Đồ án chi tiết máy

MỤC LỤC.

Lời nói đầu:………………………………………………………………………………… 3

Chương I: Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền……………………………………….. 4

1. Chọn động cơ điện…………………………………………………………...... 4

2. Phân phối tỷ số truyền………………………………………………………… 5

3. Bảng kê sô liệu………………………………………………………………… 6

Chương II: Tính toán bộ truyền xích. …………………………………………………....... 7

I. Số liệu đầu vào. ......................................................................................................... 7

II Tính toán thiết kế ...................................................................................................... 7

1. Chọn loại xích con lăn một dãy. …………………………………..………….. 7

2. Chọn số răng đĩa xích dẫn theo công thức. …………………………………... 7

3. Tính số răng đĩa xích lớn theo công thức. ……………………………………. 7

4. Khi đó tỉ số truyền chính xác của bộ truyền xích………………………........... 7

5. Ta có hệ số điều kiện sử dụng xích. ………………..……………………….... 7

6. Từ đó ta có công suất tính toán ...............…………………………………….. 7

7. Tiếp tục kiểm nghiệm bước xích theo công thức sau......................................... 8

8. Tính toán các thông số của bộ truyền xích vừa chọn. ....................................... 8

9. Từ đó ta tính khoảng cách trục chính xác.......................................................... 8

10. Kiểm nghiệm số lần xích va đập trong 1 giây................................................... 9

11. Kiểm tra xích theo hệ số an toàn....................................................................... 9

Chương III: tính toán bộ truyền bánh răng. ………………………………………………. 10

I. Tính toán bộ truyền cấp nhanh. ………………………………………………. 11

Số liệu ban đầu............................................................................................ 11

Tính toán thiết kế........................................................................................ 11

Chọn vật liệu chế tạo bánh răng.................................................................. 11

1. Số chu kỳ làm việc cơ sở ...........…………………………………………. 11

2. Số chu kỳ làm việc tương đương …………………………………………. 12

3. Ứng suất tiếp xúc cho phép ..............…………………………………….. 12

4. Ứng suất uốn cho phép tính theo công thức sau ………………………….. 12

5. Khi đó, khoảng cách trục bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng………… 13

6. Khi đó góc nghiêng răng là ……………………………………………… 13

7. Các thông số và kích thước bộ truyền…………………………………….. 13

8. Tính toán kiểm nghiệm giá tri ứng suất tiệp xúc………………….……… 14

9. Kiểm nghiệm độ bền uốn…………………………………….…………… 15

II. Tính toán bộ truyền cấp chậm. ……………………………………………….. 17

Số liệu ban đầu............................................................................................ 17

Tính toán thiết kế........................................................................................ 17

Chọn vật liệu chế tạo bánh răng.................................................................. 17

1. Số chu kỳ làm việc cơ sở ...........…………………………………………. 17

2. Số chu kỳ làm việc tương đương …………………………………………. 17

3. Ứng suất tiếp xúc cho phép ..............…………………………………….. 18

4. Ứng suất uốn cho phép tính theo công thức sau ………………………….. 18

5. Khi đó, khoảng cách trục bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng………… 19

6. Các thông số và kích thước bộ truyền…………………………………….. 19

7. Tính toán kiểm nghiệm giá tri ứng suất tiệp xúc………………….……… 20

8. Kiểm nghiệm độ bền uốn…………………………………….…………… 21

III. Kiểm tra bôi trơn, ngâm dầu. …………………………………………………. 22

Chương IV: Thiết kế trục, then. …………………………………………………………… 23

1. Chọn vật liệu. ………………………………………………………………… 23

2. Xác đinh sơ bộ đường kính trục và chiều dài các đoạn trục. ………………… 23

3. Xác định đường kính trục. …………………………………………………… 24

Trục 1. ………………………………………………………………………... 24

Trục 2. ………………………………………………………………………... 27

Trục 3…………………………………………………………………………. 30

4. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi. ……………………………………………. 32

5. Kiểm nghiệm về độ bền then. ………………………………………………… 35

Chương V: Chọn ổ lăn. ……………………………………………………………………. 36

1. Chọn ổ lăn cho từng trục. …………………………………………………….. 36

a. Trục 1. ……………………………………………………………………. 36

- Tính toán lực …………………………………………………………. 36

- Kiểm nghiệm theo khả năng tải động………………………………… 36

- Kiểm nghiệm theo khả năng tải tĩnh …………………………………. 37

b. Trục 2. ……………………………………………………………………. 37

- Tính toán ……………………………………………………………... 37

- Kiêm nghiệm theo khả năng tải động ………………………………... 37


c. Trục 3…………………………………………………………………….. 38

- Tính toán ……………………………………………………………... 39

- Kiểm nghiệm theo khả năng tải động ………………………………... 39


2. Thiết kế nối trục. ……………………………………………………………... 40

Chương VI: thiết kế thân hộp, chọn các chi tiết phụ khác và dung sai lắp ghép………….. 41

1. Thân hộp giảm tốc. …………………………………………………………… 41

2. Các chi tiết lắp ghép. …………………………………………………………. 42

3. Chọn dung sai lắp ghép……………………………………………………….. 45

Tài liệu tham khảo ………………………………………………………………………… 49

LỜI NÓI ĐẦU.

Trong cuộc sống chúng ta có thể bắt gặp những hệ thống truyền động ở khắp nơi

và có thể nói nó đóng vai trò nhất định trong cuộc sống cũng như trong sản xuất. Đối với

các hệ thống truyền động thường gặp thì có thể nói hộp giảm tốc là một bộ phận không

thể thiếu.

Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp củng cố lại các kiến thức đã học

trong các môn Nguyên Lý Máy, Chi Tiết Máy, Vẽ Kỹ thuật Cơ khí,… và giúp sinh viên

có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí. Công việc thiết kế hộp giảm tốc giúp chúng

ta hiểu kỹ hơn và có cái nhìn cụ thể hơn về cấu tạo cũng như chức năng của các chi tiết

cơ bản 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 hình chiếu với công cụ AutoCad, điều rất cần thiết

với một kỹ sư cơ khí.

Em xin chân thành cảm ơn thầy Phan Đình Huấn và các bạn trong khoa cơ khí

đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án.

Với kiến thức còn hạn hẹp,do đó thiếu xót là điều không thể tránh khỏi, em mong nhận

được ý kiến từ thầy cô và bạn bè để đồ án này được hoàn thiện hơn.

Sinh viên thực hiện.

Võ Thành Trung

Chương I

CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

1.1 CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN

1. Công suất làm việc trên trục băng tải.

2. Công suất tương đương: Pt = Ptđ = Plv .

= 4,55.

= 4,022 (Kw).

3. Xác định công suất cần thiết.

Hiệu suất của bộ truyền : 0,8134

Hiệu suất của các bộ truyền theo bảng 3.2 [2]

Với : ệ ấ ề độ ặ á ă

ệ ấ ề độ ặ á ă nghiêng

ệ ấ ộ ặ ổ ă

ệ ấ ớ ố

ệ ấ ộ ề í

Công suất cần thiết trên trục động cơ :

= 4,945 kW

4. Số vòng quay sơ bộ động cơ.

Số vòng quay của trục công tác:

= 55,17 (vòng/ phút)

Từ bảng 2.4 [1],

là tỉ số truyền sơ bộ của hộp giảm tốc và bộ

truyền xích.

