bánh răng trụ răng thẳng xích 1 inbox để nhận bản vẽ

Đồ án chi tiết máy ============================================== GVHD :NGUYỄN VĂN TUÂN MỞ ĐẦU ! Tính toán thiết kế hệ dẫn động khí nôi dung thiếu với chương trình đào tạo kĩ sư khí nhằm cung cấp cho sinh viên kiến thức sở kết cấu máy trình thiết kế máy.Trong trình học môn Chi tiết máy em dã làm quen với kiến thức kết cấu máy , tính chi tiết máy thường gặp.Đồ án môn học Chi tiết máy kết đánh giá thực chất trình học tập môn Chi tiết máy,Chế tạo phôi,dung sai… Hộp giảm tốc thiết bị thiếu máy khí,nó có nhiêm vụ biến đổi vận tốc vào hay nhiều vận tốc tùy thuộc vào công dụng máy.Khi nhận đồ án thiết kế Chi tiết máy thầy giao cho, em tìm hiểu cố gắng hoàn thành đồ án môn học Trong trình làm em tìm hiểu đề sau: _ Cách chọn động điện cho hộp giảm tốc _ Cách phân phối tỉ số truyền cho cấp hộp giảm tốc _ Các tiêu tính toán thông số hộp giảm tốc _ Các tiêu tính toán,chế tạo bánh trục _ Cách xác định thông số then _ Kết cấu, công dụng cách xác định thông số vỏ hộp chi tiết có liên quan _ Cách lắp ráp chi tiết lại với thành kết cấu máy hoàn chỉnh _ Cách tính toán xác định chế độ bôi trơn cho chi tiết tham gia truyền động Hà Nội ,ngày tháng năm 2012 Sinh viên CAO VĂN CƯỜNG SV : CAO VĂN CƯỜNG Đồ án chi tiết máy ============================================== GVHD :NGUYỄN VĂN TUÂN PHẦN TÍNH ĐỘNG HỌC I.Chọn động cơ: 1.1 Xác định công suất đặt trục động : Pyc = Ptd = Trong : Pct = Pct (KW) η F v (KW) 1000 Với : F lực kéo băng tải (N), v vận tốc dài băng tải (m/s) ⇒ Pct = 11000 × 0,58 = 6,38 (KW) 1000 k m 1 η : hiệu suất truyền động : η = ∏η i = η kn η ol η br η x i =1 Tra bảng 2.3[I] - trang 19 ta có : η x = 0,92 Hiệu suất truyền xích để hở η kn = 0,99 Hiệu suất khớp nối η ol = 0,99 Hiệu suất cặp ổ lăn che kín η br = 0,97 Hiệu suất truyền bánh trụ che kín ⇒ η = 0,99 0,993 0,92 0,97 = 0,8572 ⇒ Pyc = 6,38 = 7,44 (KW) 0,8572 1.2 Xác định tốc độ đồng động điện : nsb = nct.Usb Trong nct : tốc độ phận công tác 60000.v 60000.0,58 nlv = = = 62,14 v/p z p 8.70 Usb = Usbh Usbng :Tỷ số truyền sơ hệ thống Với Usbng = Ux < ⇒ chọn Ux = Tra bảng 2.4[I] - trang 21,ta chọn tỉ số truyền hộp giảm tốc cấp bánh trụ: Usbh = ⇒ Usb = = 12 ⇒ nsb = nct.Usb = 62,14 12= 745,68 (vòng/phút) Chọn tốc độ đồng động điện : nđb = 746(vòng/phút) SV : CAO VĂN CƯỜNG Đồ án chi tiết máy ============================================== GVHD :NGUYỄN VĂN TUÂN 1.3 Chọn động Ta chọn động thoả mãn : Pđc ≥ Pyc (KW) , nđc ≈ nđb (vòng/phút) Tra bảng P1.1[I] - trang 234,ta chọn loại động điện có kí hiệu : 4A132M6Y3 , với thông số : +Công suât động cơ: Pđc = 7,5 KW +Vận tốc quay: n = 968 (vòng/phút) +η% = 85,5 +Cos ϕ = 0,81 T max = 2,2 + Tdn ; TK + T =2 dn II Phân phối tỷ số truyền 2.1 Xác định tỉ số truyền chung cho hệ thống : Uc = ndc 968 = = 15,58 nct 62,14 2.2 Phân phối tỉ số truyền hộp