Thuyết minh tính toán thiết kế đồ án thiết kế máy mdpr310423

ψbd=0,675; hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng KHβ=1,03 hệ số phân bố kg đều tải trọng trên chiều rộng vành bánh răng theo - Kiểm tra sai lệch tỉ số truyền bộ tru

Tính công suất và tốc độ trên trục công tác

 Công suất cho vít tải

 Tốc độ quay của vít tải n= 4Q

Vậy công suất làm việc P = 4,065 (kw)w

Tốc độ quay trên trục làm việc: n = 141,07 (v/ph)w

Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền

phân phối tỉ số truyền

+ tính tỉ số truyền thực: U t =n đc n w

+ chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc

+ tính tỉ số truyền ngoài hộp giảm tốc

=2,88 + kiểm tra sai lệch tỉ số truyền dentaa=| U t −U |

tính số vòng quay trên các trục

tính công suất trên các trục

+ tính momen trên các trục

- trục động cơ : T đc =9.55×10 6 P đc n đc )822,81(N.mm)

- trục làm việc :T lv =9.55×10 6 P lv n lv

'5526,33(N.mm) Động cơ I II Làm việc

tính toán thiết kế bộ truyền xích

tính toán bộ truyền xích

 Vật liệu bánh răng lớn

+ chế độ nhiệt luyện: tôi cải thiện

+ độ rắn HN= 192 – 240, chọn HB = 2002

 Vật liệu bánh răng nhỏ

+ độ rắn HN= 192 – 240, chọn HB = 2101

4.3 Xác định ứng suất cho phép

- Tính sơ bộ ứng suất tiếp xúc cho phép [ ]¿ H ¿ theo công thức 6.1[2]

[σ¿¿H1]¿: ứng suất tiếp xúc cho phép bánh răng dẫn

[σ¿¿H2]:ứng suất tiếp xúc cho phép bánhrăng bịdẫn¿ σ ° Hlim =2× H B 1,2+70 ứng xuất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở σ ° Hlim1=2× H B 1+70 490= (MPa) σ ° Hlim2=2× H B 2+70 470= (MPa)

S H =1,1 hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc

tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng

Thông số đầu vào

Chọn vật liệu

 Vật liệu bánh răng lớn

+ độ rắn HN= 192 – 240, chọn HB = 2002

 Vật liệu bánh răng nhỏ

+ độ rắn HN= 192 – 240, chọn HB = 2101

Xác định ứng suất cho phép

- Tính sơ bộ ứng suất tiếp xúc cho phép [ ]¿ H ¿ theo công thức 6.1[2]

[σ¿¿H1]¿: ứng suất tiếp xúc cho phép bánh răng dẫn

[σ¿¿H2]:ứng suất tiếp xúc cho phép bánhrăng bịdẫn¿ σ ° Hlim =2× H B 1,2+70 ứng xuất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở σ ° Hlim1=2× H B 1+70 490= (MPa) σ ° Hlim2=2× H B 2+70 470= (MPa)

S H =1,1 hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc

K HL =( N N HO HE ) m 1 H =1 :hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng thời gian phục vụ với (N HE >N HO )

N HO 0.H B 2,4 :số chukỳ thay đổi ứng xuất cơ sở khithử tiếp xúc

N HE2 =N FE2 `.c n L H C9714285,7 Tính sơ bộ ứng suất uốn cho phép [ ❑ F ]

Tính [σ¿¿F1]và[σ F2]¿ theo công thức 6.2 [2]:

[σ¿¿F1]¿: ứng suất uốn cho phép bánh răng dẫn

[σ¿¿F2]¿: ứng suất uốn cho phép bánh răng bị dẫn σ ° Flim =1,8.HB:ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở , bảng[6.2](1) σ ° Flim1=1,8.HB78 σ ° Flim2=1,8.HB=¿360

K FC =1: hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải (đặt tải một phía, quay một chiều)

