 thì w = 30 ÷ 70 khi T = 100 ÷ 200 Nm) Suy ra: l = 77,76 +20 +40 = 138 mm
Khoảng cách f chọn trong bảng 10.3: f không nhỏ hơn 60 ÷ 90mm, nên ta chọn f = 90mm.
5. Vẽ biểu đồ moment uốn và xoắn
- Trong mặt phẳng thẳng đứng zy, phương trình cân bằng moment:
</div><span class="text_page_counter">Trang 20</span><div class="page_container" data-page="20">6. Các biểu đồ moment thì tiếp diện nguy hiểm nhất tại vị trí C.
</div><span class="text_page_counter">Trang 21</span><div class="page_container" data-page="21">-Moment uốn tại C:
Ta xét đến việc có then tại vị trí mayơ của bánh răng nên tại tiết diện C ta tăng giá trị đường kính lên 10%. Khi đó theo kết cấu:
𝑑<sub>𝐶</sub> = 50 𝑚𝑚
-Vì tại vị trí C có lực dọc trục nên ứng suất pháp tuyến tại tiếp diện này không thay đổi theo chu kỳ đối xứng với biên độ: 𝜎<sub>𝑎</sub> = 𝜎<sub>𝐹 </sub> =<sup>𝑀</sup><sup>𝐶</sup><sup>.10</sup><sup>3</sup>
Trục có một then, với đường kính d = 50mm, ta chọn then có bề rộng 𝑏 = 14 𝑚𝑚; chiều cao h = 9 mm; chiều sau rãnh then trên trục 𝑡<sub>1</sub> = 5,5mm; chiều sau rãnh then trên mayơ 𝑡<sub>2</sub> = 3,8 𝑚𝑚. Khi đó:
</div><span class="text_page_counter">Trang 22</span><div class="page_container" data-page="22">Do đó điều kiện bền mỏi của trục tại tiếp diện C được thỏa.
8. Kiểm nghiệm then:
Thông số của then được tra theo Bảng Phụ lục 13.1 sách bài tập Chi tiết máy Then sử dụng ở đây là then bằng
Trong đó: 𝑙𝑙 – chiều dài làm việc của then, đối với then đầu tròn 𝑙𝑙 = 𝑙 − 𝑏 𝑡<sub>2 </sub>= 0,4ℎ - độ sâu rãnh then trên mayơ
[𝜎<sub>𝑑</sub>] ứng suất dập cho phép 𝑇 – momen xoắn trên trục
𝑑 – đường kính trục tại vị trí sử dụng then
</div><span class="text_page_counter">Trang 23</span><div class="page_container" data-page="23">Trục có một then, với đường kính d = 50mm, ta chọn then có bề rộng 𝑏 = 14 𝑚𝑚; chiều cao h = 9 mm; chiều sau rãnh then trên trục 𝑡<sub>1</sub> = 5,5mm; chiều sau rãnh then trên mayơ 𝑡<sub>2</sub> = 3,8 𝑚𝑚.
Chọn chiều dài l của tthen theo tiêu chuẩn l = 70 mm. - Kiểm tra nhanh độ bền dập:
Then tại D, với đường kính d=40 mm, ta chọn then có chiều rộng b = 12mm; chiều cao h = 8mm, chiều sâu rãnh then trên trục t = 5mm, chiều sâu rãnh then trên mayơ 𝑡1 = 3,3mm.
Chọn chiều dài l của tthen theo tiêu chuẩn l = 70 mm. - Kiểm tra nhanh độ bền dập:
</div><span class="text_page_counter">Trang 24</span><div class="page_container" data-page="24">Trong đó: 𝑙<sub>2</sub> = 𝑏<sub>2</sub> = 72𝑚𝑚 (kết quả ở bộ truyền bánh răng) x =10 – khe hở giữa bánh ng và thành trong hộp giảm tốc.
w = 50 ( theo bảng 10.3 thì w = 50 ÷ 90 khi T = 600 ÷ 800 Nm) Suy ra: l = 72 +20 +50 = 142 mm
Khoảng cách f chọn trong bảng 10.3: f khơng nhỏ hơn 90 ÷ 125mm, nên ta chọn f = 100mm.