giảm tốc : Chọn tỷ số truyền : Ubr = ⇒ U = U c = 15,58 = 3,895 x U br Vậy ta có: Uc = 15,58 Ux = 3,895 Ubr = 3,0 III Xác định thông số trục : 3.1 Số vòng quay Số vòng quay trục động là: ndc = 968 (vòng/phút) Số vòng quay trục I : n1=ndc=968 (vòng/phút) Số vòng quay trục II: Số vòng quay trục công tác: n1 968 =242 (vòng/phút) br n2 322,7 * ct n = u x = 3,895 = 82,95 (vòng/phút) n2 = u = 3.2 Công suất trục SV : CAO VĂN CƯỜNG Đồ án chi tiết máy ============================================== GVHD :NGUYỄN VĂN TUÂN Công suất trục công tác: Pct =6,38 (KW) Công suất trục II: P2= η η = 0,92.0,99 = 7,005 (KW) ol x Công suất trục I: P1= η η = 0,99.0,97 =7,29 (KW) ol br Công suất thực trục động cơ: Pdc* = Pct 6,38 P2 7,005 P1 η ol η kn = 7,29 = 7,44 0,99.0,99 (KW) 3.3 Tính momen xoắn trục Pi Ti=9,55.106 ni ta có: Áp dụng công thức : Mô men xoắn trục động : P 7,5 dc Tđc = 9,55 106 n = 9,55.10 968 = 73992,8 (N.mm) dc Mô men xoắn trục I: P 7,29 6 T1= 9,55.10 n = 9,55.10 968 = 71920,97 (N.mm) Mô men xoắn trục II: P 7,005 6 T2 = 9,55.10 n = 9,55.10 242 = 276436,98 (N.mm) Mô men xoắn trục công tác: Tct = 9,55 106 Pct 7,44 = 9,55.10 = 856564 (N.mm) n ct 82,95 3.4 Bảng thông số động học Từ kết tính toán ta có bảng sau: Trục Động I II Công tác Thông số 3,895 n (vg/ph) 968 968 242 P (KW) 7,44 7,29 7,005 SV : CAO VĂN CƯỜNG 82,95 6,38 Đồ án chi tiết máy ============================================== GVHD :NGUYỄN VĂN TUÂN T (N.mm) 73992,8 71920,97 276436,98 856564 PHẦN TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY I TÍNH BỘ TRUYỀN XÍCH Các thông số ban đầu: P2= 7,005 KW; n2= 242 vòng/phút ; T2= 276436,98 N.mm ; ux= 3,895 ; β =0 1.1Chọn loại xích Vì tải trọng không lớn vận tốc nhỏ, nên ta chọn xích ống lăn.Xích ống lăn có ưu điểm là: độ bền mòn xích ống lăn cao xích ống, chế tạo không phức tạp; đó, dùng rộng rãi kĩ thuật 1.2.Chọn số đĩa xích Với ux= 3,895 Ta chọn số đĩa xích nhỏ là: Z1 = 29-2 ux=29-2.3,895 =21,21 > Zmin =19 Chọn Z1 = 23 (răng) Số đĩa xích lớn: Z2 = ux.Z1 =3,895.23 = 89,585 ≤ Zmax =120 Chọn Z2 = 90 (răng) 1.3.Xác định bước xích p Để đảm bảo tiêu độ bền mòn truyền xích ta có: Pt= P.k.kn .kz ≤ [P] Với + P : Là công suất cần truyền qua truyền xích.P= P2=7,005 KW +kn:Là hệ số vòng quay Chọn số vòng quay đĩa sở đĩa nhỏ là: SV : CAO VĂN CƯỜNG Đồ án chi tiết máy ============================================== GVHD :NGUYỄN VĂN TUÂN n01=400 (vòng/phút) → kn=n01/n2=400/242 = 1,653 Z 01 25 + kz:Là hệ số : kz = Z = 23 = 1,087 +k = kđ.k0.ka.kđc.kbt.kc ; đó: kđ: hệ số tải trọng động Đề cho tải trọng va đập êm, nên ta chọn kđ = k0 : hệ số ảnh hưởng kích thước truyền.Do đường nối tâm đĩa xích trùng với phương ngang Nên k0 = ka: hệ số kể đến khoảng cách trục chiều dài xích ;chọn a = 38.p; suy ka = kđc: hệ số kể đến việc điều chỉnh lực căng xích Do điều chỉnh đĩa xích Nên kđc = kbt: hệ số kể đến