K FL =( N N FO FE ) m 1 F =1; hệ số tuổithọ xét đến ảnh hưởng chế độ tải trọng với

N FO =4.10 6 :số chu kỳ thay đổiứng suất cơ sở khi thử uốn

N FE `.c n L H 39000000 số chukỳ thay đổiứng suấttương đương(bánh răngdẫn bánh răng bị dẫn= ); c=1, số lầntiếp xúc/vòng quay ; L H 000,thời gian phục vụ m F =6, bậc đường cong mỏi khi thử về uốn

Xác định sơ bộ khoảng cách trục, aw

a w =K a ( +1)u [ [ σ T H ] 1 2 K u ψ H β ba ] 1/3 0,63→ Chọn a w 5mm Trong đó: u=3.5 - tỉ số tuyền

T 1 )554,74 - Moment xoắn trên trục chủ động

[σ¿¿H]B7,27MPa¿ -Ứng suất tiếp xúc cho phép

K a I,5 – Hệ số phụ thuộc vật liệu loại răng thẳng hoặc nghiên ψ ba =0,3 - hệ số chiều rộng vành răng ψ bd =0,675; hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

Xác định các thông số ăn khớp

- Xác định mô đun, m (mm) 6.17 [1] m=(0,01÷0,02) a w =1,25→Chọn m=2mm

- Số răng bánh dẫn, bị dẫn

Số răng z bánh răng dẫn tính theo công thức 6.19 [1], lấy số nguyên:1 z 1 = 2a w m(u+1)',7→ Chọn z 1 '

Số răng Z bánh răng bị dẫn theo công thức 6.20 [1], lấy số nguyên:2 z 2 =u z 1,5→Chọn z 2

- Tính lại chính xác khoảng cách trục, a w theo công thức 6.20 (2) a w =m ( z 1 + z 2 )

- Kiểm tra sai lệch tỉ số truyền bộ truyền bánh răng

Tỉ số truyền thực tế bộ truyền bánh răng u brtt =z 2 z 1

Sai lệch tỉ số truyền bộ truyền bánh răng u brtt −u br u br ×100 %=0,514 %

Hệ số ăn khớp góc

Xác định lại ứng suất cho phép

Kiểm nghiệm bền

- Kiểm nghiệm răng – bền tiếp xúc

- Tính ứng suất tiếp xúc ơ H , và kiểm tra bền điều kiện bền tiếp xúc theo công thức6.33[2]: σ H =Z M Z H Z ε √ 2.T b w 1 u K ( H d (u ±1 w1 ) 2 ) 66,42≤ [ ơ H ] @5,91 Mpa Trong đó:

(m π)=1,42;hệ số trùng khớp dọc ε β ε α =[ 1,88 3,2 − ( 1 z 1 + z 1 2 ) ] cosβ=1,73;hế số trùng khớp ngang ε α

K Hβ =1,03; hệ số phân bố kb đều tải trọngtrên chiềurộng vành bánh răng

=1,29−hệ số kể đến tải trọng động v H =δ H g o v √ a w /u=8,3 v=π d w 1 n 1

(u+1)U,33mm−làđường kính vòng lăn bánhnhỏ n 1 25; số vòng quay của bánh chủ động ( vg ph ) δ H =0,002; hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp bảng 6.15[2] g o s;hệ số ảnh hưởng sailệch các bước răng bánh1và2 bảng 6.16[2] v Hmax p0;khả năng chịu tải trọng động lớn của bánh răng b w =ψ ba a w 1mm ; chiềurộng vành răng

- Trường hợp σ H >[ σ H ] , cần kiểm trađiều kiện:

- Kiểm nghiệm răng – bền uốn

Tính ứng suất uốn ơ F , và kiểm tra điều kiện bền uốn theo công thức 6.43 và 6.44[2]: σ F1 =2.T 1 K F Y ε Y F1 b w d w1 m Q,5≤ [ ơ F1 ] "2,48 Mpa σ F2 =ơ F 1 Y F2

