Tính toán các bộ truyền trong hộp giảm tốc bánh răng, trục vít - bánh vít.. Tính toán các chỉ tiết hệ thống truyền động... Môn học chỉ tiết máy giúp cho sinh viên Cơ khí có những kiến th
PHAN TICH PHƯƠNG ÁN - - CHỌN ĐỘNG cơ ĐIỆN - PHAN PHỐI Ti (0ủ 5
Xác định số vòng quay sơ bộ của động CƠ
- Số vòng quay của trục công tác:
- TỈ số truyền hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng trụ:
- Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng thẳng để hở:
- Số vòng quay sơ bộ của động cơ:
Nsb = Niy Ubr2 Ubi = 95,5.3,3.3 = 945,45 vg/ph
Theo bảng P1.2, Phụ lục tài liệu [1] với Pa = Pa và nạc > nạ, ta chọn động cơ 4A100L6Y3 với thông số như sau:
Ký hiệu suất quay 1%) | cos r T
Phân phối tỉ số truyền: wad II TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG THẲNG ĐỂ HỞ
- _ Tỷ số truyền của hệ dẫn động: u = nạ / nụ, = = 9,95
- Tính công suất trên các trục:
- Tính tốc độ quay các trục: nạc = 950 vg/ph n= = = 950 vg/ph ni = = = 286,1 vg/ph
- Tinh momen xoan trén cac truc:
- Tính tốc độ quay các trục: n, = 950 vg/ph ni = = = 286,4 vg/ph nn = = = 95,5 vg/ph
Thông số Động cơ I lI Công tác
II Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng thẳng để hở
Pi = 1,91 kW ny = 286,1 vg/ph
S6 vong quay truc bi dan
Quay 1 chiều, làm việc 1 ca, tải tĩnh
1 Chọn vật liệu bánh răng
Bánh nhỏ (bánh dẫn) : chọn thép C45 tôi cải thiện; độ rắn ; giới hạn bền MPa giới hạn chày
Bánh lớn (bánh bị dẫn): chọn thép C45 tôi cải thiện; độ rắn, theo quan hệ nên độ rắn bánh lớn ; giới hạn bền ; giới hạn chày
Số chu kỳ làm việc cơ sở
Số chu kỳ làm việc tương đương:
- Giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng được xác định :
- Ứng suất tiếp xúc cho phép
Tra bảng 6.13 ta có =1,1 Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán:
- Ứng suất uốn cho phép
2 Chọn số răng trên bánh dẫn
Ta chọn số răng bánh dẫn z¡ = 20 răng Số bán răng của bánh bị dẫn: Z2 = Uu.Z¡ = 3.20 = 60 răng
- Đối với bánh dẫn: Yri= 3,47 + =3,47 + = 4,13
- Đối vdi banh bi dan: Yr2 = 3,47 + = 3,47 + = 3,69 Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng ( độ bền uốn):
Ta tính toán thiết kế theo bánh dẫn có độ bền thấp hơn
3 Tính lại tỉ số truyền thực tế:
Sai số tỉ số truyền:
4 Xác định thông số bánh răng
Chọn hệ số chiều rộng vành răng và hệ số xét đến ảnh hưởng sự phân bố tải trọng không đồng đều theo chiều rộng vành răng
Theo tiêu chuẩn ta chọn m=3mm
- - Các thông số hình học chủ yếu bộ truyền bánh răng: e Đường kính vòng chia d:= 3` mm d2 = = 60.3 = 180 mm
- _ Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng
- = 0mm e Chiều rộng vành răng:
- _ Vận tốc vòng bánh răng v== =0,90 m/s
Ta có: theo bảng 6.3, bánh răng trụ thẳng và v =0,9 nên ta chọn cấp chính xác 9 với
5 Xác định lực tác dụng lên bộ truyền:
- Lực vòng F: - Lực hướng tam Fr6 Kiém nghiém bén
Kiểm nghiệm ứng suất uốn với hệ số , Độ bền uốn được thõa
Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc:
7 Bảng thông số bánh răng:
Thông số bánh răng bánh răng thăng
22 60 Đường kính vòng chia dị
(mm ) 60 mm) 180 Đường kính vòng đỉnh d;¡
(mm 186 Đường kính vòng đáy dạ
Chiều rộng vành răng bị