Số vòng quay sơ bộ của động cơ.

25 nđcsb = nlv . uch = 55,17.25 = 1379,25 (vòng/ phút)

Động cơ được chọn phải thỏa mãn điều kiện :

Tra bảngP1.3[1] chọn động cơ điện :

Kiểu động cơ Công suất

(kW)

Vận tốc

quay ( v/ph) Cos φ η %

4A112M4Y3 5,5 1425 0,85 85,5 2,2 2

1.2 PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

1. Tỷ số truyền chung của hệ thống :

= 25,83

Chọn :

=8,61

, với tỷ số truyền này hộp giảm tốc sẽ thỏa

mãn đồng thời 3 chỉ tiêu :

+ Khối lượng nhỏ nhất

+ Moment quán tính thu gọn nhỏ nhất

+Thể tích bánh lớn nhúng trong dầu ít nhất

- Ta có số vòng quay của các trục : n1 = nđc = 1425 vòng/ phút

n2 =

=

= 475 vòng/ phút

n3 =

=

= 165,51 vòng/ phút

n4 =

=

= 55,17 vòng/ phút

- Công suất trên các trục: P3 =

= 5,11 kW

P2 =

= 5,32 kW

P1 =

= 5,54 kW

Pđc =

= 5,60 kW

Momen xoắn trên các trục :

= 37529,82 N.mm ;

= 106960 N.mm

= 294849,25 N.mm ;

= 37529,82 N.mm

= 787611,32N.mm

Bảng chi tiết

Trục

Thông số Động cơ 1 2 3

Trục

Công tác

Tỉ số truyền 1 u1 = 3 u2 = 2,87 ux = 3

Công suất P (Kw) 5,6 5,4 5,32 5,11 4,55

Số vòng quay n (v/ph) 1425 1425 475 165,51 55,17

Momen T (N.mm) 37529,82 36189,47 106960 294849,25 787611,02

Chương II

TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH

I. SỐ LIỆU ĐẦU VÀO

Công suất trên trục dẫn: P1 = 5,11 kW.

Số vòng quay bánh dẫn: n1 = 165,51 vòng/phút.

Mômen xoắn T : T1 = 294849,25 N.mm

Tỉ số truyền u : u = 3

Theo yêu cầu: bộ truyền xích ống con lăn, tải trọng va đập nhẹ tải làm việc 3 ca.

II. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ

1. Chọn loại xích con lăn một dãy

2. Chọn số răng đĩa xích dẫn theo công thức:

3. Tính số răng đĩa xích lớn theo công thức:

Vậy thỏa điều kiện

4. Khi đó tỉ số truyền chính xác của bộ truyền xích:

5. Ta có hệ số điều kiện sử dụng xích.

K = K0 Ka Kdc Kb Kr Klv = 1.1.1,1.1,5.1,2.1,45 = 2,871

Trong đó: Ko= 1 - hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền.

Ka = 1 - hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích.

Kdc = 1,1- hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích.

Kb = 1,5 - hệ số ảnh hưởng của bôi trơn, bôi trơn định kỳ.

Kr = 1,2 - hệ số tải trọng động, tải va đập nhẹ.

Klv = 1,45 - hệ số xét đến chế độ làm việ, tải làm việc 3 ca.

Hệ số

=

= 1,087

Hệ số

=

= 1,208

Do là xích con lăn 1 dãy nên Kx = 1

6. Từ đó ta có công suất tính toán:

= 19,264 kW

Theo bảng 5.4 [2] ứng với công suất cho phép [P] > Pt và số vòng quay thực nghiệm

n01= 200 vg/ph ta chọn được bước xích pc = 31,75 mm

Kiểm tra số vòng quay tới hạng ứng với bước xích Pc = 31,75 mm tra từ bảng 5.2 [2] ta có

ntới hạn = 630 vg/ph nên điều kiện n = 165,51 vg/ph < nth được thỏa.

7. Tiếp tục kiểm nghiệm bước xích theo công thức sau:

với [P0] = 29 MPa tra từ bảng 5.3 [2]

Thế vào biểu thức trên ta tính được pc = 30,62 mm

Bước xích đã chọn thỏa mãn điều kiện trên.

8. Tính toán các thông số của bộ truyền xích vừa chọn:

- Vận tốc trung bình của xích:

- Lực vòng có ích:

- Chọn khoảng cách trục sơ bộ từ

- Số mắt xích:

X =

+

+

=

Ta chọn X = 128 bước xích.

- Chiều dài xích

9. Từ đó ta tính khoảng cách trục chính xác:

a = 0,25pc [ ( X --

) +

]= 1280,65 mm

Và để bộ truyền xích làm việc bình thường ta giảm khoảng cách trục xuống một đoạn bằng

(0,002 ÷0,004)a

Do đó ta có khoảng cách trục tính toán là a = 1276 mm

- Lực tác dụng lên trục:

với Km = 1,15 xích nằm ngang.

- Đường kính đĩa xích:

Bánh dẫn:

=246,87 mm

Bánh bị dẫn:

=712,73 mm

10. Kiểm nghiệm số lần xích va đập trong 1 giây.

với [i] = 16 tra bảng 5.6 [2]

số lần xích va đập trong 1 giây thỏa điều kiện

11. Kiểm tra xích theo hệ số an toàn.

với Q = 88,5 (KN) tra bảng 5.2 [1]

với qm = 3,8 kg/m tra bảng 5.2 [1]

Hệ số độ vãng Kf = 3 vì xích nằm ngang

Suy ra:

34,882 ≥ [s]

với [s] = (7,8 ÷ 9,4) tra bảng 5.7 [2]

Vậy xích thỏa điều kiện an toàn.

CHƯƠNG 3

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC

I. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CẤP NHANH

Số liệu ban đầu:

Công suất P (kW) 5,4

Số vòng quay bánh dẫn n (vg/ph) 1425

Mômen xoắn T (N.mm) 36189,47

Tỉ số truyền u 3

Tuổi thọ Lh (giờ) 53760

Chế độ làm việc: quay một chiều, làm việc ba ca, tải va đập nhẹ, 1 năm làm việc 320 ngày,

1 ca làm việc 8 giờ

Tính toán thiết kế:

Chọn vật liệu chế tạo bánh răng.

Chọn thép C45 tôi cải thiện.

Theo bảng 6.2 trang 94[1] với thép C45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180…350 .

Chọn độ rắn bánh dẫn HB1 = 240 ; độ rắn bánh bị dẫn HB2 = 230 , khi đó

1. Số chu kỳ làm việc cơ sở.

NHO1 = 30.HB12,4

= 30.2402,4

= 1,55.107 (chu kỳ)

NHO2 = 30.HB22,4

= 30.2302,4

= 1,40.107 (chu kỳ)

Và: NFO1 = NFO2

2. Số chu kỳ làm việc tương đương.

c = 1– số lần ăn khớp trong 1 vòng quay

= 3,3.109 ( chu kỳ).

Suy ra: NHE2 =

=

= 1,1.10

9 (chu kỳ).

Suy ra: NHE1 > NHO1 ; NHE2 > NHO2 nên KHL1 = KHL2 = 1

= 2,86.109 ( chu kỳ).

= 0,95.10

9 ( chu kỳ)

Vì: NFE1 > NFO1 ; NFE2 > NFO2 nên KFL1 = KFL2 = 1

3. Ứng suất tiếp xúc cho phép.