Y ε =1/ε α =0,609 - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

140=0,905 - hệ số kể đến độ nghiêng của bánh răng

Y F1 =3,4; Y F2 =3,47 - hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, tra bảng 6.18 [2] z v1'; z v2

K F =K Fβ K Fα K Fv =1.544 – hệ số tải trọng khi tính về uốn

K Fβ =1,07 - hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng bảng 6.7[2]

K Fα =1- hệ số phân bố không đều tải trọng cho các răng đồng thời ăn khớp bảng 6.14 [2]

Tính lực tác dụng khi ăn khớp

4.9 Bảng thông số kỹ thuật bộ truyền bánh răng

Thông số Ký hiệu Giá trị Đơn vị

Công suất trục bánh răng dẫn p 1 5,6184 (kW)

Tốc độ quay của trục dẫn n 1 357,5 (vòng/phút)

Mô men xoắn trên trục dẫn T 1 150087 (𝑁𝑚𝑚)

Tủ số truyền (phân phối) u br 5

Thời gian làm việc L H 18000 (giờ)

Mô đun pháp/ mô đun m n hoặc m 3 (𝑚𝑚)

Tỉ số truyền thực tế u brtt 5

Góc ăn khớp a tw 20,51 (độ)

Số răng bánh bị dẫn z 2 100 (𝑟ă𝑛𝑔) Đường kính vòng lăn bánh dẫn d w 1 61,667 (𝑚𝑚) Đường kính vòng lăn bánh bị dẫn d w 2 308,333 (𝑚𝑚) Đường kính vòng đỉnh bánh dẫn d a 1 67,667 (𝑚𝑚) Đường kính vòng đỉnh bánh bị dẫn d a 2 314,333 (𝑚𝑚) Đường kính vòng đáy bánh dẫn d f 1 54,167 (𝑚𝑚) Đường kính vòng đáy bánh bị dẫn d f 2 300,833 (𝑚𝑚) Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng ❑ H 514,74 (𝑀𝑃𝑎)

Lực tác dụng khi ăn khớp

Phần Tính chọn nối trục

Thông số đầu vào

- Moment xoắn cần truyền T,T 1 )554,74N mm

Chọn nối trục

- Xác định momen xoắn T được xác định theo công thức 9.1 [5]t

T – moment xoắn danh nghĩa k = 1,8 - hệ số an toàn làm việc, phụ thuộc vào loại máy công tác, tra bảng 9.1[5], máy công tác thùng trộn có thể lấy giống trường hợp vít tải

- Tính sơ Bộ đường kính trục tại vị trí lắp nối trục, d(mm) d 1 ≥ √ 3 0,2ã[ ] T t ≥22,57 mm → Chọnd%mm d 2 ≥ √ 3 0,2ã[ ] T t ≥33,92 mm →Chọn d5mm

T (N.mm) – Momen xoắn cần truyền trên trục lắp nối trục

[] - Ứng suất trượt cho phép, chọn vật liệu làm trục là thép, [ ] = 15…30 Mpa  Kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi, mm bảng 9.10a [5]

Kích thước cơ bản của vòng đàn hồi bảng 9.10b [5]

Tính kiểm nghiệm bền

- Kiểm nghiệm bền dập vũng đàn hồiã

Với [ ] d ứng suất dập cho phép của vòng cao su [ ] d =2÷4MPa

- Kiểm nghiệm bền uốn chốt

Với [ ] d ứng suất dập cho phép của chốt [ ] u `÷80Mp

- Kiểm nghiệm bền dập vũng đàn hồiã

Với [ ] d ứng suất dập cho phép của vòng cao su [ ] d =2÷4MPa

- Kiểm nghiệm bền uốn chốt

Với [ ] d ứng suất dập cho phép của chốt [ ] u `÷80MP

Tính lực tác dụng lên trục

- Lực nối trục (hướng kính)