II, Tính toán, thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc
Số vòng quay trục dẫn
Số vòng quay trục bị dẫn
Quay 1 chiều, làm việc 1 ca, tải tĩnh
1 Chọn vật liệu chế tao bánh răng, phương pháp nhiệt luyện, co tính vật liệu
Bánh nhỏ (bánh dẫn) : chọn thép C45 tôi cải thiện; độ răn ; giới hạn bền
Bánh lớn (bánh bị dẫn): chọn thép C45 tôi cải thiện; độ răn , theo quan hệ nên độ răn bánh lớn ; giới hạn bền ; giới hạn chày
2 Xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất cho phép
Số chu kỳ làm việc tương đương:
- Giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng được xác định :
- Ứng suất tiếp xúc cho phép
Với bánh răng nghiêng, ứng suất tiếp cho phép
- Ứng suất uốn cho phép
3 Xác định thông số bộ truyền
Theo bảng 6.15 do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên , chọn theo tiêu chuẩn khi đó:
Theo bảng 6.4 và độ cứng HB < 350 nên ta nội suy được : và
- _ Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng
C(3,32+1) = 79,6 mm Theo tiêu chuẩn ta chọn
Theo tiêu chuẩn ta chọn m=1,5mm
Ta chọn z¡ = 24 răng Số bán răng của bánh bị dẫn:
Tính lại tỉ số truyền thực tế:
=arccos =arccos - Cac théng sé hinh hoc cht yéu bé truyén banh rang: ¢ Dudng kinh vong chia
= 36,92 mm dị = d; = = 123,08 mm e Đường kính vòng đỉnh e© Đường kính vòng đáy e Khoảng cách trục:
= mm e Chiều rộng vành răng:
Ta có: theo bảng 6.3, bánh răng trụ nghiêng va v =1,84 nén ta chon cấp chính xác 9
- _ Hệ số tải trọng động
Theo bang 6.7, HB< 350HB va v =1,22 m/s nén ta chon:
- Tinh toan kiém nghiệm giá tri ứng suất tiếp xúc:
Với bánh răng nghiêng, ứng suất tiếp cho phép
Do đó điều kiện ứng suất tiếp xúc được thỏa
- Đối với bánh dẫn: Yn = 3,47 + =3,47 + = 4,01
- Đối với bánh bị dẫn: Y;; = 3,47 + = 3,47 + = 3,63 Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng ( độ bền uốn):
Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh dẫn có độ bền thấp hơn
Do đó độ bền trục được thõa
5 Bảng thông số bánh răng:
Thông số bánh răng Phiêng, Khoảng cach truc (aw, 80 mm) Mô đun m (mm) 1,5
Góc nghiêng răng B ( °) 12,84 Đường kính vòng chia d; | 36,92
(mm) d2- Duong kinh vong dinh dai | 79,92
(mm) daz Đường kính vòng đáy dạ =| 33,17
(mm) Chiều rộng vành răng b¡ |32
(mm) Da Vận tốc vòng v (m/S) 1,84
IV Tính toán thiết kế trục — Thiết kế then
Chọn vật liệu, xác định đường kính trục sơ bộ
- Chọn vật liệu trục theo bảng 10.1-tài liệu [1]
- Xác định đường kính trục sơ bộ
Chọn thép C45 có các ứng suất theo bảng 7.1 tài liệu [1]: = 785 Mpa ;
= 540 Mpa ; = 324 Mpa; = 65 Mpa ; Chọn = 20 Mpa đối với trục vào và trục ra
Ta có đường kính sơ bộ trục được tính theo công thức : d >
Theo tiêu chuẩn ta chọn d: = 20 mm, dạ= 30 mm o_ Từ đường kính trục ở trên theo bảng 10.2 tài liệu [3] ta xác định chiều rộng ổ lăn:
Tra bảng 10.3 tài liệu [2] ta có các thông số như sau: se Khoảng cách từ mặt mút của chỉ tiết quay đến thành trong hộp:
= 10 mm se _ Khoảng cách từ mặt mút của ổ lăn quay đến thành trong của hộp:
= 8mm e _ Khoảng cách từ mặt mút của chỉ tiết quay đến nắp ổ: = 12mm e _ Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: = 18 mm ô_ Chiều dài mayơ khớp nối :