Giá trị ứng suất tính toán

Do

Suy ra:

4. Ứng suất uốn cho phép tính theo công thức sau.

Vì hộp giảm tốc được bôi trơn tốt (hộp giảm tốc kín), do đó ta tính toán thiết kế

theo độ bền tiếp xúc.

Theo bảng 6.15 [2] ta chọn ψba = 0,3 vị trí bánh răng không đối xứng.

Khi đó :

Ứng với vừa chọn tra bảng 6.7 [1] ta có:

KHβ = 1,07

KFβ = 1,17

5. Khi đó, khoảng cách trục bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.

Theo tiêu chuẩn chọn aw = 100 mm

Với khoảng cách trục vừa chọn ta chọn môđun răng theo:

Suy ra: mn = 1 ÷ 2 , ta chọn mn = 2

Ta có do bánh răng trụ răng nghiêng nên:

Suy ra: 24,76 ≥ z1 ≥ 23,49

Ta chọn z1 = 24 răng > 17 (thỏa điều kiện không cắt chân răng)

6. Khi đó góc nghiêng răng là:

=0,96

Suy ra: β = 16,26o

7. Các thông số hình học của bộ truyền.

-- Đường kính vòng chia: d1 =

= 50 mm

d2 =

= 150 mm

-- Đường kính vòng đỉnh: da1 = d1 + 2m = 54 mm

da2 = d2 + 2m = 154 mm

-- Đường kính vòng đáy: df1 = d1 – 2,5m = 46 mm

df2 = d2 – 2,5m = 146 mm

-- Khoảng cách trục: aw = 100 mm

-- Chiều rộng vành răng:

Bánh bị dẫn:

Bánh dẫn: dựa vào b2 = 60 mm và để phù hợp với kết cấu ta chọn b1 = 65 mm

-- Vận tốc vòng bánh răng:

Theo bảng 6.3 [2] ta chọn cấp chính xác là 9, vận tốc giới hạng vgh = 6 m/s

-- Xác định giá trị các lực:

- Lực vòng: Ft1 = Ft2 =

=

= 1447,58 N

- Lực hướng tâm:

- Lực dọc trục

8. Tính toán kiểm nghiệm giá tri ứng suất tiệp xúc.

Tra bảng 6.6 [2],ta chọn hệ số tải trọng động:

KHV = 1,08

KFV = 1,16

Trong đó: ZM = 275MPa1/2

do vật liệu là thép

Zε = 0,966 (do lấy ε = 1,2)

Ta có : bw = b2 = 60 mm

dw = d1 = 50 mm

Suy ra:

với

Trong đó: ZR = 0,9 ; Kl = 1 ; Zv = 0,85v0,1

= 0,97

do đó bánh răng thỏa điều kiện ứng suất tiếp xúc.

9. Kiểm nghiệm độ bền uốn.

- Hệ số dạng răng:

Bánh dẫn:

Bánh bị dẫn:

- Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng:

Vậy ta kiểm nghiệm bánh dẫn có độ bền thấp hơn.

- Ứng suất uốn tính toán:

Với

Trong đó YR = 1 ; Yx = 0,9 ; Yδ = 1 ; KFC = 1

Do đó độ bền uống được thỏa.

Từ đó ta có bảng kết quả sau: đơn vị mm

Thông số bánh răng Bánh chủ động Bánh bị động

Khoảng cách trục (aw) 100

Đường kính vòng chia (d) 50 150

Đường kính vòng đỉnh (da) 54 154


II. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM.

Số liệu ban đầu:

Công suất P (kW) 5,32

Số vòng quay bánh dẫn n (vg/ph) 475

Mômen xoắn T (N.mm) 106960

Tỉ số truyền u 2,87

Tuổi thọ Lh (giờ) 53760

Chế độ làm việc: quay một chiều, làm việc ba ca, tải va đập nhẹ, 1 năm làm việc 320 ngày,

1 ca làm việc 8 giờ

Tính toán thiết kế:

Chọn vật liệu chế tạo bánh răng.

Chọn thép C45 tôi cải thiện.

Theo bảng 6.2 trang 94[1] với thép C45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180…350 .

Chọn độ rắn bánh dẫn HB1 = 300 ; độ rắn bánh bị dẫn HB2 = 280 , khi đó

1. Số chu kỳ làm việc cơ sở.

NHO1 = 30.HB12,4

= 30.3002,4

= 2,64.107 (chu kỳ)

NHO2 = 30.HB22,4

= 30.2802,4

= 2,24.107 (chu kỳ)

Và: NFO1 = NFO2 (chu kỳ)

2. Số chu kỳ làm việc tương đương.

c = 1– số lần ăn khớp trong 1 vòng quay

= 1,1.109 ( chu kỳ).

Suy ra: NHE2 =

=

= 0,38.10

9 (chu kỳ).

Suy ra: NHE1 > NHO1 ; NHE2 > NHO2 nên KHL1 = KHL2 = 1

= 0,95.109 ( chu kỳ).

= 0,33.10

9 ( chu kỳ)

Vì: NFE1 > NFO1 ; NFE2 > NFO2 nên KFL1 = KFL2 = 1

3.Ứng suất tiếp xúc cho phép.

Giá trị ứng suất tính toán

Do

Suy ra:

4.Ứng suất uốn cho phép tính theo công thức sau.

Vì hộp giảm tốc được bôi trơn tốt (hộp giảm tốc kín), do đó ta tính toán thiết kế

theo độ bền tiếp xúc.

Theo bảng 6.15 [2] ta chọn ψba = 0,3 vị trí bánh răng không đối xứng.

Khi đó :

Ứng với vừa chọn tra bảng 6.4 [2] ta có:

KHβ = 1,03

KFβ = 1,06

5. Khi đó, khoảng cách trục bộ truyền bánh răng trụ răng th ng.

Theo tiêu chuẩn chọn aw = 125 mm

Với khoảng cách trục vừa chọn ta chọn môđun răng theo:

Suy ra: m = 1,25 ÷ 2,5 , ta chọn m = 2

6. Các thông số hình học của bộ truyền.

-- Tổng số răng

chọn z1 = 32 răng suy ra z2 = 92 răng

-- Tỉ số truyền sau khi chọn số răng là: u =

-- Đường kính vòng chia: d1 = = 64 mm

d2 = = 184 mm

-- Đường kính vòng đỉnh: da1 = d1 + 2m = 68 mm

da2 = d2 + 2m = 188 mm

-- Đường kính vòng đáy: df1 = d1 – 2,5m = 59 mm

df2 = d2 – 2,5m = 179 mm

-- Khoảng cách trục: aw = 125 mm

-- Chiều rộng vành răng:

Bánh bị dẫn:

Bánh dẫn: dựa vào b2 = 72 mm và để phù hợp với kết cấu ta chọn b1 = 78 mm

-- Vận tốc vòng bánh răng:

Theo bảng 6.3 [2] ta chọn cấp chính xác là 9, vận tốc giới hạng vgh = 3 m/s

-- Xác định giá trị các lực:

- Lực vòng: Ft1 = Ft2 =

=

= 3342,5 N


7.Tính toán kiểm nghiệm giá tri ứng suất tiệp xúc.

