đây là một đề tài thiết kế hệ dẫn động băng tải bánh răng trụ răng thẳng 1 cấp được dẫn động bằng bộ truyền đai det. Bố cục rõ ràng đc. chia làm nhiều phần. Phần đầu mô tả quá trình chọn động cơ, phần 2 là tính toán chọn bộ truyền ngoài(bộ truyền đai), phần 3 tính toán bộ truyền bánh răng 1 cấp răng trụ răng thẳng, và phần quan trọng nhất cần chú ý là phần 4 phần này mô tả về việc tính toán trục và chọn then, phần năm tính toán lựa chọn ổ bi, và phần cuối cung là tính toán lựa các chi tiết để có thể tạo nên 1 hgt hoàn chỉnh
Trường ĐHSPKT Hưng Yên Khoa Cơ Khí Đồ án sở thiết kế máy Đề GVHD: Hoàng Minh Thuận Sinh viên: Nguyễn trung thành Trường ĐHSPKT Hưng Yên Khoa Cơ Khí Đồ án sở thiết kế máy CHƯƠNG 1.TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC 1.1 Chọn động 1.1.1 Tính toán công suất làm việc Công suất làm việc trục tang tải (trục công tác) Theo CT 2.11 [I], ta có: Plv = F V 3000.1,5 = = 4,5(kW ) 1000 1000 Trong đó: F= 3000 N : Lực kéo băng tải V= 1,5 m/s : Vận tốc băng tải Công suất tương đương (CT 2.14 [I]) Ptđ = Plv β Động làm việc với tải trọng thay đổi: Với Thay số P 2 t Σ i i P1 tck β= β= ⇒ 25 3 1 + 0.8 ÷ 8 = Pmm=1,4P; P1=P; P2=0,8P; tck=8h ; t1=5h; t2=3h; P 2 t P 2 t ÷ + ÷ P1 tck P1 tck ÷ ÷ = 0,93 Ptđ = Plv β = 4,5.0,93 = 4,19 (kW) GVHD: Hoàng Minh Thuận Sinh viên: Nguyễn trung thành Trường ĐHSPKT Hưng Yên Khoa Cơ Khí Đồ án sở thiết kế máy 3.Công suất cần thiết Công suất cần thiết trục động : Pct = ηht Ptđ η ht (CT 2.8 - [I]) :Hiệu suất truyền động hệ thống Vì truyền có truyền bánh trụ thẳng , truyền đai, cặp ổ lăn,1 cặp ổ trượt khớp nối Theo bảng 2.3 - [I]: Hiệu suất truyền bánh trụ kín : �br = 0,97 Hiệu suất truyền đai : �đ =0,95 Hiệu suất truyền ổ lăn : �ol = 0,99 Hiệu suất truyền ổ trượt : �ot = 0,99 Hiệu suất truyền khớp nối : �kn = Hiệu suất hệ thống : CT 2.9 - [I] �ht = �đ �br �ol2 �kn �ot = 0,95.0,97.0,992.1.0,99= 0,89 Pct = Vậy công suất cần thiết trục động : Ptđ 4,19 = = 4,71 η ht 0,89 (kW) 1.1.2 Tính toán sơ số vòng quay GVHD: Hoàng Minh Thuận Sinh viên: Nguyễn trung thành Trường ĐHSPKT Hưng Yên Khoa Cơ Khí Đồ án sở thiết kế máy Theo CT 2.16 - [I], ta có số vòng quay trục công tác: nlv = 60000.V 60000.1,5 = = 95,5 π D π 300 Trong đó: (v/ph ) - V: Vận tốc băng tải (m/s) - D: Đường kính băng tải (mm) Tỷ số truyền hệ dẫn động (sơ bộ) (CT 2.15 [I]) : usb = uđ.ubr Tra bảng 2.4 - [1], ta chọn - uđ = : Truyền động đai dẹt thường - ubr = : Truyền động bánh trụ hộp giảm tốc cấp ⇒ usb = 3.3 = Theo CT 2.18 - [I].ta có: nsb = nlv.usb = 95,5.9 = 859,5 (Vòng/phút) 1.1.3 Chọn động + Động chọn phải thỏa mãn (CT 2.19 - [I]): Tmm T + Mômen mở máy phải thỏa mãn điều kiện ( CT 2.6 - [I]): ≤ Tk Tdn Tra bảng P 1.3 - [I]:Các thông số kỹ thuật động 4A ta kết quả: Bảng 1-1 thông số động GVHD: Hoàng Minh Thuận Sinh viên: Nguyễn trung thành Trường ĐHSPKT Hưng Yên Khoa Cơ Khí Đồ án sở thiết kế máy Kiểu động Công suất (kW) Vận tốc quay (v/p) Cos φ η% Đường kính trục 4A132S6Y3 5,5 960 0,80 85 38 2,0 2,2 Kết luận: Động thỏa mãn thông số cần thiết 