=> chọn = 25 mm se Chiều dài mayơ bánh răng trụ thứ nhất trên trục |:
=> Chon e Chiéu dai mayo banh rang tru ther hai trén truc II:
=> Chon e Chiéu dai mayo b6 truyén banh rang :
- Khoảng cách từ khớp nối đến gối đỡ:
- _ Khoảng cách từ gối bạ: tới bánh răng trụ thứ nhất trên trục:
- _ Khoảng cách giữa hai ổ lăn trên trục I:
- _ Khoảng cách giữa hai ổ lăn trên trục II:
- Khoảng cách từ gối bạ; tới bộ truyền bánh răng:
Xác định lực tác dụng lên các trục từ các chỉ tiết máy lắp trên ¡11m
- Thiết lập sơ đồ phân tích lực nó: /
- Xác định lực tác dụng lên các trục tại các chỉ tiết máy
Với T: là mô men xoắn được tính toán theo công thức : T:= K.T2.Trong đó Ta= 20205,79 Nmm là mô men xoăn danh nghĩa , K=1,5 là hệ số làm việc ứng với bộ phận công tác là xích tải
Tại D có khớp nối đàn hồi ta chọn Do sơ bộ Suy ra Do= 63mm
Khi đó lực hướng tâm do nối trực tác dụng lên trục:
Fa ngược chiều với lực vòng F:a trên bánh răng
Lực tác dụng lên bánh răng trong hộp giảm tốc:
Xác định lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng trụ:
- Lực vòng F: - Luc huéng tam F,
Xác định lực tác dụng lên gối đỡ cscsscscssesesee 14 4 Tính toán đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm
-Momen do luc doc truc gay ra:
-Trong mặt phẳng Oyz (thẳng đứng):
+Phương trình cân bằng lực theo trục Oy:
+Momen can bang quanh diém C:
-Irong mặt phẳng Oxz (nằm ngang):
+Phương trình cân bằng lực theo trục Ox:
+Momen cân bằng quanh điểm C: wn =x © 2] —— tw —- i z -E———
-Momen do luc doc truc gay ra:
-Trong mặt phẳng Oyz (thẳng đứng):
+Phương trình cân bằng lực theo trục Oy: +Momen cân bằng quanh điểm D:
-Trong mặt phẳng Oxz (nằm ngang):
+Phương trình cân bằng lực theo trục Ox:
+Momen cân bằng quanh điểm D:
4 Tính toán đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm:
- Xác định các tiết diện nguy hiểm se Theo biểu đồ moment thì tiết diện nguy hiểm nhất trên trục I là tại C e Theo biéu d6 moment thi tiét diện nguy hiểm nhất trên trục II là tại
- Tính toán đường kính tại các tiết diện nguy hiểm © Truc I:
- Ung suat cho phép: [] = 65 MPa
- Mémen tuong đương tai tiét dién j:
Với và là mômen uốn trong hai mặt phẳng vuông góc tới nhau tại tiết diện j
- Dudng kinh truc xac dinh theo công thức:
- Theo biéu dé mémen thi tiét diện nguy hiểm nhất tại C:
- = =0 Chon= = 20 mm cho trùng với đường kính ổ lăn tại tiết diện C
- Theo biéu dé mémen thi tiét diện nguy hiểm nhất tại B:
= =0= Chon= = 30 mm cho trùng với đường kính ổ lăn tại tiết diện C
Thông số của then được tra theo Bảng 9.1a tài liệu [1] Điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt có dạng:
- _ ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán, Mpa;
- _T mômen xoắn trên trục, Nmm;
- _ d đường kính trục tại tiết diện sử dụng then, mm;
- chiéu sau ranh then, mm
Truc nm)” kính dở Bxhx (mm) (MPa) (MPa)
- Nhan xét: Tat ca giá trị Ung suat trén then déu dat yéu cau
6 Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn
- Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn se Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:
Trục vừa thiết kế được kiểm nghiệm độ bền mỏi theo các công thức sau đây: ©