Tra bảng 6.6 [2],ta chọn hệ số tải trọng động:

KHV = 1,03

KFV = 1,07

Trong đó: ZM = 275MPa1/2

do vật liệu là thép

Zε = 0,966 (do lấy ε = 1,2)

Ta có : bw = b2 = 72 mm

dw = d1 = 64 mm

Suy ra:

với

Trong đó: ZR = 0,9 ; Kl = 1 ; Zv = 0,85v0,1

= 0,89

do đó bánh răng thỏa điều kiện ứng suất tiếp xúc.

8. Kiểm nghiệm độ bền uốn.

- Hệ số dạng răng:

Bánh dẫn:

Bánh bị dẫn:

- Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng:

Vậy ta kiểm nghiệm bánh dẫn có độ bền thấp hơn.

- Ứng suất uốn tính toán:

Với

Trong đó YR = 1 ; Yx = 0,9 ; Yδ = 1 ; KFC = 1

Do đó độ bền uống được thỏa.

Từ đó ta có bảng kết quả sau: đơn vị mm

Thông số bánh răng Bánh chủ động Bánh bị động

Khoảng cách trục (aw) 125


Đường kính vòng đỉnh (da) 68 188


3.1 KIỂM TRA BÔI TRƠN, NGÂM DẦU:

Việc bôi trơn hộp giảm tốc phải đảm bảo các điều kiện sau: theo hướng dẫn tài liệu [2] trang

460.

+ Mức dầu thấp nhất ngập (0,75÷2) chiều cao răng h2 = 2,25m của bánh răng 2 (nhưng ít

nhất 10mm)

+ Khoảng cách giữa mức dầu thấp nhất và cao nhất hmax – hmin = 10…15mm.

+ Mức dầu cao nhất không được ngập quá 1/3 bán kính bánh răng 4 (da4/6)

Tổng hợp 3 điều kiện trên thì phải đảm bảo điều kiện bôi trơn phải thỏa mã bất đ ng thức

13.15[2] với h2 < 10mm

H =

– 5 – (10 15)

=

. 154 – 5 – (10 15) = 62 57 >

.

= 30,67

Thỏa điều kiện bôi trơn ngâm dầu.

Chương 4

THIẾT KẾ TRỤC CHO HỘP GIẢM TỐC.

4.1 CHỌN VẬT LIỆU.

Chọn vật liệu chế tạo trục là thép C45 tôi cải thiện có giới hạn bền бb = 850 (MPa)

Ứng suất xoắn cho phép: [τ] = 15…30 (MPa)

Đường kính trục sơ bộ: theo 10.9[1] đường kính trục thứ k với k = 1,2,3:

τ

4.2 XÁC ĐỊNH SƠ BỘ ĐƯỜNG KÍNH TRỤC VÀ CHIỀU DÀI CÁC ĐOẠN TRỤC.

- Trục 1: T1 = 36189,47 (Nmm) d1 ≥

= 22,9 (mm).

Chọn d1 = 25(mm)

- Trục 2: T2 = 106960 (Nmm) d2 ≥

= 29,9 (mm).

Chọn d2 = 30 (mm)

- Trục 3: T3 = 294849,25 (Nmm) d3 ≥

= 38,92 (mm).

Chọn d3 = 40(mm)

Đường kính đầu vào của trục hộp giảm tốc lắp bằng khớp nối với trục động cơ, nên

đường kính này tối thiểu lấy bằng: dv = ( 0,8 ÷ 1,2) dđc.

- Tđc = 37529,82 (N.mm) dđc =

= 22,72 (mm) chọn dđc = 25 (mm)

Vậy d1 = dv tối thiểu bằng 0,8dđc = 0,8x25 = 20 mm.

Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực.

Chiều rộng ổ lăn tương ứng: Dựa vào bảng 10.2 trang 189[1] chọn:

d1 = 25 (mm) b01 = 17 mm

d2 = 30 (mm) b02 = 19 mm

d3 = 40 (mm) b03 = 23 mm

Chiều dài mayơ dĩa xích, bánh răng trụ tính theo công thức 10.10[1]: lm = ( 1,5 ÷ 2 )d

Chiều dài mayơ dĩa xích: lm32 = 1,5 x d3 = 60 (mm)

Chiều dài mayơ bánh răng:

lm12 = 68 (mm)

lm22 = 62 (mm)

lm23 = 74 (mm)

lm33 = 80 (mm)

Chiều dài mayơ nửa khớp nối theo công thức 10.13[1]: lm13 = (1,4÷2,5) d1 = 50 (mm)

Giá trị k1, k2, k3, hn:

k1 = 10 ; k2 = 8 ; k3 = 15

hn = 20

Khoảng cách lki theo bảng 10.4[1]:

Trục 2:

l22 = 0,5(lm22 + b02) + k1 + k2 = 0,5 x ( 62+ 19 ) +10 + 8 = 58,5 (mm)

l23 = l22 +0,5(lm22 + lm23) + k1 = 58,5 + 0,5 x ( 62 + 74 ) + 10 = 136,5 (mm)

l21 = lm22 +lm23 + 3k1 + 2k2 + b02 = 90 + 72 + 3x10 + 2x8 + 25 = 201 (mm)

Trục 1: l12 = l23 = 136,5 (mm)

lc13 = 0,5 (lm13 + b01) + k3 + hn = 68,5 (mm)

Trục 3: l33 = l22 = 58,5 (mm).

- l32 = lc32 = 76,5

với lc32 = 0,5(lm32 + b03) + k3 + hn = 76,5 mm

4.3 XÁC ĐỊNH ĐƯỜNG KÍNH TRỤC.

Trục 1:

Moment xoắn: T1 = 36189,47 Nmm

a) Các lực tác dụng:

- Lực từ khớp nối tác dụng lên trục hướng theo phương y và bằng:

Fy13 = (0,2 ÷ 0,3) Ft = (0,2 ÷ 0,3).2T/Dt = 0,3 x 2 x 36189,47/63 = 344,7(N).

Với Dt tra bảng 16.10a trang 68[3] ta được Dt = 63 (mm).

- Các lực tác dụng lên bánh răng:

o Lực vòng: Fy12 = Ft12 = 1447,58 (N).

o Lực hướng tâm: Fx12 = Fr12 = (N).

o Lực dọc trục: Fa12 = 422,21 (N).

b) Xác định phản lực tại các gối tựa:

Moment do lực dọc trục Fa12 gây ra:

= Fa12 x

= 422,21 x

= 10555,25 Nmm.

Giả sử các lực có chiều như hình.

Trong mặt ph ng yOz:

- = 0 Fy10 = 123,6 (N)

- = 0 Fy11 = 425,23 (N)

Trong mặt ph ng xOz:

- = 0 Fx10 = 582 (N).

- = 0 Fx11 = 520,88 (N).

Số liệu tính ra dương chiều giả sử ban đầu đúng Biểu đồ moment:

c) Xác định moment tương đương tại các tiết diện theo công thức:

Mtd10 = 0

Mtd11 =

= 39240,06 (Nmm)

Mtd12 =

= 89697,66 (Nmm)

Mtd13 =

= 27443,89 (Nmm).

d) Đường kính tại các tiết diện.

Chọn ứng suất cho phép theo bảng 10.5 trang 195[1], ta có ứng với đường kính sơ bộ

d1 = 25 mm: [σ] = 55,83 Mpa. (Nối suy)

- d11 =

=

= 19,16 (mm).

- d12 =

=

= 25,23 (mm).

- d13 =

=

= 17,1 (mm).

Chọn theo tiêu chuẩn:

Tại tiết diện ổ lăn: d10 = d11 = 20 mm

Tại tiết diện lắp bánh răng: d12 = 26 mm.