Moment tại các tiết diện nguy hiểm theo công thức 10.15 và 10.16 [2]

Tính đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm

Chọn [ ]= 22.5 (Mpa) d A = 3 √ 0,1 M tđA [] = √ 3 25595,156 0,1.22.5 ",49 mm →d A % m d B =√ 3 0,1.[] M tđB = √ 3 35061,07 0,1.22 5 $,98 mm → d B 0 m d C = 3 √ 0,1.[ ] M tđC = 3 √ 46547,912 0,1.22.5 ',45mm → d C 5mm d D = 3 √ M 0,1.[ ] tđD = 3 √ 0,1.50 0 =0 mm→ d D =d B 0 mm

Lực tác dụng lên trục

Moment tại các tiết diện nguy hiểm theo công thức 10.15 và 10.16 [2]

Tính đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm d j =√ 3 0,1 M tđj [] (10.17)[2

Chọn [ ]= 22,5Mpa d A ' =√ 3 0,1.[ ] M tđA ' = 3 √ 0,1.22,5 0 =0→ d A' = d C ' @ mm d B ' = 3 √ 0,1.[ ] M tđB ' = √ 3 117796,49 0,1.22.5 7,41 mm → d B' E m d C ' = 3 √ 0,1.[] M tđC ' = 3 √ 141186,83 0,1.22,5 9,74 mm → d C ' @ mm d D' =√ 3 M 0,1.[] tđD ' = √ 3 86942,87 0,1.22,5 3,81 mm →d D' 5 mm

6.6 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi và độ bền tĩnh khi quá tải

Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi theo công thức 10.19 [2] s j = s j ã s j

[ s ] – Hệ số an toàn cho phép, [ s ]=(1,5 2,5÷ ) s j , s j – Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j

❑−1 và ❑−1 giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng

❑−1 ≈0,58.❑ −1 1,728MPa σ b `0MPa tra bảng 10.7[2], trị số hệ số ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi ѱ ❑ =0,05, ѱ ❑ =0

❑ aj ; ❑ aj ; ❑ aj ; ❑ aj biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j:

Theo công thức 10.23 [2] khi trục quay 1 chiều thì ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động

W j và W oj – moment cản uốn và moment cản xoắn tại tiết diện j của trục được xác định theo bảng 10.6 [2] Đối với tiết diện tròn

16 Đối với trục có 1 rãnh then

Dựa theo kết cấu trục và hình vẽ trên và các biểu đồ mômen tương ứng, có thể thấy các tiết diện sau đây là tiết diện nguy hiểm cần được kiểm tra độ bền mỏi

-Trên trục I: tiết diện lắp ổ lăn (B), bánh đai (A) và bánh trụ (C)

-Trên trục II: tiết diện lắp bánh răng (B’), ổ lăn (C’) và khớp nối (D’)

Xác định moment cản uốn W j và moment cản xoắn W ρj tại tiết diện

Tiết diện lắp bánh răng trụ

Tiết diện lắp bánh đai

Tiết diện lắp khớp nối

Biên độ của ứng suất pháp σ aj và ứng suất tiếp τ aj tại tiết diện j trên các trục:

Tiết diện lắp ổ lăn σ aB =σ maxj =M B

Tiết diện lắp bánh răng σ aC =σ maxj =M C

Tiết diện lắp bánh đai σ aA =σ maxj =M A

Tiết diện lắp ổ lăn σ aC' =σ maxC ' =M C'

Tiết diện lắp bánh răng σ aB ' =σ maxB ' =M B '

Tiết diện lắp khớp nối σ aD ' =σ maxD ' =M D '

- Xác định hệ sốK σ dj và K τ dj đối với tiết diện nguy hiểm.