ảnh hưởng bôi trơn Vì môi trường làm việc có bụi, bôi trơn đạt yêu cầu nên chọn kbt =1,3 kc : hệ số kể đén chế độ làm việc truyền ; kc = 1,25 (làm việc ca) ⇒ k = 1 1 1,3 1,25 = 1,625 Như ta có : Pt = 7,005.1,625.1.1,653= 18,8 kW Tra bảng 5.5 tttk hdđck, với n01 =400 vòng/phút.chọn truyền xích dãy có: bước xích : p = 25,4 mm ; đường kính chốt : dc = 7,95 mm ; chiều dài ống : B = 22,61 mm ; công suất cho phép : [P]=19,0 kW Thỏa mãn điều kiện mòn: Pt ≤ [P]= 19,0 kW Đồng thời nhỏ bước xích cho phép : p < pmax 1.4.Xác định khoảng cách trục số mắt xích Khoảng cách trục sơ bộ: a=40p=40.25,4=1016 mm Theo công thức 5.12 số mắt xích: Lấy số mắt xích chẵn : Xc =146 Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13: * a=  0,25 p  X c − 0,5( Z + Z ) +   [ X c − 0,5( Z1 + Z ) ]  Z − Z1  − 2.   π      2  23 + 90    90 − 23   a = 0,25.25,4.146 − 0,5.( 23 + 90 ) + 146 − − 2.   = 750,843 (mm)    π    * SV : CAO VĂN CƯỜNG Đồ án chi tiết máy ============================================== GVHD :NGUYỄN VĂN TUÂN Để xích không chịu lực căng lớn ta phải giảm khoảng cách trục lượng ∆a = 0,003 a* = 0,003 750,843=2,253 mm Vậy lấy khoảng cách trục : a = a* - ∆a= 750,843 – 2,253 = 748,59 (mm) Số lần va đập lề xích giây, tính theo công thức (5.14): i= Z n 23.242 = = 2,54 < imax=35 (bảng 5.9) 15 X 15.146 1.5.Tính kiểm nghiệm độ bền xích Kiểm nghiệm tải theo hệ số an toàn (chịu tải trọng lớn mở máy chịu va đập vận hành) Q Theo công thức (5.15) : S = k F + F + F ≥ [S] d t v Trong Theo bảng ( 5.2 ) tttk hdđ ck T1, ta có: Q = 56700 N ; q1 = 2,6 kg ; Hệ số tải trọng động: kđ = 1,2 Ft –lực vòng ; v= Z Pn = 23.25,4.242/60000=2,356 m/s 60000 Ft =1000P/v = 1000.7,005/2,356 = 2087,3 N Fv :lực căng lực li tâm gây ra: Fv = q.v2= 2,6 2,3562 = 14,4 N F0 :lực căng trọng lượng nhánh xích bị động gây : F0 = 9,81.kf q.a = 9,81.6.2,6 0,74859 = 114,56 N (hệ số võng : kf = truyền nằm ngang) 56700 s= = 21,53 , 2087 , + 114 , 56 + 14 , Do ⇒ S >[S] = 9,3 (theo bảng 5.10) Vậy truyền xích làm việc đủ bền 1.6 Xác định thông số đĩa xích Theo công thức ( 5.17 ) bảng (3.4), Đường kính vòng chia: 25,4 d1 = = 183,6 180 mm sin( ) 23 d = 727,8 mm Đường kính vòng đỉnh đĩa xích: da1 = p.[0,5 + cotg(180/Z1)] =25,4.[ 0,5 + cotg(180/23)] = 197,5 mm da2 = p.[0,5 + cotg(180/Z2)] = 25,4.[ 0,5 + cotg(180/90)] = 740,1 mm SV : CAO VĂN CƯỜNG Đồ án chi tiết máy ============================================== GVHD :NGUYỄN VĂN TUÂN Bán kính đáy: r = 0,5025dl + 0,05 =0,5025.15,88+0,05 = 8,03 mm Với dl = 15,88 mm ( tra bảng 5.2/78) Đường kính vòng chân đĩa xích: df1 = d1- 2r = 183,6 – 2.8,03 = 167,54 (mm) df2 = d2- 2r = 727,8- 2.8,03 = 711,74 (mm) -Kiểm nghiệm đĩa xích độ bền tiếp xúc: Theo công thức (5.18) : σ H1 = 0,47 K r ( Ft K d + Fvd ).E ≤ [σH1 ] A.k d Trong đó: [σH1 ]- Ứng suất tiếp xúc cho phép Chọn vật liệu thép 45 , cải thiện đạt độ rắn HB=210 ta có [σH1]=600 Mpa Lực va đập : Fvd = 13.10-7.n2.p3.m = 13.10-7.242.25,43.1 = 5,16 N Hệ số tải trọng động : Kđ=1,0 (bảng 5.6) kđ=1(sử dụng dãy xích) Hệ số ảnh hưởng số đến đĩa xích : Kr = 0,48 (vì Z1 =23 ) Diện tích lề : A = 180 mm2 (tra bảng (5.12)với p=25,4 mm, xích ống lăn dãy) Mô dun đàn hồi: E = 2,1.105 Mpa ⇒σ H1 2,1.10 =508,77 MPa = 0,47 0,48.