Tại tiết diện nửa khớp nối: d13 = 20 mm.

Chọn đường kính vai trục: dvai1 = 32 mm

Trục 2:

Moment xoắn: T2 = 106960Nmm

a) Các lực tác dụng lên trục:

- Lực vòng: Ft23 = Ft12 = 1447,58 (N)

Ft22 = 3342,5 (N)


o Fr22 = 1216,57 (N)

o Fr23 = Fr12 = (N).

- Lực dọc trục:

o Fa22 = 0

o Fa23 = Fa12 =422,21 (N) ( ngược chiều Fa12).

b) Xác đinh phản lực tại các gối tựa.

Moment do lực dọc trục Fa23 gây ra:

= Fa23 x

= 422,21 x

= 31665,75 Nmm

Giả sử các lực có chiều như hình:


- = 0 Fy21 = 138,9 (N)

- = 0 Fy20 = 528,84 (N)


- = 0 Fx21 = 1955,81 (N).

- = 0 Fx20 = 2834,17 (N).

Biểu đồ Moment:

c) Xác định moment tương đương tại các tiết diện.

Mtd20 = 0.

Mtd21 = 0.

Mtd22 =

= 192423,21 (Nmm)

Mtd23 =

= 158144,38 (Nmm).



d2 = 30 mm: [σ] = 67 Mpa (nội suy).

- d22 =

=

= 30,62 (mm).

- d23 =

=

= 28,68 (mm).


Tại tiết diện lắp ổ lăn, chọn: d20 = d21 = 25 (mm)

Tại tiết diện lắp bánh răng, chọn: d22 = 34 (mm)

d23 = 30 (mm)

Vai trục chọn: dvai2 = 48 (mm).

Trục 3:

Moment xoắn: T3 = Nmm

a) Các lực tác dụng lên trục:

- Lực vòng: Ft33 = Ft22 = 3342,5 (N)

- Lực hướng tâm: Fr33 = 1216,57 (N).

- Lực bánh xích tác dụng lên trục: Fr32 = km.Ft = (N).

b) Xác đinh phản lực tại các gối tựa.

Giả sử các lực có chiều như hình.


- = 0 Fy31 = 756,44 (N)

- = 0 Fy30 = 4890,84 (N)


- = 0 Fx31 = 972,82 (N).

- = 0 Fx30 = 2369,68 (N).

Biểu đồ Moment:

c) Xác định moment tương đương tại các tiết diện.

Mtd31 = 0

Mtd30 =

= 339155,64 (Nmm)

Mtđ32 =

= 255346,94 (Nmm)

Mtd33 =

= 309900,9(Nmm).



d3 = 40mm: [σ] = 61 Mpa.

- d30 = đ

б

=

= 38,18 (mm).

- d32 = đ

б

=

= 34,72 (mm).

- d33 = đ

б

=

= 37,04 (mm).


Tại tiết diện lắp ổ lăn, chọn: d30 = d31 = 40 mm

Tại tiết diện lắp bánh răng, chọn: d33 = 45 mm

Tại tiết diện lắp đĩa xích, chọn: d32 = 36 mm.

Chọn đường kính cho vai trục: dvai3 = 50 mm.

4.4 KIỂM NGHIỆM TRỤC VỀ ĐỘ BỀN MỎI.

Với thép C45 tôi cải thiện [б] = 850 (MPa)

б-1 = 0,436.850 = 370,6 (MPa)

τ-1 = 0,58б-1 = 215 (MPa)

Theo bảng 10.7 trang 197[1] ψσ = 0,1 , ψτ = 0,05

Các trục của hộp giảm tốc đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó:

Vì trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động, do đó

τ τ τ

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện

nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau:

σ τ

σ τ

[S] = 1,5 2,5 - hệ số an toàn cho phép

б ệ ố à ỉ é ê ứ ấ á : σ б

σ б ψσб

τ ệ ố à ỉ é ê ứ ấ ế : τ τ

τ τ ψττ

Các tiết diện trục nguy hiểm:

Trục 1: Tiết diện 11 ( lắp ổ lăn), 12 (lắp bánh răng), 13 (lắp nữa khớp nối)

Trục 2: Tiết diện 22 và 23 (lắp bánh răng)

Trục 3: Tiết diện 30 ( lắp ổ lăn), 32 (lắp bánh xích), tiết diện 33 (lắp bánh răng).

Chọn lắp ghép: Các ổ lăn lắp lên trục theo k6, lắp bánh răng, bánh đai, nối trục theo k6

kết hợp với lắp then

Kích thước then bằng tra bảng 9.1a trang 173[1], trị số moment cản uốn và cản xoắn ứng

với các tiết diện trục như sau:

Tiết diện Đường kính

trục

Kích thước

bxh

Chiều sâu

trên trục - t1 Wj (mm

3) W0j (mm

3)

11 20 0 0 785,4 1570,8

12 26 8 x 7 4 1427,67 3153,19

13 20 6 x 6 3,5 642,47 1427,87

22 34 10 x 8 5 3240,28 7098,94

23 30 8 x 7 4 2290,19 4940,90

30 40 0 0 6283,19 12566,37

32 36 10x8 5 3913,09 8493,52

33 45 14 x 9 5,5 7611,30 16557,47

Xác định các hệ số Kσdj và Kτdj đối với các tiết diện nguy hiểm: công thức 10.25,

10.26[1]:

;

Các trục được gia công bằng máy tiện,tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt độ nhám Ra

= 2,5÷0,63μm. Theo bảng 10.8 trang 197 [1] ta có hệ số tập trung ứng suất Kx = 1,1.

Không dùng các phương pháp tăng bề mặt nên Ky = 1

Từ bảng 10.12 trang 199[1], khi dùng dao phay ngón để gia công rãnh then nên ta có hệ

số tập trung ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu có = 850 Mpa, ta có:

Kσ = 2.073, Kτ = 1,965

Theo bảng 10.10 trang 198 [1], ta có:

- d11= 20 mm εσ = 0,92 ; ετ = 0,89

- d12 = 26 mm εσ = 0,896 ; ετ = 0,842

- d13 = 20 mm εσ = 0,92 ; ετ = 0,89

- d22 = 34 mm εσ = 0,868 ; ετ = 0,798

- d23 = 30 mm εσ = 0,88 ; ετ = 0,81

- d30 = 40 mm εσ = 0,85 ; ετ = 0,78

- d32 = 36 mm εσ = 0,862 ; ετ = 0,792

- d33 = 45 mm εσ = 0,83 ; ετ = 0,77

Với các số liệu trên ta tính được Kσ/εσ và Kτ/ετ trên rãnh then.

Từ bảng 10.11 trang 198[1] với σb = 850 (MPa) ta tra được Kσ/εσ và Kτ/ετ do lắp căng tại

các tiết diện nguy hiểm. Sau đó dùng giá trị Kσ/εσ và Kτ/ετ lớn nhất để tính Kσd và Kτd.