1.2 Phân phối tỷ số truyền Theo CT 3.23 - [I], ta có: Trong đó: nđc = 960 nlv = 95,5 - : số vòng quay động chọn (v/ph) : số vòng quay trục tang tải (v/ph) Phân phối tỉ số truyền hệ dẫn động cho truyền: Ta có : Tra bảng 2.4 - [I], chọn : ubr = 1.3 Tính thông số động học hệ thống 1.3.1 Công suất trục Công suất trục II: (kW) Công suất trục I: (kW) GVHD: Hoàng Minh Thuận Sinh viên: Nguyễn trung thành Trường ĐHSPKT Hưng Yên Khoa Cơ Khí Đồ án sở thiết kế máy Công suất trục động cơ: (kW) GVHD: Hoàng Minh Thuận Sinh viên: Nguyễn trung thành Trường ĐHSPKT Hưng Yên Khoa Cơ Khí Đồ án sở thiết kế máy 1.3.2 Số vòng quay trục Trục động : nđc = 960 Trục I : (v/ph) Trục II : (v/ph) Trục làm việc : (Vòng/phút) (v/ph) 1.3.3 Momen xoắn trục Trục động : (N.mm) Trục I: (N.mm) Trục II: (N.mm) Trục công tác: (N.mm) GVHD: Hoàng Minh Thuận Sinh viên: Nguyễn trung thành Trường ĐHSPKT Hưng Yên Khoa Cơ Khí Đồ án sở thiết kế máy Bảng 1-2: Thông số trục làm việc cấu Trục Trục động Trục I Trục II Trục công tác Thông số Tỷ số truyền uđ = 2,5 ubr = Công suất P (kW) 5,04 4,74 4,55 4,5 Số vòng quay (vòng/phút) 960 382,47 95,62 95,62 Momen xoắn (N.mm) 50137,5 118354,38 454428,99 449435,26 GVHD: Hoàng Minh Thuận Sinh viên: Nguyễn trung thành Trường ĐHSPKT Hưng Yên Khoa Cơ Khí Đồ án sở thiết kế máy CHƯƠNG TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 2.1 Tính toán thiết kế truyền đai 2.1.1 Lựa chọn loại đai Chọn đai dẹt loại đai vải cao su đai vải cao su có đặc tính: bền, dẻo, bị ảnh hưởng nhiệt độ độ ẩm, sử dụng rộng rãi 2.1.2 Xác định thông số truyền Xác định đường kính bánh đai Đường kính bánh đai nhỏ d1 tính theo CT 4.1 – [I] Với Tđc = 50137,5 (N.mm), suy ra: Dựa vào bảng 4.21 – [I] bảng 4.6 – [I] : chọn d1 theo dãy đường kính tiêu chuẩn thỏa mãn d1 ≥ dmin Chọn: - Loại có lớp lót Ƃ-800, Ƃ-820 - dmin = 180 (mm) => Chọn d1 = 224 (mm) Đường kính bánh đai bị động xác định CT 4.2 – [I] : Hệ số trượt: ξ = 0,01÷0,02 Suy ra: d2 = 224.2,5.(1-0,02)= 548,8 Theo bảng dãy đường kính tiêu chuẩn bảng 4.21 – [I]: Chọn d2 = 560 (mm) Tỉ số truyền thực tế: Sai số tỉ số truyền: (%) Tỉ số truyền thỏa mãn Xác định chiều dài đai GVHD: Hoàng Minh Thuận Sinh viên: Nguyễn trung thành Trường ĐHSPKT Hưng Yên Khoa Cơ Khí Đồ án sở thiết kế máy Xác định khoảng cách trục sơ CT 4.3 – [I]: Lấy: Suy ra, chọn a = 1200 (mm) Chiều dài đai tính theo CT 4.4 – [I] : Chọn chiều dài đai thỏa mãn: Trong đó: - v: vận tốc đai - imax = 3÷5, chọn imax = Vận tốc đai: (mm/s) l ≥ 3753,33 (mm) Chọn l = 3800 (mm) 10 GVHD: Hoàng Minh Thuận Sinh viên: Nguyễn trung thành Trường ĐHSPKT Hưng Yên Khoa Cơ Khí Đồ án sở thiết kế máy Đối với trục quay chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì đối xứng, đó: (Woj Wj tra công thức tính bảng 10.6 – [I]) ψσ , ψτ - hệ số kể đến ảnh hưởng trị số ứng suất trung bình tới độ bền mỏi, theo bảng 10.7 – [I], với σb = 750 MPa : ψσ = 0,1 ; ψτ = 0,05 Kσdj Kτdj – Hệ số, xác định theo CT 10.25 10.26 – [I] - Kx : Hệ số tập trung ứng suất bề mặt Tra bảng 10.8 – [I] - Ky : Hệ số tăng bền