(2087,3.1,0 + 5,16) 180.1 ⇒ σH1 [ S ] =1,5÷2,5 ⇒ Trục I thỏa mãn điều kiện mỏi 6.2 Kiểm tra trục II: Thay số liệu vào 10.20a 10.21a ta có: Sσ Sτ S 261,6 = 3,85 2= 2,54.26,7 151,7 = 2,23.11,99 = 5,67 = 3,85.5,67 3,852 + 5,67 = 3,18 SV : CAO VĂN CƯỜNG 30 Đồ án chi tiết máy ============================================== GVHD :NGUYỄN VĂN TUÂN S =3,18 > [ S ] =1,5÷2,5 ⇒ Trục II thỏa mãn điều kiện mỏi Tính kiểm nghiệm độ bền tĩnh: Đề phòng khả bị biến dạng dẻo lớn phá hỏng tải đột ngột (chẳng hạn mở máy) cần tiến hành kiểm nghiệm trục độ bền tĩnh 7.1 Kiểm nghiệm trục I: (tại bánh 3) σ tđ = σ + 3τ ≤ [σ] Trong đó: [σ] ứng suất cho phép, [σ]= 0,8.σch = 0,8 340 = 272 (MPa) σ= M τ= T max 3 max 3 71920,97 = 0,2.403 = 13,3 (MPa) 0,2.d ⇒ σ tđ = σ 41452,8 = 0,1.403 = 15,35 (MPa) 0,1.d 15,352 + 3.13,32 =27,7 (MPa) = 27,7 < [σ] = 272 (MPa) ⇒ Trục I thỏa mãn điều kiện bền tĩnh 7.2 Kiểm nghiệm trục II: (tại bánh 2) σ tđ = σ + 3τ ≤ [σ] Trong đó: [σ] ứng suất cho phép, [σ]= 0,8.σch = 0,8 340 = 272 (MPa) tđ σ= M τ= T max 0,1.d max 276436,98 = 0,2.533 = 9,28 (MPa) 0,2.d ⇒ σ tđ = σ 518256 = 0,1.533 = 34,8 (MPa) 34,8 + 3.9,28 = 38,33 (MPa) = 38,33 < [σ] = 272 (MPa) ⇒ Trục II thỏa mãn điều kiện bền tĩnh Kiểm nghiệm độ bền dập của then 8.1 K iểm nghiệm trục I: -Kiểm nghiệm điều kiện bền then tiết diện lắp bánh b×h = 18×11 ; t1 = -Tra bảng 9.5 chọn [σd]=100 (MPa) Chiều dài then: tđ SV : CAO VĂN CƯỜNG 31 Đồ án chi tiết máy ============================================== GVHD :NGUYỄN VĂN TUÂN lt = 1,35.d3 = 1,35.38 = 51,3 mm 2T 2.71920,97 σd = d l (h − t ) = 38.51,3.(11 − 7) = 18,45 MPa t => σd < [σd] Vậy then thỏa mãn điều kiện bền dập Tương tự trục II thỏa mãn với chiều dài then : lt = 87,75 mm Chọn ổ lăn a Chọn ổ lăn cho trục Với các thông số đầu vào là n = 224 v/p , thời gian phục vụ 10000 h , tải trọng tĩnh ⇒ Ft10 = Fx210 + Fy210 = 43182 + 3023,52 = 5271,3( N ) ⇒ Ft11 = Fx211 + Fy211 = 1117,12 + 782,2 = 1363,7( N ) Đường kính ngõng trục là 35 mm * Chọn loại ổ lăn Với tải trọng nhỏ và chỉ có lực hướng tâm ta dùng ổ bi đỡ dãy cho các gối đỡ và * Chọn sơ đồ kích thước ổ Với kết cấu trục đã vẽ và đường kính ngõng trục là 35mm tra bảng P2.7 trang 254/Q1 Chọn ổ bi đỡ dãy cỡ trung 307 với các thông số sau : đường kính d = 35mm, đường kính ngoài D= 80 mm, chiều rộng của ổ B = 21mm, r=2,5, đường kính bi = 14,29 mm , khả tải động C = 26,2kN , khả tải tĩnh C0 = 17,90 kN * Tính kiểm nghiệm khả tải của ổ - Tính tải trọng quy ước Q , với lực dọc trục Fa = (N) Q= X V