Trong đó:[S] hệ số an toàn cho phép, lấy giá trị là 3, như vậy ta [S] không cần kiểm nghiệm trục theo độ cứng
- hệ số an toàn chỉ xét riêng cho ứng suất uốn và ứng suất xoắn, xác định theo công thức sau:
Với giới hạn mỏi uốn của thép Cacbon (vật liệu chế tạo trục) là:
= 0,43 = 258 MPa Giới hạn xoắn uốn là:
= 0,23 = 138 MPa Trong đó: - giới hạn bền vật liệu
- biên độ và giá trị trung bình của ứng suất
Do trục quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng:
Trong đó: - là mômen uốn tổng - là mômen cản uốn được tính cho trục có 1 then: Ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động khi trục quay một chiều:
Trong đó: - là mômen xoắn tại tiết diện j
- là mômen cản xoắn được tính cho trục có 1 then:
Với: - chiều sâu rãnh then; b - chiều rộng then
= 0,05; = 0 - hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra bảng 10.7 tài liệu [1], đối với Thép carbon mềm
- hệ số kích thước tra theo Bảng 10.3 tài liệu [1]
= 1,7 - hệ số tăng bền bề mặt tra theo Bảng 10.4 tài liệu [1] đối với phương pháp tăng bền Phun bi
- hệ số xét đến ảnh hưởng của sự tập trung tải trọng đến độ bền mỏi, tra bảng Bảng 10.12 tài liệu [1], đối trục có rãnh then, then
) o_ Nhận xét: Tất cả các hệ số an toàn trong bảng đều lớn hơn [s] = 3 Vậy các trục thỏa mãn điều kiện bền mỏi se Kiểm nghiệm trục về độ bên tĩnh Để đề phòng trục bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc bị gãy khi bị quá tải đột ngột, ta cần phải kiểm nghiệm trục theo điều kiện:
= 1] o Trong dé, la Ung suat u6n va xoắn Giá trị được xác định theo các qua tai
“+ Truc |: công thức sau: =, [] = 0,8 = 0,8.340 = 272 MPa o_Với:, - mômen uốn và mômen xoắn tại các tiết diện nguy hiểm khi
Như vậy các trục thỏa mãn độ bền tĩnh
V Tính chọn ổ lăn trong và ngoài hộp giảm tốc và nối trục và các chi tiết máy phụ
Thông số cho trước: e Truc | o Số vòng quay ổ: = 950 vg/ph o_ Đường kính vòng trong: d = 20 mm o_ Thời gian làm việc của ổ: = 12000 giờ o Luc doctruc = 244,52N s Truc Il: o S6 vong quay 6: = 286,1 vg/ph
30 mm o_ Đường kính vòng trong: d o_ Thời gian làm việc của ổ: = 12000 giờ o Luc doctruc = 244,52N
1.Chọn loại ổ lăn theo tải trọng và kết cấu : e Trục l; Lực dọc trục = 244,52N
= = 0,23 < 0,3 Ta chọn ổ bi đỡ - chặn, chọn sơ bộ ổ cỡ trung, theo phụ lục [1] ô Truc Il: Luc doc truc = 674,71N
= =0,25 < 0,3 Ta chon 6 bi DG, chon so bé ổ cỡ nhẹ, theo phụ lục
2 Thiét lap so d6 bé tri 6 lan
F sB Fat Fo me R ee
3 Xác định phản lực F,tác dụng lên ổ
4 Chọn sơ bộ ổ lăn, chọn hệ số e
6 mm |mm mm mm mm
46306 | 30 72 19 19 2 25,6 | 18,17 | 12 o Thanh phan luc doc truc sinh ra do lực hướng tâm gây nên
Với theo bảng 11.4, tài liệu [1], ta chọn e = 0,34
=eR0,9298N eô Tổng lực dọc trục tại B:
Vi ,nén = = 683,1403 N e T6ng luc doc truc tai D:
Vi > nén = 57,85N sô Xột tỈ số: = =0,34 e
Theo Bảng 11.3 tài liệu [*] tra được: X = 1;Y = 0,
Theo Bảng 11.3 tài liệu [*] tra được: X = 0,45 ; Y = 1,62
V = 1 - hệ số tính đến vòng nào quay, do vòng trong quay
- hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ổ, chọn theo Bảng 11.3 tài liệu [1]
1 - hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ đến tuổi thọ ổ,tC 100