4. Vẽ biểu đồ moment uốn và xoắn
5. Trong mặt phẳng thẳng đứng zy, phương trình cân bằng moment:
</div><span class="text_page_counter">Trang 25</span><div class="page_container" data-page="25">Phương trình cân bằng lực theo trục y:
</div><span class="text_page_counter">Trang 26</span><div class="page_container" data-page="26">6. Các biểu đồ moment thì tiếp diện nguy hiểm nhất tại vị trí D.
</div><span class="text_page_counter">Trang 27</span><div class="page_container" data-page="27">-Moment uốn tại D:
Ta xét đến việc có then tại vị trí mayơ của bánh răng nên tại tiết diện B ta tăng giá trị đường kính lên 10%. Khi đó theo kết cấu:
𝑑<sub>𝐷</sub> = 75 𝑚𝑚
-Vì tại vị trí D có lực dọc trục nên ứng suất pháp tuyến tại tiếp diện này không thay đổi theo chu kỳ đối xứng với biên độ: 𝜎<sub>𝑎</sub> = 𝜎<sub>𝐹 </sub> =<sup>𝑀</sup><sup>𝐷</sup><sup>.10</sup><sup>3</sup>
Trục có một then, với đường kính d = 75mm, ta chọn then có bề rộng 𝑏 = 18 𝑚𝑚; chiều cao h = 2,5 mm; chiều sau rãnh then trên trục t = 5,5mm; chiều sau rãnh then trên mayơ 𝑡<sub>1</sub> = 3,8 𝑚𝑚. Khi đó:
</div><span class="text_page_counter">Trang 28</span><div class="page_container" data-page="28">Do đó điều kiện bền mỏi của trục tại tiếp diện được thỏa.
8. Kiểm nghiệm then:
Thông số của then được tra theo Bảng Phụ lục 13.1 sách bài tập Chi tiết máy Then sử dụng ở đây là then bằng
Trong đó: 𝑙𝑙 – chiều dài làm việc của then, đối với then đầu tròn 𝑙𝑙 = 𝑙 − 𝑏 𝑡<sub>2 </sub>= 0,4ℎ - độ sâu rãnh then trên mayơ
[𝜎<sub>𝑑</sub>] ứng suất dập cho phép 𝑇 – momen xoắn trên trục
𝑑 – đường kính trục tại vị trí sử dụng then
</div><span class="text_page_counter">Trang 29</span><div class="page_container" data-page="29">Trục có một then tại D, với đường kính d = 70mm, ta chọn then có bề rộng 𝑏 = 20 𝑚𝑚; chiều cao h = 12 mm; chiều sau rãnh then trên trục 𝑡<sub>1</sub> = 7,5mm; chiều sau rãnh then trên mayơ 𝑡<sub>2</sub> = 4.9 𝑚𝑚.
Chọn chiều dài l của tthen theo tiêu chuẩn l = 75 mm. - Kiểm tra nhanh độ bền dập: Then tại C, với đường kính d=55 mm, ta chọn then có chiều rộng b = 16mm; chiều cao h =10mm, chiều sâu rãnh then trên trục 𝑡<sub>1</sub> = 6mm, chiều sâu rãnh then trên mayơ 𝑡<sub>2</sub> = 4,3mm.
Chọn chiều dài l của tthen theo tiêu chuẩn l = 75 mm. - Kiểm tra nhanh độ bền dập:
</div><span class="text_page_counter">Trang 30</span><div class="page_container" data-page="30"><b>THIẾT KẾ Ổ LĂN VÀ NỐI TRỤC </b>
Vậy thì trọng tải quy ước Q=(0,4.1.1655+42,8.1163).1.1=50438,4 N Như vầy khả năng tải động tính toán sẽ là:
</div><span class="text_page_counter">Trang 31</span><div class="page_container" data-page="31">𝐶<sub>𝑡</sub> = 𝑄 √𝐿<sup>𝑚</sup> = 50438,4 √831,87 <small>10</small>
= 379121,1 𝑁
Như kết quả tính tốn ở trên ta sẽ chọn ổ đũa lồng cầu 2 dãy có số hiệu 53524H cỡ nhẹ rộng với C=466000N và 𝐶<sub>0</sub> = 400000𝑁 sẽ thỏa mãn yêu cầu.