Fr kt kd = 1.1.2769,8.1 = 2,7698( kN ) Trong đó: - X: hệ số tải trọng hướng tâm; X=1 , - V: hệ số kể đến vòng quay (vòng quay ) nên V=1 - kt: hệ số kể đến ảnh hưởng nhiệt độ, nhiệt độ làm việc ổ ta chọn kt = (nhiệt độ ≤100 0C ), -kđ: hệ số kể đến đặc tính tải trọng,kđ=1 (tải trọng tĩnh) SV : CAO VĂN CƯỜNG 32 Đồ án chi tiết máy ============================================== GVHD :NGUYỄN VĂN TUÂN - tính khả tải động của ổ Cd = Q m L = 2,76983 134,4 = 14,19 < C = 37,8( kN ) Trong : m: bậc đường cong mỏi; m=3; L: tuổi thọ ổ bi đỡ Với; Lh=10000 Tuổi thọ ổ lăn: L= Lh.n1.60.10-6= 10000.224.60.10-6= 134,4 triệu vòng - kiểm nghiệm khả tải tĩnh của ổ với lực dọc trục Fa = (N) Q0 = Fr = 2769,8( N ) = 2,7698( kN ) < C0 = 26,7( kN ) b Chọn ổ lăn cho trục Với các thông số đầu vào là n = 81,33 v/p , thời gian phục vụ 10000h , tải trọng tĩnh ⇒ Ft 20 = Fx220 + Fy220 = 3810,74 + 1384,9 = 4054,6( N ) ⇒ Ft 21 = Fx221 + Fy221 = 4945,252 + 1384,9 = 5135,5( N ) Đường kính ngõng trục là 50 mm * Chọn loại ổ lăn Với tải trọng nhỏ và chỉ có lực hướng tâm ta dùng ổ bi đỡ dãy cho các gối đỡ và * Chọn sơ đồ kích thước ổ Với kết cấu trục đã vẽ và đường kính ngõng trục là 50 mm tra bảng P2.7 trang 254/Q1, chọn ổ bi đỡ dãy cỡ trung 210 với các thông số sau : Đường kính d = 50 mm , đường kính ngoài D = 90 mm , chiều rộng của ổ B= 20mm , r= 2,0 , đường kính bi = 12,7 mm , khả tải động C= 27,5 kN , khả tải tĩnh C0 =20,2 kN * Tính kiểm nghiệm khả tải của ổ Chọn lại chiều của Fx cho phản lực sinh ổ là lớn nhất Nhận thấy chọn chiều Fx tính trục thỏa mãn yêu cầu Vậy ta tiến hành kiểm nghiệm cho ổ chịu tải trọng lớn Fr=Ft20=3708,8 (N) - Tính tải trọng qui ước Q, với lực dọc trục Fa=0 (N) Q= X V Fr kt k d = 1.1.2769,8.1 = 2,7698( kN ) Trong đó với ổ đỡ chỉ chịu lực hướng tâm X= , V=1 (vòng quay ), k t =1 nhiệt độ < 100 C ) , kd =1 ( tải trọng tĩnh ) - tính khả tải động của ổ SV : CAO VĂN CƯỜNG 33 Đồ án chi tiết máy ============================================== GVHD :NGUYỄN VĂN TUÂN Cd = Q m L = 2,76983 48,798 = 10,12(kN ) < C = 56( kN ) Trong : M: bậc đường cong mỏi; m=3; L: tuổi thọ ổ bi đỡ Với; Lh=10000 Tuổi thọ ổ lăn: L= Lh.n2.60.10-6= 10000.81,33.60.10-6= 48,798 triệu vòng - kiểm nghiệm khả tải tĩnh của ổ với lực dọc trục Fa =0 (N) Q0 = Fr = 2769,8( N ) = 2,7698( kN ) < C0 = 42,6( kN ) Thỏa mãn điều kiện Phần Tính toán kết cấu hộp giảm tốc Các phần tử cấu tạo hộp giảm tốc: Vỏ hộp giảm tốc có nhiều loại khác nhau, song chúng phải đảm bảo nhiệm vụ chung sau: bảo đảm vị trí tương đối chi tiết phận máy, tiếp nhận tải trọng chi tiết lắp vỏ truyền đến, đựng dầu bôi trơn, bảo vệ chi tiết máy tránh bụi bặm Chỉ tiêu mà hộp giảm tốc cần thoả mãn độ cứng vững cao đồng thời có khối lượng nhỏ Để đảm bảo yêu cầu trên, hộp giảm tốc chế tạo phương pháp đúc Vật liệu thường sử dụng để đúc hộp giảm tốc gang xám, ta chọn loại gang xám có kí hiệu GX15-32 Hộp giảm tốc cấu thành hai phận thân nắp hộp Để xác định kích thước phận này, người ta thường kích thước truyền để tính toán theo bảng 18.1 [1], kết tính toán kích thước hộp giảm tốc trình bày theo bảng đây: Bảng Kích thước vỏ hộp giảm tốc Tên gọi Công thức Chiều dày thân hộp Chiều dày nắp hộp Chiều dày gân tăng cứng Chiều cao gân tăng cứng Độ dốc Đ/k bu lông δ = 0,03.a + > δ = 0,9.