Kết quả tính toán được ghi vào bảng sau:

Tiết

diện

d

(mm)

Kσ/εσ Kτ/ετ

Kσd Kτd σa τa sσ sτ S Rãnh

then

Lắp

căng

Rãnh

then

Lắp

căng

11 20 - 2,44 - 1,86 2,54 1,96 30,08 11,52 4,85 9,29 4,30

12 26 2,31 2,44 2,33 1,86 2,54 2,43 58,57 5,74 2,49 15,1 2,46

13 20 2,25 2,44 2,21 1,86 2,54 2,31 0 12,67 - 7,19 7,19

22 34 2,39 2,44 2,46 1,86 2,54 2,56 52,05 7,53 2,80 10,94 2,71

23 30 2,36 2,44 2,43 1,86 2,54 2,53 55,97 10,82 2,61 7,7 2,47

30 40 - 2,44 - 1,86 3,07 1,96 35,53 23,46 4,11 4,56 3,05

32 36 2,40 2,44 2,48 1,86 2,54 2,58 0 17,35 - 4,71 4,71

33 45 2,50 2,44 2,55 1,86 2,60 2,65 23,07 8,90 6,32 8,95 5,16

Dựa vào bảng số liệu ta kết luận các trục điều thỏa điều kiện độ bền mỏi

4.5 KIỂM NGHIỆM VỀ ĐỘ BỀN THEN.

Với các tiết diện trục dung mối ghép then , ta tiến hành kiểm nghiệm mối ghép về độ bền

dập σd vàđộ bền cắt τc

Với lt = (0,8÷0,9)lm

Tính và chọn theo tiêu chuẩn ta có chiều dài then được cho trong bảng 9.1a[1], Ta có

bảng kiểm nghiệm then như sau:

Tiết

diện D lt Bxh t1 T(Nmm) σd(MPa) τc(MPa)

12 26 55 8 x 7 4 36189,47 16,87 6,32

13 20 45 6 x 6 3,5 36189,47 32,17 13,4

22 34 50 10 x 8 5 106960 41,95 12,58

23 30 60 8 x 7 4 106960 39,51 14,58

32 36 54 10 x 8 5 294849,25 101,11 30,33

33 45 64 14 x 9 5,5 294849,25 58,5 14,62

Với tải trọng va đập nhẹ, dạng lắp cố định hộp giảm tốc làm việc liên tục:

[σd] = 130 ÷ 180 (MPa) trang 544 [2]

[τc] = 40 ÷ 60 (MPa) Trang 174 [1]

Vậy tất cả các mối ghép then đều đảm bảo yêu cầu về độ bền dập và độ bền cắt.

Chương 5.

CHỌN Ổ LĂN.

1. TRỤC 1:

Số vòng quay n= 1425 vg/ph

Tuổi thọ Lh = 53760 giờ Tuổi thọ tính bằng triệu vòng: L =

= 4596,48 ( triệu

vòng)

Đường kính ngõng trục d = 20 mm

a) Tính toán:

Lực hướng tâm tác dụng lên ổ tại mặt cắt 10: Fr10 =

= 594,98 (N)


= 672,41 (N)

Lực dọc trục Fa = 422,21 (N).

Nhận thấy

chọn theo tỷ số

tính theo ổ lăn 1chọn ổ bi đỡ

chặn.

Theo phụ lục, bảng P2.12[1], chọn ổ bi đỡ chặn cỡ trung có ký hiệu 46304 có các thông

số cần chú ý sau: C0 = 9,17 kN, C = 14 kN; α = 260.

b) Kiểm nghiệm theo khả năng tải động.

Theo bảng 11.4[1], với ổ bi đỡ chặn, tỷ số:

= 0,046 e = 0,68

Theo công thức 11.27a[2], lực dọc trục phụ Fs do các lực hướng tâm Fr sinh ra:

S1 = eFr10 = 404,59 (N)

S2 = eFr11 = 457,24 (N)

Vì S1 < S2 và Fa = 422,21 (N) > 457,24 - 404,59 = 52,65 (N)

Nên theo bảng 11.5 [2] ta có:

Fa0 = S1 = 404,59 N

Fa1 = S1 + Fa = 404,59 + 422,21 = 828,6 (N)

Ta chọn ổ theo ổ bên phải vì có tải trọng tác dụng lớn hơn.

Xác định các hệ số X, Y: vòng trong quay V = 1.

=

= 1,23 = e X11 =0,41 ; Y11 = 0,87

Xác định tải trọng quy ước:

Q = ( X.V.Fr11 + YFa1). Kt.Kđ = (0,41.1.672,41+0,87.828,6).1.1,2=1195,88 (N)

Với Kt: hệ số kể đến ảnh hướng của nhiệt độ Kt =1.

Kđ: hệ số kể đến đặc tính tải trọng Kđ = 1 (bảng 11.3[1]).

Xác định tải trọng tương đương:

Theo 11.2[1], tải trọng động tương đương:

QE = QEO =

= Q11.

= 1494,86 x

= 1075,42 (N)

Theo công thức 11.1[1], khả năng tải động của ổ:

Cd = QE x

= 1,07542 x

= 13,5kN > [C] = 14 kN.

Vậy ổ đã chọn đảm bào khả năng tải động, các thông số của ổ theo phụ lục P2.11[1].

Ký hiệu d

mm

D

mm

b=T

mm

R

Mm

r1

mm

C

kN

C0

kN

46304 20 52 15 2 1 14 9,17

Tuổi thọ chính xác của ổ là:

(triệu vòng)

Tuổi thọ của ổ tính bằng giờ:

(giờ)

c) Kiểm nghiệm theo khả năng tải tĩnh:

- Theo bảng 11.6[2], với ổ bi đỡ chặn 1 dãy có α = 26o X0 = 0,5; Y0 = 0,37.

- Theo công thức 11.19[1], khả năng tải tĩnh:

Qt = X0.Fr + Y0.Fa = 0,5 x 642,41 + 0,37 x 828,6, = 627,79 (N) << C0 = 14900 (N)

2. TRỤC 2:

Số vòng quay n= 475 vg/ph

Tuổi thọ Lh = 53760 giờ Tuổi thọ tính bằng triệu vòng: L =

= 1532,16 ( triệu

vòng)


a) Tính toán:


= 2883,09 (N)


= 1960,74 (N)

Lực dọc trục Fa = 422,21 (N).

b) Kiểm nghiệm theo khả năng tải động.

Do

< 0,3 và không có yêu cầu về độ cứng, tự lựa và không yêu cầu cố

định chính xác vị trí của trục theo phương dọc trục nên ta có thể dùng ổ bi đỡ. Chọn

sơ bộ ổ bi đỡ 1 dãy có ký hiệu 305 ( cỡ trung) [C] = 17,6 kN; C0 = 11,6 kN.

Ta có:

=

=0,038 theo bảng 11.3[2], nội suy ta được e = 0,24.

Xác định các hệ số X,Y: Vòng trong quay V = 1

=

= 0,146 < e X20 = 1, Y20 = 0.

=

= 0,215 < e X21 = 1; Y21 = 0.

Tải trọng quy ước trên các ổ:

- Q20 = (X0.V.Fr20 + Y0.Fa).Kt.Kđ = 1 . 1 . 2883,09 . 1 . 1 = 2883,09 (N).

- Q21 = (X1.V.Fr21 + Y1.Fa).Kt.Kđ = 1 . 1 . 1960,74 . 1 . 1 = 1960,74 (N).

Với Kt: hệ số kể đến ảnh hướng của nhiệt độ Kt =1.

Kđ: hệ số kể đến đặc tính tải trọng Kđ = 1 (bảng 11.3[1]).

Suy ra chỉ cần tính cho ổ 0 là ổ chịu lực lớn hơn.

Tải trọng tương đương tính theo công thức 11.12[1]:

QE = QEO =

= Q01.