Kx – hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt theo bảng 10.8, chọn phương pháp Tiện

R a =2,5÷0,63μm Theo bảng 10.8 [2],hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt K X =1,06

Hệ số tăng bề mặt trục, phụ thuộc vào phương pháp tăng bề mặt, cơ tính vật liệu theo bảng 10.9 [2] Vì trục được làm từ thép C45 tôi cải thiện nên K y =1,5

Tra bảng 10.12 [2] trị số K σ , K τ đối với trục có rãnh then,σ b `0MPa, cắt bằng dao phay ngón

Tra bảng 10.10 [2] trị số của hệ số kích thước ε σ , ε τ

Bảng kết quả tính K σdj , K τdj trên rãnh then và dựa vào bảng 10.11 [2] chọn trị số K σdj , K τdj đối với bề mặt rục lắp có độ dôi

=1,54 0,78=1,97 2,06 1,64 Như vậy trên các tiết diện đồng thời tồn tại 2 yếu tố mất tập trung ứng suất đó là lắp có độ dôi và rãnh then Vậy ta phải so sánh các giá trị K σ ε σ và K τ ε τ với nhau lấy giá trị lớn hơn để tính Đối với ổ lăn thì ta lấy giá trị lắp có độ dôi.

Theo các số liệu trên tra tính được S σ , S , S j ❑

Vì hệ số an toàn cho phép [ s ]=(1,5 2,5÷ ) cho nên s B ,1, s C ,34, s B ' ,45, s C ' =6,96, s D' ,94, s A # đều thoả mãn điều kiện về độ bền mỏi

7.1.1 Thông số đầu vào Đường kính lắp tại bánh đai d A %mm và

- Chọn kích thước tiết diện then theo đường kính trục

Theo bảng 9.1a trang 173 [2] chọn kích thước then như sau

Bảng 7.1 Đường kính trục d(mm)

Kích thước tiết diện then Chiều sâu rãnh then b h t 1 t 2

Từ phần trục có kết quả chiều dài mayơ của bánh đai l m12 3,75 Với l t(A) =(0,8 0,9÷ ) l m12(0,8.60Hmm ≤l t ≤ l m12 0,9Tmm

T – Môment xoắn trên trục, T 1 )554,74N mm l t , h , t – kích thước then, mm d – đường kính trục tại tiết diện then, mm

=> Thoả điều kiện độ bền dập ❑ d ≤ [ ❑ d ]

T – Môment xoắn trên trục, T 1 )554,74N mm l t , b– kích thước then, mm d – đường kính trục tại tiết diện then, mm

[ ❑ c ] ` ÷ 90 MP với then bằng thép 45 hoặc CT6 chịu tải trọng tĩnh

=> Thoả điều kiện độ bền dập ❑ c ≤ [ ❑ c ]

- Dung sai mối ghép then: 8P9 h97.1.3 Chọn loại ổ

Số vòng quay của trục I, n 125(vòng/phút)

Thời gian làm việc 5 năm (300 ngày/năm, 2 ca/ngày, 6 giờ/ca), tải trọng tĩnh

L h =5.300 2 6 18000(h Đường kính ngõng trục lắp ổ d0mm

Lực hướng tâm tại vị trí các ổ đỡ - chặn

Vì F F rD rB nên ta chọn F rD 2,98N

=0,0,3 0≥ ổ đỡ trục lắp bánh răng trụ ta dùng ổ đỡ - chặn, góc tiếp xúc ∝° cho gối đỡ lần lược là B, D ở trục I

Với kết cấu trục I, đường kính ngõng trục d = 35 (mm), chọn ổ

Kí hiệu ổ d (mm) D (mm) b = T (mm) C (kN) C (kN)o

- Tính kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh ổ

Tải trọng tương đối với ổ lăn

P – tải trọng động đương đương của ổ lăn (kN)

F r – tải trọng hướng kính của ổ lăn (kN)

F a – tải trọng dọc trục của ổ lăn (kN)

X – hệ số tải trọng hướng kính của ổ lăn

Y – hệ số tải trọng dọc trục của ổ lăn Đối với ổ bi tiếp xúc góc một dãy (ổ bi đỡ - chặn) lắp đối xứng:

Tuổi thọ định danh cơ bản

Tuổi thọ tính theo giờ

60n Y368,62≥ L H 000 => Thoả điều kiện về tuổi thọ

L 10 - tuổi thọ định danh cơ bản (với độ tin cậy 90%) [Triệu vòng quay]

L 10 h - tuổi thọ định danh cơ bản (với độ tin cậy 90%) [giờ hoạt động]

C – tải trọng động định danh cơ bản (kN), tra bảng thông số của ổ 506

P – tải trọng động tương đương tác dụng lên ổ lăn [kN] n – tốc độ [v/ph] p – số mũ của công thức tính tuổi thọ (ổ bi, p=3)

Lắp vòng trong ổ lăn lên trục theo hệ thống lỗ và lắp vòng ngoài vào vỏ hộp giảm tốc theo hệ thống trục Để các vòng ổ không trơn trượt theo bề mặt trục hoặc lỗ hộp khi làm việc, cần chọn kiểu lắp trung gian có độ dôi cho các vòng quay Đối với vòng trong chọn kiểu lắp k6 và với vòng ngoài chọn kiểu lắp H7.

7.2.1 Thông số đầu vào Đường kính lắp tại bánh trụ d B' Emm và khớpnối d D ' 5mm.

Từ phần trục có kết quả chiều dài mayơ của bánh răng trụ l m22 G,25 Với l t(B ') =(0,8 0,9÷ ) l m22(0,8.66R,8mm ≤ l t ≤l m22 0,9Y,4mm

Chiều dài mayơ khớp nối l m23 G,25 Với l t(D') =(0,8 0,9÷ ) l m23(0,8.1379,6mm≤ l t ≤ l m23 0,93,3mm

T – Môment xoắn trên trục, T 2 q3212N mm l t , h , t – kích thước then, mm d – đường kính trục tại tiết diện then, mm

T – Môment xoắn trên trục, T 2 0392,98N mm l t , b– kích thước then, mm d – đường kính trục tại tiết diện then, mm

=> Thoả điều kiện độ bền cắt ❑ c ≤ [ ❑ c ]

- Dung sai mối ghép then: P9 h9 7.2.3 Chọn loại ổ

Số vòng quay của trục II, n 2E2,38(vòng phút/ )

L h =5.300 2 6 18000(h Đường kính ngõng trục lắp ổ d@mm

Lực hướng tâm tại vị trí các ổ đỡ một dãy

Vì F F rD rB nên ta chọn F rA ' #88,75N

=0≤0,3 ổ đỡ trục lắp bánh răng trụ ta dùng ổ bi đỡ một dãy, cho gối đỡ lần lược là A’, C’ ở trục II

Với kết cấu trục II, đường kính ngõng trục d = 55 (mm), chọn ổ

- Tính kiểm nghiệm khả năng tải trọng ổ

Y – hệ số tải trọng dọc trục của ổ lăn Đối với ổ bi đỡ một dãy nên ta có:

L 10=(C/P) p %18,48 Tuổi thọ tính theo giờ

60n 786,2≥ L H 000 => Thoả điều kiện về tuổi thọ

Thông số then cho từng tiết diện trên trục Đường kính trục d (mm)

Kích thước tiết diện then Chiều sâu rãnh then Bán kính góc lượn của rãnh r Chiều dài then l t

Trên lỗ t2 t 2 Nhỏ nhất Lớn nhất

VIII Tính toán vỏ hộp, các chi tiết phụ

- Thành phần bao gồm: Thành hộp, gân, mặt bích, gối đỡ…

- Vật liệu làm vỏ: Gang xám

- Phương pháp gia công: đúc

Dựa vào bảng 18-1 [2] ta có bảng các kích thước của vỏ hộp

Chiều dày Thân hộp: δ δ=7,08mm

Gân tang cứng Chiều dày gân: e e = 6,372mm

Chiều cao gân: h h = 50mm Độ dôi 2 o Đường kính Bu lông nền: d1 d1 = 16mm

Bu lông ghép mặt bích thân và nắp: d3 d3 = 10,2mm

Vít ghép nắp ổ: d4 d4 = 7,8mm Vít ghép nắp cửa thăm: d5 d5 = 6,6mm Mặt bích ghép nắp và thân Chiều dày mặt bích thân: S3 S3 = 16,32mm