δ e = ( 0,8 ÷ 1).δ SV : CAO VĂN CƯỜNG Kích thước δ = 7,5 δ1 = 8,3 e= h < 58 50 Khoảng độ d1 > 0,04.a + 10 > 12 d1= 20 34 Đồ án chi tiết máy ============================================== GVHD :NGUYỄN VĂN TUÂN Đ/k bu lông cạnh ổ Đ/k bu lông ghép bích nắp thân Đ/k vít ghép nắp ổ Đ/k vít nắp cửa thăm Chiều dày mặt bích thân hộp Chiều dày mặt bích nắp hộp Bề rộng bích nắp thân Đường kính mặt bích ổ Đường kính tâm lỗ vít Bề rộng mặt ghép bu lông cạnh ổ Chiều dày mặt đế Khe hở chi tiết: Giữa bánh với thành hộp Giữa đỉnh bánh lớn với đáy hộp Giữa mặt bên bánh với d = ( 0,7 ÷ 0,8).d1 d = ( 0,8 ÷ 0,9 ).d ∆ ≥ (1 ÷ 1,2)δ ∆1 ≥ ( ÷ 5)δ ∆ ≥δ 10 40 11 Bề rộng mặt đế Số lượng bu lông K1 = 3.d1 K1= 60 Z=4 d = ( 0,6 ÷ 0,7 ).d d = ( 0,5 ÷ 0,6 ) d S = (1,4 ÷ 1,8).d S = ( 0,9 ÷ 1).S K = K − ( ÷ 5) S1 = (1,4 ÷ 1,7 ).d1 d2= 14 d3= 12 d4= d5=8 S3=18 S4= 12 K3= 40 D3= 80 D2= 65 K2= 45 S1= 30 2.Một số kích thước khác liên quan đến cấu tạo hộp giảm tốc: Bulong vòng móc: để nâng vận chuyển hộp giảm tốc (như gia công ,lắp ghép …)trên lắp thân thường lắp thêm bulong vòng móc Kích thước bulong chọn theo trọng lượng hộp giảm tốc Tra bảng 18-3btrang 89/Q2 Ta có trọng lượng hộp :240kg Chọn phương án làm móc SV : CAO VĂN CƯỜNG 35 Đồ án chi tiết máy ============================================== GVHD :NGUYỄN VĂN TUÂN Chốt định vị : Để đảm bảo vị trí tương đối nắp thân trước sau gia công lắp ghép dùng chốt định vị Nhờ có chốt định vị , xiết bulong không làm biến dạng vòng ổ (do sai lẹch vị trí tương đối giữu nắp thân)do loại trừ số nguyên nhân làm ổ chóng bị hỏng Nắp cửa thăm: Để kiểm tra quan sát tiết máy hộp lắp ghép để đổ dầu vào hộp SV : CAO VĂN CƯỜNG 36 Đồ án chi tiết máy ============================================== GVHD :NGUYỄN VĂN TUÂN Nút thông hơi: Khi làm việc, nhiệt độ bên hộp giảm tốc tăng lên Để giảm áp suất điều hoà không khí bên bên hộp, ta lắp thêm lỗ thông nắp quan sát Nút tháo dầu: Sau thời gian làm việc dầu bôi trơn hộp bị bẩn, bụi bặm hạt mài, bị biến chất không đủ khả bôi trơn cần phải tiến hành thay dầu Để tháo dầu cũ ra, đáy hộp ta bố trí lỗ tháo dầu, lúc làm việc lỗ tháo dầu bịt kín nút tháo dầu Kích thước nút tháo dầu lựa chọn sở bảng 18.8 [1] Nắp ổ: gồm hai loại nắp ổ kín nắp ổ thủng sử dụng với mục đích che kín ổ, đồng thời thông qua cách lắp ghép nắp ổ ổ điều chỉnh ăn khớp truyền nhờ điều chỉnh độ dày mỏng đệm Kích thước nắp ổ xác định thông qua kích thước mặt bích nắp ổ vỏ hộp giảm