</div><span class="text_page_counter">Trang 32</span><div class="page_container" data-page="32">Như vậy khả năng tải động tính tốn sẽ là:
𝐶<sub>𝑡</sub> = 𝑄 √𝐿<sup>𝑚</sup> = 48733,2 √132 <small>10</small>
= 210861,4 𝑁
Như kết quả tính toán ở trên ta sẽ chọn ổ đũa lồng cầu 2 dãy có số hiệu 53519 cỡ nhẹ rộng với C=282000N và 𝐶<sub>0</sub> = 215000𝑁 sẽ thỏa mãn yêu cầu.
<b>2. Nối trục </b>
Sử dụng nối trục đàn hồi theo yêu cầu của bài tốn với các thơng số như sau: Momen xoắn tại trục đầu ra: 𝑇 = 637,36 𝑁𝑚
Đường kính trục II tại vị trí gắn nối trục: 𝑑 = 55𝑚𝑚 Đường kính trục đầu ra gắn vào băng tải xích
Theo như trên mạng tại cơng ty Việt Phát, ta có bảng thơng số cơng ty sản suất:
Với thông số và số liệu như trên thì ta chọn nối trục xích có số hiệu KC-5016 sẽ phù hợp cho máy
</div><span class="text_page_counter">Trang 33</span><div class="page_container" data-page="33"><b>MỐI GHÉP REN </b>
<b>Bài 7, Phương án 10 </b>
</div><span class="text_page_counter">Trang 34</span><div class="page_container" data-page="34">a) 1.Trọng tâm của nhóm bulơng là tâm O ở giữa bulông 2 và 3.
Dời lực 𝐹<sub>1 </sub>và 𝐹<sub>2 </sub>về trọng tâm O, ta có lực 𝐹<sub>1 </sub>và 𝐹<sub>2 </sub>đi qua trọng tâm I và momen M là: Trong đó: 𝐹<sub>𝐹1</sub>; 𝐹<sub>𝐹2</sub>; 𝐹<sub>𝐹3</sub>; 𝐹<sub>𝐹4</sub> là lực do F tác dụng lên 4 điểm 1;2;3;4 4. Khoảng cách đến trọng tâm O của các bulong :
</div><span class="text_page_counter">Trang 37</span><div class="page_container" data-page="37">• Để mối ghép không bị trượt:
Mối ghép không bị trược nếu lực 𝐹<sub>𝐻 </sub>nhỏ hơn lực ma sát lớn nhất, nghĩa là:
Vì chưa xác định được đường kính lỗ nên 𝐴<sub>𝑚</sub>và 𝑊<sub>𝑚</sub> lấy sơ bộ bằng A và W diện tích và momen cản uốn của tiếp diện nguyên, bỏ qua các lỗ), khi đó 𝑀<sub>𝑚</sub> được xem là gần bằng M.
</div><span class="text_page_counter">Trang 38</span><div class="page_container" data-page="38">𝑑<sub>1</sub> = √<sup>4. 𝐹</sup><sup>𝑡𝑑</sup> [𝜎<sub>𝐾</sub>]𝜋<sup>= √</sup>
400. 𝜋 <sup>= 3,654 (𝑚𝑚) </sup> Trong đó: [𝜎<sub>𝐾</sub> ] = 400 MPa do vật liệu bulong có cấp bền 4.6
Theo bảng 17.7 ta chọn bulong M4,5 với 𝑑<sub>1</sub>= 3,688 (mm)
</div>