Chiều dày mặt bích nắp: S4 S4 = 15,504mm

Bề rộng mặt bích: K3 K3 = 34,8mm Đường kính ngoài và tâm lỗ vít

Bề rộng mặt ghép bu lông cạnh ổ: K2

Tâm bu lông cạnh ổ: E , C2 E = 19,2mm; R = 15,6mm2 2

Trục I: C = 57,5mm Trục II: C = 67,5mm Khoảng cách từ tâm bu lông đến mép lỗ: k k = 20mm

Mặt đế hộp Chiều dày khi không có phần lồi S1

Chiều dày khi có phần lồi: D , d

Dd xác định theo đường kính dao khoét

Bề rộng mặt đế hộp: K , q1 K = 48mm; q = 72mm1

Khe hở giữa các chi tiết Giữa bánh răng và thành hộp: Δ Δ = 8mm

Giữa bánh răng và đáy hộp: Δ1 Δ1 = 29mm

Giữa mặt bên các răng với nhau: Δ Δ = 12mm

Số lượng bu lông nền Z Z = 6

Dùng để kiểm tra mức dầu, chất lượng dầu bôi trơn trong hộp giảm tốc Để tránh sóng dầu gây khó khắn cho việc kiểm tra, đặc biệt khi mát làm việc 3 ca, que thăm dầu thường có vỏ bọc bên ngoài 8.3 Nút tháo dầu

- Sau một thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn (do bụi bặm và do hạt mài), hoặc bị biến chất, do đó cần phải thay dầu mới Để tháo dầu cũ, ở đáy hộp có lỗ tháo dầu.

- Thông số kích thước tra bảng 18.7 [2] ta được

- Chức năng: để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc (khi gia công, khi lắp ghép…) trên nắp và thân thường lắp thêm bu lông vòng.

- Tra bảng 18.3b [2] với a = 185mm ta được trọng lượng hộp Q = 122kG

- Thông số bu lông vòng tra bảng 18.3a [2] ta được

- Ổ lăn làm việc trung bình và bôi trơn bằng mỡ ta chọn làm kín động gián tiếp bằng vòng phớt. Chi tiết vòng phớt:

- Chức năng là bảo vệ ổ lăn khỏi bám bụi, chất lỏng hạt cứng và các tạp chất xâm nhập vảo ổ, những chất này làm ổ chóng bị mài mòn và han gỉ.

- Thông số kích thước: tra bảng 15.17 [2] ta được

Chi tiết vòng chắn dầu:

- Vòng chắn dầu quay cùng với trục, ngăn cách mỡ bôi trơn với dầu trong hộp, không cho dầu thoát ra ngoài.

- Thông số kích thước vòng chắn dầu a = 6…9 mm, t = 2…3 mm, b = 2…5 mm (lấy bằng gờ trục)

- Khi làm việc nhiệt độ trong hộp tăng lên Để giảm áp suất và điều hoà không khí bên trong và bên ngoài hộp người ta dùng nút thông hơi.

- 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 nút thông hơi.

- Chức năng: nhờ có chốt định vị, khi xiết bu lông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ (do sai lệch vị trí tương đối của nắp và thân) do đó loại trừ được các nguyên nhân làm ổ chóng bị hỏng

- Chọn loại chốt định vị là chốt côn

- Thông số kích thước 18.4b [2] ta được d = 6 mm c = 1mm l = 20…110 mm

Tính toán thiết kế trục

Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi và độ bền tĩnh khi quá tải