tốc đường kính ổ SV : CAO VĂN CƯỜNG 37 Đồ án chi tiết máy ============================================== GVHD :NGUYỄN VĂN TUÂN 3.Bôi trơn hộp giảm tốc Để giảm mát công suất ma sát ,giảm mài mòn ,đảm bảo thoát nhiệt tốt đề phòng chi tiết máy bị han gỉ cần phảI bôi trơn liên tục truyền hộp giảm tốc 1.Phương pháp bôi trơn hộp giảm tốc - Với vận tốc vòng 2.8324(m/s) chọn phương pháp bôi trơn ngâm dầu - Bánh ngâm dầu ,với chiều sâu ngâm dầu =(0,75 ~2)h=22mm với h=16,962 (chiều cao răng) - với công suất truyền =5,5 kw lượng dầu cần thiết khoảng lít :P 2.Dầu bôi trơn hộp giảm tốc Với vật liệu làm bánh thép 45 có độ bền =600MPa dựa vào bảng 1811,18-3 trang 100,101 /Q2 chọn loại dầu bôi trơn cho hộp giảm tốc AK-20 SV : CAO VĂN CƯỜNG 38 [...]... 60 .1. 242 .17 000 = 24,7 10 7 Do: NHE1 = 98,7 10 7 > NHO1 = 17 ,1 106 Suy ra KHL1 = 1 NHE2 = 24,7 10 7 > NHO2 = 13 ,9 10 6 Suy ra KHL2 = 1 NFE1 = 98,7 10 7 > NFO1 = 9,99 10 6 Suy ra KFL1 = 1 NFE2 = 24,7 10 7 > NFO2 = 8,83 10 6 Suy ra KFL2 = 1 Do đó, ta có: [σ H 1 ] =570 /1, 1 .1. 1= 518 ,18 MPa [σ H 2 ] =530 /1, 1 .1. 1=4 81, 81 MPa [σ F 1 ] =450 /1, 75 .1. 1=257 ,14 MPa [σ F 2 ] = 414 /1, 75 .1. 1=236,5 MPa Do đây là bộ truyền bánh trụ. .. trên trục I: ổ lăn bên trái là số 0; ổ lăn bên phải là số 1; xích là số 2; bánh răng là số 3 - Số thứ tự các chi tiết trên trục II: ổ lăn bên trái là số 0; ổ lăn bên phải là số 1; bánh răng là số 2; khớp nối là số 3 - Chiều dài mayơ đĩa xích và bánh răng trụ trục I: lm= (1, 2 1, 5)dsb=>lm13= (1, 2 1, 5)d1= (1, 2 1, 5)28=(33,6…42 ) mm Chọn lm13= 35 mm lmx= (1, 2 1, 5)d2= (1, 2 1, 5).38= (45,6…57) mm Chọn lmx= 51 mm... hn=20mm 4.3 .1 Với trục I l12 = 0,5.(lm12 + b 01) + k3 + hn = 0,5.(35 +19 ) +15 +20=63,5=>l12 =64mm SV : CAO VĂN CƯỜNG 20 Đồ án chi tiết máy ============================================== GVHD :NGUYỄN VĂN TUÂN l13= 0,5.(lm13+b 01) +k1 + k2=0,5.(35 +19 ) +10 +10 = 47 mm l 11 = 2.l13 = 2.47= 94 mm 4.3.2 Với trục II l 21 = l 11 =94 mm ; l23 = l13 = 47 mm ; l22= 0,5.(lmx+b02)+k3 + hn=0,5.( 51+ 23) +15 +20= 72 mm Hình 10 .6... trục theo(6. 21) aw = m( Z1 + Z 2 ) 2,5(28 + 84) = = 14 0 2 2 (mm) 2.5 Xác định các hệ số và một số thông số động học Tỷ số truyền thực tế: ut= 3 Đưòng kính vòng lăn cặp bánh răng: dw1=2aw(ut +1) = 2 .14 0/(3 +1) =70( mm) dw2=2aw - dw1= 2 .14 0-70 = 210 (mm) Vận tốc vòng của bánh răng: v=πdw1n1/60000 = 3 ,14 .70.968/60000= 3,546 (m/s) Với bánh răng trụ răng thẳng và v = 3,546 (m/s) tra bảng 6 .13 /10 6 [1] ta đựoc... :NGUYỄN VĂN TUÂN σ F1 = σF = 2.T1 .K F Yε Yβ YF 1 bw d w1 m σ F YF 1 2 YF1 2 ≤ [σ F 1 ] ≤ [σ F2 ] trong đó Yε = 1 1 = = 0.554 (hệ số kể đén sự trùng khớp, với ε α là hệ số trùng khớp ε α 1, 804 ngang) Yβ = 1 − β0 00 = 1 = 1 (hệ số kể đến độ nghiêng của răng) 14 0 14 0 YF1 , YF2 - hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng tương đương Z v = Z 1 = 