5 Tính các thông số ổ lăn
Tải trọng quy ước tác dụng lên ổ Q: ô Tải trọng động quy ước trờn ổ:
Vì nên ta tính toán ổ theo thông số tại D
Tính khả năng tải động tính toán C¿ và kiểm tra điều kiện Cụ < C:
Trong đó:m =3 - chỉ số mũ đối với ổ bi
Chọn ổ bi như ổ đã chọn sơ bộ
Xác định lại tuổi thọ và kiểm tra khả năng tải tĩnh: e Tudi tho 6 xac định theo công thức:
Tuổi thọ tính bằng giờ:
= = = 30373,86 ( giờ ) se Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh: Đối với ổ bi Đỡ - Chặn, tra từ Bảng 11.6 tài liệu [1] ta có:
Tải trọng tĩnh quy ước xác định theo công thức:
Vậy ổ thỏa khả năng tải tĩnh s®_ Số vòng quay tới hạn của ổ:
Theo bảng 11.7, tài liệu [1], với ổ bi Đỡ - Chặn bôi trơn bằng mỡ:[n]
- Đường kính tâm con lăn = = = 51 mm
- Suyra:[n] = = 2549,02 (vg/ph) > = 381,72 (vg/ph)
= = 0,25 < 0,3 Ta chọn ổ bi Đỡ, chọn sơ bộ ổ cỡ nhẹ, theo phụ lục P2.11 tài liệu [1]
Kíhiệu | d, D, B, T, r, ổ r7 mm |mm |mm |mm |mm
Sơ đồ phân bố lực:
23 se _ Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A:
= = = 2673,/30N e Tai trong hudng tam tac dung lén 6 C:
Với theo bảng 11.4, tài liệu [1], ta chọn e = 0,22
- Đối với ổ đỡ, lực dọc trục là tổng lực dọc trục ngoài do chỉ tiết quay bánh răng trụ răng nghiêng truyền đến ổ nên ta có: ô Tổng lực dọc trục tại A:
= = 674,71N e T6ng luc doc truc tai C:
Theo Bảng 11.3 tài liệu [*] tra được: X = 0,56; Y = 1,99 e = =0,/07 >e=0,22
Theo Bang 11.3 tài liệu [1] tra được: X = 0,56 ; Y = 1,99
V = 1 - hệ số tính đến vòng nào quay, do vòng trong quay
- hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ổ, áp dụng cho hệ thống tải trọng tĩnh, không va đập theo Bảng 11.3 tài liệu [1]
1 - hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ đến tuổi thọ ổ,tC 100 ô Tải trọng động quy ước trờn ổ:
Vì nên ta tính toán ổ theo thông số tại A eô_ Thời gian làm việc:
L= = 65,96 (triệu vòng ) ô Khả năng tải động tớnh toỏn:
Trong đó:m =3 - chỉ số mũ đối với ổ bi
Chọn ổ bi như ổ bi sơ bộ ô Tuổi thọ ổ xỏc định theo cụng thức:
== = 741,06 (triệu vòng quay) Tuổi thọ tính bằng giờ:
= = = 161782,653 (giờ) se Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh: Đối với ổ bi Đỡ, tra từ Bảng 11.6 tài liệu [1] ta có:
Tải trọng tĩnh quy ước xác định theo công thức:
Vậy ổ thỏa khả năng tải tĩnh se Số vòng quay tới hạn của ổ:
Theo bảng 11.7, tài liệu [*], với ổ bi Đỡ - Chặn bôi trơn bằng mỡ:[n] = 1,3
- Đường kính tâm con lăn = #= = 65m
- Suyra:[n] = = 2000 (vg/ph) > = 76,344 (vg/ph)
6 Tính chọn khớp nối trục -
-Sử dụng nối trục đàn hồi do nó có ưu điểm là cấu tạo đơn giản, dễ chế tạo, dé thay thế và khả năng làm việc tin cậy, do đó được dùng rộng rãi -Nối trục đàn hồi có cấu tạo như Hình 16-6 [2] (trang 67)
Hình 16-6 Nối trục vòng đàn hói
8‹ 8 08 : 0
Thiết kế vỏ hộp giảm tỐC - HH 1000006035 056850 28 8 Các chỉ tiết phỤ: - ng HH g0 0 gu 0400k 29 LN)) 8.8
- Chọn loại vỏ hộp giảm tốc, vật liệu
Vỏ hộp giảm tốc có nhiệm vụ đảm bảo vị trí tương đối giữa các chỉ tiết và các bộ phận của máy, tiếp nhận tải trọng do các chỉ tiết lắp trên vỏ truyền đến, đựng dầu bôi trơn và bảo vệ các chỉ tiết tránh bụi