= 2883,09

= 2591,9 (N).

Theo công thức 11.1[1], khả năng tải động của ổ:

Cd = Q x

= 2,5919

= 29,082 kN > [C] Chọn lại ổ cỡ nặng .

Các thông số của ổ theo phụ lục: ký hiệu ổ:

Ký hiệu d mm D mm B mm r mm Đường kính bi C kN C0 kN

405 25 80 21 2,5 16,67 29,2 20,8

c) Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh.

o Theo bảng 11.6, với ổ bi đỡ, suy ra X0 = 0,6 ; Y0 = 0,5. Theo công thức 11.19[1], khả

năng tải tĩnh: Qt = X0.Fr + Y0.Fa = X0.Fr = 1940,96 < [C0] điều kiện tải tĩnh thỏa.

3. TRỤC 3:

* Các thông số:

Số vòng quay n= 165,51 vg/ph

Tuổi thọ Lh = 53760 giờ Tuổi thọ tính bằng triệu vòng: L=

= 533,87 ( triệu

vòng)


a) Tính toán chọn ổ:


= 5434,67 (N)


= 1232,31 (N)

Lực dọc trục Fa = 0.

Tính chọn ổ theo Fr30.

b) Kiểm nghiệm theo khả năng tải động:

Tải trọng tương đương: Q =(X.V.Fr + Y.Fa ) Kt. Kđ

kt: hệ số kể đến ảnh hướng của nhiệt độ Kt =1

kđ: hệ số kể đến đặc tính tải trọng Kđ = 1 (bảng 11.3 TL1).

Vòng trong quay V = 1

Fa = 0 X = 1, Y = 0.

Q = (1 . 1 . 5434,67 + 0 . 0) . 1 . 1 = 5434,67 (N)

Theo công thức 11.1[1]1, khả năng tải trọng động:

Cd = Q x

= 5,43467 x

= 44 kN ≤ [C]. ( với ổ bi thì hệ số m = 3).

Tra bảng P2.7[1], d = 40 mm, ta chọn ổ bi đỡ cỡ nặng có các thông số:

Ký hiệu d mm D mm B mm r mm Đường kính bi C kN C0 kN

408 40 110 27 3 22,23 50,3 37

c) Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh.

Theo bảng 11.6[1], với ổ bi đỡ, suy ra X0 = 0,6 ; Y0 = 0,5. Theo công thức 11.19[1], khả

năng tải tĩnh: Qt = X0.Fr + Y0.Fa = X0.Fr = 0,6Fr < Fr

Qt = Fr30 = 5434,67 (N) << C0

4. THIẾT KẾ NỐI TRỤC.

Ứng suất dập cho phép của vòng cao su [σ] = 2 ÷ 4Mpa

Ứng suất cho phép của chốt [σ]u = 60 ÷ 80 MPa

- Xác định mômen danh nghĩa truyền qua nối trục: T = 36189,47 (Nmm)

- Hệ số chế độ làm việc K = 1,4

- Theo bảng 16-10a[2] và 16.10b[2], ta chọn nối trục có:

Đường kính d = d13 = 20 (mm)

D0 = 90 (mm)

dm = 36 (mm)

dc = 10 (mm)

Đai ốc M8

z = 6

l1 = 20 (mm)

l2 = 10 (mm)

l0 = l1 + 0,5l2 = 25 (mm)

l3 = 15 (mm)

Kiểm tra độ bền dập của vòng đàn hồi: б =

= 1,25 Mpa thỏa điều kiện bền.

Kiểm nghiệm điều kiện sức bền của chốt: б =

= 20,54 Mpa thỏa điều kiện bền

Do đó nối trục vừa chọn thỏa điều kiện bền.

Chương 6

THIẾT KẾ THÂN MÁY, BU LÔNG VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ KHÁC.

1. THÂN HỘP GIẢM TỐC.

- Vỏ hộp giảm tốc có nhiệm vụ bảo đảm vị trí tương đối giữa các chi tiết và các bộ phận

máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến, chứa dầu bôi trơn và bảo

vệ các chi tiết tránh bụi.

- Vật liệu là gang xám GX 15-32.

- Bề mặt ghép của vỏ hộp đi qua đường tâm trục để việc lắp ghép các chi tiết thuận tiện.

- Bề mặt lắp nắp và than được cạo sạch hoặc mài, để lắp sít , khi lắp có một lớp sơn lỏng

hoặc sơn đặc biệt.

- Mặt đáy hộp giảm tốc nghiêng về phía lỗ tháo dầu với độ dốc khoảng 1o.

- Kết cấu hộp giảm tốc đúc, với các kích thước cơ bản như sau:

Tên gọi Số liệu

Chiều dày

Thân hộp δ = 0,03a+3 = 8 mm

Nắp hộp δ1 = 0,9δ = 8 mm

Gân tăng cứng

Chiều dày e e = (0,8÷1)δ = 8 mm

Chiều cao h h < 58 chọn 40

Độ dốc Khoảng 2o.

Đường kính

Bulông nền d1 d1 = 0,04a+10 = 16 >12 mm

Bulông cạnh ổ d2 d2 = (0,7÷0,8) d1 = 12 mm

Bu lông ghép nắp bích và thân d3 d3 = (0,8÷0,9) d2 = 10 mm

Vít ghép nắp ổ d4 d4 = (0,6÷0,7) d2 = 8 mm

Vít ghép nắp cửa thăm d5 d5 = (0,5÷0,6) d2 = 6 mm

Mặt bích ghép nắp và thân

Chiều dày bích thân hộp S3 S3 = (1,4÷1,8) d3 = 18mm

Chiều dày bích nắp hộp S4 S4 = (0,9÷1) S3 = 18 mm

Bề rộng bích nắp và thân K3 K3 = K2 – (3÷5) = 38 mm

Kích thước gối trục

Đường kính ngoài và tâm lỗ vít D3, D2

Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ K2 K2 = E2 + R2 + (3÷5) = 38 mm

Tâm lỗ bulông cạnh ổ E2 và C ( k là

khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ)

E2 = 1,6d2 = 19 mm

C = D3/2 =

R2 = 1,3d2 = 15 mm

k ≥ 18,24 mm

Chiều cao h

Trục 1 (D=52)

Đường kính ngoài D3 = 80 mm

Đường kính tâm lỗ vít D2 = 65 mm

Số lượng bulông Z = 4

Trục 2 (D=100)




Trục 3 (D=120)




Mặt đế hộp

Chiều dày khi không có phần lồi S1 S1 = (1,3÷1,5) d1 = 20 mm

Khi có phần lồi: Dd, S1, S2 Dd =

S1 = (1,4÷1,7) d1 = 24 mm

S2 = (1÷1,1) d1 = 16 mm

Bề rộng mặt đế hộp K1 = 3d1 = 45 mm , q1 ≥ K1+2δ = 63 mm

Khe hở giữa các chi tiết

Giữa bánh răng với thành trong vỏ hộp Δ ≥ (1÷1,2)δ = 10 mm

Giữa bánh răng lớn với đáy hộp Δ1 ≥ (3÷5) δ = 30 mm

Giữa các mặt bên bánh răng với nhau Δ ≥ δ = 10 mm

Số lượng bulông nền Z = (L+B)/(200÷300) =6

2. CÁC CHI TIẾT LẮP GHÉP.

a. Vòng chắn dầu: Không cho dầu mỡ tiếp xúc. Chọn theo tiêu chuẩn

b. Phớt chắn dầu: Có tác dụng không cho dầu hoặc mỡ chảy ra ngoài hộp giảm tốc và

ngăn không cho bụi từ bên ngoài vào bên trong hộp giảm tốc.

c. Ống lót: Chọn theo tiêu chuẩn phụ thuộc vào đường kính trục.

d. Vít tách nắp và thân: Có tác dụng dùng để tác nắp và thân

e. Chốt định vị: Chốt định vị hình côn: d = mm, c = mm, l = mm

d

l

1:50

R 40z

3.2C x 45O

f. Nắp quan sát: Để kiểm tra, quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ

dầu vào hộp, trên đỉnh hộp có làm cửa thăm. Cửa thăm được đậy bằng nắp. Trên nắp có

thể lắp thêm nút thông hơi. Kích thước cửa thăm chọn theo bảng 18-5 trang 92[3].