28 1 Z v2 = Z 2 = 84 Tra bảng 6 .18 ,với hệ số dịch... Tra bảng (15 .10 ) ⇒ dk = 35 mm b Lực từ bánh răng: Các lực tác dụng khi ăn khớp bánh răng: + Lực vòng: Ft1 = Ft2 = 2632,7 (N) + Lực hướng tâm: Fr1 = Fr2 = 958,24 (N) + Lực dọc trục: Fa1 = Fa2 = 0 (Do là bánh răng trụ răng thẳng) -Ta có: + Trục quay ngược chiều kim đồng hồ: cq = 1 + Bánh răng bị động: cb = -1 + Răng hướng trái: hr = -1 + Tọa độ điểm đặt lực nằm dưới Oz nên r < 0 r= d 2 2 = 210 = 10 5... Giữa bánh răng với thành trong hộp Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp Giữa mặt bên và các bánh răng với nhau d 2 = ( 0,7 ÷ 0,8).d1 d 3 = ( 0,8 ÷ 0,9 ).d 2 ∆ ≥ (1 ÷ 1, 2)δ 1 ≥ ( 3 ÷ 5)δ ∆ ≥δ 10 40 11 Bề rộng mặt đế Số lượng bu lông nền K1 = 3.d1 K1= 60 Z=4 d 4 = ( 0,6 ÷ 0,7 ).d 2 d 5 = ( 0,5 ÷ 0,6 ) d 2 S 3 = (1, 4 ÷ 1, 8).d 3 S 4 = ( 0,9 ÷ 1) .S 3 K 3 = K 2 − ( 3 ÷ 5) S1 = (1, 4 ÷ 1, 7 ).d1 d2= 14 d3= 12 ... 747,92 sin60o = 647,7 b Bánh răng - Các lực tác dụng khi ăn khớp bánh răng: + Lực vòng: Ft1 = Ft2 = 2T d 1 = 1 (N) 2. 719 20,97 = 2054,88 70 (N) 2054,88.tg 20 0 Pr1 = Pr2 = = = 747,92 (N) cos 0 - Lực hướng tâm: + Lực dọc trục: Fa1 = Fa2 = 0 (Do là bánh răng trụ răng thẳng) -Ta có: + Trục quay cùng chiều kim đồng hồ: cq = -1 + Bánh răng chủ động: cb = 1 + Răng hướng phải: hr = 1 + Tọa độ điểm đặt lực... lực: Fx0 = 16 55,69 N Fx1 = 772,83 N Fy0 = 14 62,65 N Fy1 = 67,027 N d Mômen uốn và mômen xoắn trên trục I: * Mx2 = Mx1 = 0 Mx0 = Fy2 l12 = 647,7 64 = 414 52,8 (N) M x3ph = -Fy1.(l 11 - l13) = -67,027 (94 – 47) = - 315 0,27 (Nmm) M trx3 = Fy2.(l12 + l13) – Fy0 l13 = 647,7 (64 + 47) – 14 62,65 47 = - 315 0,27 (Nmm) * My2 = My0 = 0 My0 = Fx2 l12 = 373,96 64 =23933,44 (Nmm) tr M y3 = Fx1.(l 11 - l13) = 772,83... M2 = 5 610 69,5 2 + 16 147,44 2 = 5 613 01, 84 (Nmm) M2tđ = 5 613 01, 84 2 + 0,75.(276436,98) 2 = 610 223,57 (Nmm) Do đó: d2 = 3 610 223,57 = 58,8 (mm) 0 ,1. 30 Với [σ] = 30 Mpa, tra bảng 10 .5 2 -Tiết diện 1: M1 = ( M y ) = 214 964,5 (Nmm) ; M1tđ = 214 964,52 + 0,75.(276436,98) 2 = 3 217 49,6 (Nmm) Do đó: d1 = 3 217 49,6 = 47,5 (mm) 0 ,1. 30 3 -Tiết diện 3: M3 = 0 ; Do đó: d3 = 3 M3tđ = 0,75.(276436,98) 2 = 2394 01, 45 (Nmm) ... =570 /1, 1 .1. 1= 518 ,18 MPa [σ H ] =530 /1, 1 .1. 1=4 81, 81 MPa [σ F ] =450 /1, 75 .1. 1=257 ,14 MPa [σ F ] = 414 /1, 75 .1. 1=236,5 MPa Do truyền bánh trụ thẳng nên suy ra: [σ H ] = min{[σ H ]1 , [σ H ] } = 4 81, 81. .. xích bánh trụ trục I: lm= (1, 2 1, 5)dsb=>lm13= (1, 2 1, 5)d1= (1, 2 1, 5)28=(33,6…42 ) mm Chọn lm13= 35 mm lmx= (1, 2 1, 5)d2= (1, 2 1, 5).38= (45,6…57) mm Chọn lmx= 51 mm -Chiều dài may khớp nối: lm12= (1, 4…2,5)d1= (1, 4…2,5).28=... 60 .1. 242 .17 000 = 24,7 10 7 Do: NHE1 = 98,7 10 7 > NHO1 = 17 ,1 106 Suy KHL1 = NHE2 = 24,7 10 7 > NHO2 = 13 ,9 10 6 Suy KHL2 = NFE1 = 98,7 10 7 > NFO1 = 9,99 10 6 Suy KFL1 = NFE2 = 24,7 10 7 > NFO2 = 8,83 10 6 Suy KFL2