Chỉ tiêu cơ bản của hộp giảm tốc là khối lượng nhỏ và độ cứng cao
Vật liệu chế tạo vỏ hộp là gang xám, GX15-32
Chọn bề mặt lắp ghép giữa nắp hộp và thân hộp đi qua đường tâm các trục để lắp các chỉ tiết thuận tiện và dễ dàng hơn Bề mặt ghép song song với mặt đế
- Mặt đáy hộp nghiêng một góc từ 2 về phía lỗ tháo dầu nhằm thuận tiện hơn trong việc tháo dầu: dầu bôi trơn được thay thế sạch sẽ, tăng chất lượng làm việc cho hộp giảm tốc
- Bề mặt lắp ghép giữa nắp và thân được cạo sạch hoặc mài để lắp sít, khi lắp có một lớp sơn mỏng hoặc sơ đặc biệt
- Xác định các thông số chính của vỏ hộp giảm tốc theo kết cấu:
Gân tăng cứng: Chiều dày e
Chiều cao h Độ dốc e = (0,81) = (7,2),chọn e= 8mm h 5 =5.9= 45mm, chọn h = 45 mm Đường kính:
Bulông ghép bích nắp và thân d3
Vít ghép nắp cửa thăm d5
= (0,6) = (8.4 9.6) chon = 9mm, lay theo bang 18-2 tài liệu 2
Mat bich ghép nap va than:
Chiều dày bích thân nộp S3
Chiều dày bích nắp hộp S4
Bề rộng bích nắp và thân K3
Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ K2
Chiều cao h = (1,3) = (23,4 27) chọn = 24 mm 3= 3.18 = 54mm q+2T+2.9= 72mm
Mặt đế hộp: Chiều dày khi không có phần lồi S1
Bề rộng mặt đế hộp K1 và q + +(3)"+18+(3)=(43), chọn = 43 mm 1,6 =1,6.14 ",4, chọn = 22 mm 1,3 =1,3.14 ,2, chọn mm h xác định theo kết cấu, phụ thuộc tâm lỗ bulong và kích thước mặt tựa
Khe hở giữa các chỉ tiết:
Giữa bánh răng với thành trong hộp
Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp
Giữa mặt bên các bánh răng với nhau
Sơ bộ chọn L = 550 mm và B = 300 mm ( L,B chiều dài và rộng của hộp.)
Mặt ghép giữa nắp và than nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục lỗ trụ (đường kính D) lắp ở trên nắp và than hộp được gia công đồng thời để đảm bảo vị trí trương đối của nắp và than trước và sau khí gia công cũng như lắp ghép, dùng 2 chốt định vị, khi xiết bulông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ (do sai lệch vị trí tương đối của nắp và than), do đó loại trừ được một trong những nguyên nhân làm ổ chóng bị hỏng
Ta dùng chốt định vị hình côn có các thông số chọn từ bản 18-4b tài liệu [1]: a
Bang 18-4b Hinh dang va kich thuéc chét dinh vi hinh con
Che chắn ổ lăn khỏi bụi từ bên ngoài
Làm bằng vật liệu GX15-32
Kết cấu các nắp ổ trong hộp giảm tốc, bảng 18.2 (tài liệu [1]):
- Nắp cửa thăm; Để kiểm tra, quan sát các chỉ tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào trong hộp, trên đỉnh hộp có làm cửa thăm, cửa thăm được đậy bằng nắp Kích thước cửa thăm được chọn theo kích thước của nặp hộp
Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên Để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp, người ta dùng nút thông hơi Nút thông hơi được lắp trên nắp cửa thăm
Kích thước nút thông hơi tra bảng 18-6 [1]:
- - Sau một thời gian làm việc dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn
(do bụi 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 Lúc làm việc, lỗ được bịt kín bằng nút tháo đầu
- _ Kết cấu và kích thước của nút tháo dầu tra trong bảng 18-7 tài liệu [1] (nút tháo dầu trụ) như sau:
A C|D |EIGIH KỊL |M|ỊN|O|IP|Q|IR.S
\ ⁄ Để kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu
Vòng phớt là loại lót kín động gián tiếp nhằm mục đích bảo vệ ổ khỏi bụi bặm, chất bẩn, hạt cứng và các tạp chất khác xâm nhập vào ổ Những chất này làm cho ổ chóng bị mài mòn và bị hoen gỉ Ngoài ra vòng phớt còn để phòng dầu chảy ra ngoài Tuối thọ ổ lăn phụ thuộc rất nhiều vào vòng phớt
Vòng phớt được dùng khá rộng rãi do có kết cấu đơn giản, thay thế dễ dàng Tuy nhiên có đặc điểm là chóng mòn và ma sát lớn khi bề mặt có độ nhám cao
- Vòng chắn dầu: Để ngăn cách mỡ trong bộ phận ổ với dầu trong hộp
Vong trong 6 lan chiu tai hoan toan, ta lap ghép theo hé théng truc lắp trung gian để vòng ổ không trượt trên bề mặt trục khi làm việc Do đó, ta phải chọn mối lắp k6, lắp trung gian có độ dôi, tạo điều kiện mòn đều ổ (trong quá trình làm việc nó sẽ quay và làm mòn đều)
Vòng ngoài của ổ lăn không quay nên chịu tải cục bộ, ta lắp theo hệ thống lỗ để ổ có thể di chuyển dọc trục khi nhiệt độ tăng trong quá trình làm việc, ta chọn kiểu lắp trung gian H7
+ Lắp ghép bánh răng trên trục
Bánh răng lắp trên trục chịu tải vừa, tải trọng tĩnh, làm việc êm, ta chọn kiểu lắp ghép H7/k6
4 Lắp ghép nắp ổ và thân hộp: Để dễ dàng cho việc tháo lắp và điều chỉnh, ta chọn kiểu lắp lỏng H7/e8
+ Lắp ghép vòng chắn dầu trên trục: Để dễ dàng tháo lắp, ta chọn kiểu lắp trung gian H7/Js6
+ Lắp chốt định vị: Để đảm bảo độ đồng tâm và không bị sút, ta chọn kiểu lắp chặt P7/h6
Theo chiều rộng, chọn kiểu lắp trên trục là P9/h9 và kiểu lắp trên bạc là Js9/h9
Theo chiều cao, sai lệch giới hạn kích thước then là h11
Theo chiều dài, sai lệch giới hạn kích thước then là h14
- Bảng dung sai lắp ghép
Chitiet | thuoc | „ ES() | EIQ | es() ei () , lớn š lớn -
Banh tru bi 55 H7/k6 +25 0 +18 +2 18 23 dan 6 bi d 6 vong ngoa
Trục II 45 H7/k6 +25 0 +18 +2 18 23 bxh Then (trục)
Then (bánh răng + nối trục)
16x1 trụ bị 0 Js9/h9 | +21.5 | -21.5 0 -43 21.5 | 21.5 dan Vong chan dau truc va chét dinh vi
Chot định vị- | d=6 | P7/h6 -8 -20 0 -8 20 0 vo hop
Vong chan x 32 H7/js6 +25 0 +8 -8 8 33 dau - truc |
Vong chan x 50 H7/js6 +25 0 +8 -8 8 33 dau - truc II
Vong phớt — 48 H7/js6 +25 0 +8 -8 8 33 truc Il
Trong nền kinh tế thị trường hiện nay, một sản phẩm muốn thành công phải đáp ứng được các yêu cầu về chất lượng, giá thành, mẫu mã và đặc biệt là yếu tố thời gian Một sản phẩm tung ra đúng thời điểm, đáp ứng đúng nhu cầu khách hàng chắc chắn sẽ gặt hái thành công và ngược lại Muốn thõa mãn được các yêu cầu trên, người kỹ sư thiết kế phải thực sự có được một nền tảng kiến thức vững chắc, cũng như một phương pháp làm việc đúng đắn
Qua thời gian thực hiện bài tập lớn Chỉ tiết máy, em đã nắm vững hơn về cách phân tích một công việc thiết kế cũng như cách đặt vấn đề cho bài toán thiết kế Từ đó, em có thể biết cách xử lý một vấn đề sát thực hơn, biết cách kết hợp các kiến thức cơ bản đã học vận dụng vào việc thiết kế và tối ưu hóa thiết kế Mặc dù đã rất cố gắng nhưng với kinh nghiệm còn hạn chế nên việc thiết kế trong phạm vi bài tập lớn sẽ không tránh khỏi những thiếu sót Cuối cùng ,một lần nữa em xin chân thành cảm ơn Thầy GS.TS Nguyễn Thanh Nam đã tận tình hướng dẫn em thực hiện bài tập lớn này