A B A1 B1 C C1 K R Vít Số lượng

100 75 150 100 125 - 87 12 M8x22 4

g. Nút thông hơi:

- Khi làm việc nhiệt độ trong hộp giảm tốc tăng lên. Để giảm áp suất và điều hoà không

khí bên trong hộp người ta dùng nút thông hơi, thường lắp ở đỉnh hộp, có các kích thước

sau:

Các thông số trong bảng 18-6 trang 93 [2]:

A B C D E G H I K L M N O P Q R S

M27x2 15 30 15 45 36 32 6 4 10 8 22 6 32 18 36 32

h. Bulông vòng: Để nâng vận chuyển hộp giảm tốc (Khi gia công, khi lắp ghép…) trên nắp

và thân thường gắn thêm bulông vòng hay vòng móc

Ren

d d1 d2 d3 d4 d5 h h1 h2 l≥ f b c x r r1 r2

Trọng lượng nâng

được

A b c

M10 45 25 10 25 15 22 8 6 21 2 12 1,5 3 2 5 4 200 250 125

i. Nút tháo dầu: Sau một thời gian làm việc dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn do bụi

bặm, hạt mài ,… cần phải thay lớp dầu mới. Để tháo dầu cũ, ở đáy hộp có lỗ tháo dầu,

lúc đang làm việc thì được bịt kín bởi nút tháo dầu.

- Các kích thước tra bảng và cho ta như sau: Chọn M22x2.Các thông số trong bảng 18.7

trang 93[2]

D B m F L c q D S D0

M22x2 15 10 3 29 2,5 19,8 32 22 25,4

j. Que thăm dầu: Dùng kiểm tra dầu trong hộp giảm tốc . Vị trí lắp đặt nghiêng 550 so với

mặt bên , kích thước theo tiêu chuẩn.

3. DUNG SAI LẮP GHÉP CÁC CHI TIẾT.

Dựa vào kết cấu làm việc, chế độ tải của các chi tiết trong hộp giảm tốc mà ta chọn các kiểu

lắp ghép sau:

Dung sai và lắp ghép bánh răng: Chịu tải vừa, thay đổi va đập nhẹ, không yêu cầu tháo

lắp thường xuyên vì thế ta chọn kiểu lắp trung gian H7/k6.

Dung sai lắp ghép ổ lăn: Khi lắp ổ lăn ta cần lưu ý:

- Lắp vòng trong trên trục theo hệ thống lỗ, lắp vòng ngoài vào vỏ theo hệ thống trục.

- Để các vòng ổ không trơn trượt theo bề mặt trục hoặc lỗ hộp khi làm việc, chọn kiểu

lắp trung gian có độ dôi cho các vòng quay.

- Đối với các vòng không quay ta sử dụng kiểu lắp có độ hở.

Vì vậy, theo bảng 20.12[2], khi lắp ổ lăn lên trục ta chọn mối ghép k6, theo bảng

20.13[2], khi lắp ổ lăn vào vỏ ta chọn H7.

Dung sai lắp vòng chắn dầu: Chọn kiểu lắp trung gian H7/js6 để thuận tiện cho quá trình

tháo lắp.

Dung sai khi lắp vòng lò xo ( bạc chắn) trên trục tuỳ động: Vì bạc chỉ có tác dụng chặn

các chi tiết trên trục nên ta chọn chế độ lắp có độ hở H8/h7.

Dung sai lắp ghép then lên trục: Theo chiều rộng ta chọn kiểu lắp trên trục là P9 và kiểu

lắp trên bạc là D10.

Bảng dung sai lắp ghép bánh răng:

Mối lắp

Sai lệch giới hạn

trên (μm)


dưới (μm) Nmax (μm) Smax(μm)

ES Es EI Ei

26 H7/k6 +21 +15 0 +2 15 19

34 H7/k6 +25 +18 0 +2 18 23

30 H7/k6 +25 +18 0 +2 18 23

45 H7/k6 +30 +21 0 +2 21 28

Bảng dung sai lắp ghép ổ lăn:

Lắp trên trục

Mối lắp


trên (μm)



ES es EI ei

20k6 X +15 X +2 X X

25k6 X +18 X +2 X X

40k6 X +21 X +2 X X

Lắp trên vỏ hộp

Mối lắp


trên (μm)



ES es EI Ei

52H7 +30 X 0 X X X

80H7 +30 X 0 X X X

110H7 +35 X 0 X X X

Bảng dung sai lắp ghép then:

Kích thước tiết

diện then bxh

Sai lệch giới hạn chiều rộng rãnh then Chiều sâu rãnh then

Trên trục Trên bạc Sai lệch giới

hạn trên trục t1

Sai lệch giới

hạn trên bạc t2 P9 D10

6 x 6 -0,012

-0,042

+0,078

+0,040 +0,1 +0,1

8 x 7 -0,015

-0,051

+0,098

+0,040 +0,2 +0,2

10 x 8 -0,015

-0,051

+0,098

+0,040 +0,2 +0,2

12 x 8 -0,018

-0,061

+0,120

+0,050 +0,2 +0,2

14 x 9 -0,018

-0,061

+0,120

+0,050 +0,2 +0,2

16 x 10 -0,018

-0,061

+0,120

+0,050 +0,2 +0,2

18 x 11 -0,018

-0,061

+0,120

+0,050 +0,2 +0,2

Tài liệu tham khảo:

[1] TÍNH TOÁN HỆ THỐNG DẪN DỘNG CƠ KHÍ ( TẬP 1)

Trịnh Chất và Lê Văn Uyển

Nhà xuất bản giáo duc – năm 2003

[2] CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

Nguyễn Hữu Lộc

Nhà xuất bản đại học quốc gia thành phố Hồ Chí Minh – năm 2004

[3] TÍNH TOÁN HỆ THỐNG DẪN DỘNG CƠ KHÍ ( TẬP 2)

Trịnh Chất và Lê Văn Uyển

Nhà xuất bản giáo duc – năm 2003

[4] SỨC BỀN VẬT LIỆU

Lê Hoàng Tuấn, Bùi Công Thành

Nhà xuất bản đại học quốc gia thành phố Hồ Chí Minh –năm 2004

[5] DUNG SAI LẮP GHÉP

Nhà xuất bản giáo dục – 1998

[6] VẼ KỸ THUẬT CƠ KHÍ

Lê Khánh Điền

Nhà xuất bản đại học quốc gia TP.Hồ Chí Minh – 2008

Documents

Đồ án chi tiết máy