bề mặt trục Tra bảng 10.9 – [I] - εσ ετ : Hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng tiết diện trục tới giới hạn mỏi Tra bảng 10.10 – [I] - Kσ Kτ : Hệ số tập trung ứng suất thực tế uốn xoắn Tra bảng 10.11 10.12 – [I] Dựa theo kết cấu trục II biểu đồ mômen trục II thấy tiết diện nguy hiểm cần kiểm tra độ bền mỏi là: tiết diện lắp bánh bị động (B), tiết diện d = 40mm tiếp giáp bậc lắp ổ lăn C – Chọn lắp ghép: ổ lăn lắp trục theo k6, lắp bánh theo k6 kết hợp lắp then Kích thước then trị số mômen cản uốn, mômen cản xoắn ứng với tiết diện trục sau: Tiết diện B C Đường kính trục 50 mm 40 mm bxh t1 14x12 Không có then W (mm3) 8648 6283 Wo (mm3) 20920 12566 – Từ bảng ta có bảng Tiết diện B C Mj N.mm 211666,22 135679,67 σa σm τa τm 24,48 21,59 0 22,63 37,67 0 45 GVHD: Hoàng Minh Thuận Sinh viên: Nguyễn trung thành Trường ĐHSPKT Hưng Yên Khoa Cơ Khí Đồ án sở thiết kế máy – Các trục gia công máy tiện, tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt độ nhám Ra = 2,5 0,63 μm, theo bảng 10.8 – [I]: Kx = 1,10 – Chọn phương pháp gia tăng bền bề mặt: Tôi dòng điện tần số cao, tra bảng 10.9 – [I]: Ky = 1,6 – Theo bảng 10.12 hệ số tập trung ứng suất: sử dụng dao phay ngón để phay rãnh then ứng với vật liệu có σb = 750 MPa Kσ = 2,01 Kτ = 1,88 – Hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng tiết diện trục đến giới hạn mỏi, tra bảng 10.10 – [I] với vật liệu chọn đường kính tiết diện Suy hệ số rãnh then tiết diện: Tiết Đường kính εσ ετ diện d B 50 0,81 0,76 2,48 2,47 C 40 Không có then => Tra bảng 10.11 – [I] – Theo bảng 10.11 – [I], ứng với kiểu lắp k6, σb = 750 MPa đường kính tiết diện nguy hiểm tra tỉ số lắp căng tiết diện nguy hiểm: Tiết diện B 2,44 1,86 C 2,44 1,86 – So sánh giá trị Kσ/εσ Kτ/ετ tiết diện lấy giá trị lơn để tính Kσd Kτd, ta kết quả: Tiết diện B C Mj N.mm 211666,22 135679,67 Tiết diện d (mm) B C Kσ/εσ σa σm τa τm 24,48 21,59 0 22,63 37,67 0 Kσd Kτd Sσ Sτ S Kτ/ετ Rãnh then Lắp căng Rãnh then Lắp căng 50 2,48 2,44 2,47 1,86 1,61 1,60 8,3 5,24 4,43 40 - 2,44 - 1,86 1,59 1,23 9,52 4,09 3,76 46 GVHD: Hoàng Minh Thuận Sinh viên: Nguyễn trung thành Trường ĐHSPKT Hưng Yên Khoa Cơ Khí Đồ án sở thiết kế máy Kết luận: So sánh với hệ số an toàn [S] = 2,5 kết luận trục đảm bảo an toàn mỏi không cần kiểm nghiệm cứng CHƯƠNG 4: Ổ LĂN 4.1 Tính ổ lăn cho trục I 4.1.1 Thông số trục - Thời gian làm việc Lh = 24000 - Tốc độ: 382,47 rpm - Đường kính ngõng trục: 30 mm - Tải trọng thay đổi - Phản lực ổ tính được: Fx1 = 595,04 N; Fy1 = 949,45 N; Fx2 = 2057,51 N; Fy2 = 1139,13 N; 4.1.2 Chọn loại ổ lăn Với tải trọng nhỏ có lực hướng tâm, ta chọn ổ bi đỡ dãy cho gối đỡ B D Với kết cấu trục hình đường kính ngõng trục d = 30 mm, chọn ổ bi đỡ dãy cỡ trung 306 (bảng P 2.7 – [I]) có: Kí hiệu d, mm D, mm B, mm r, mm 306 30 72 19 2,0 Đường kính bi, mm 12,30 C, kN 22,0 Co, kN 15,10 4.1.3 Kiểm nghiệm khả tải ổ: Thay số ta tính được: 47 GVHD: Hoàng Minh Thuận Sinh viên: Nguyễn trung thành Trường ĐHSPKT Hưng Yên Khoa Cơ Khí Đồ án sở thiết kế máy Vì Fr1 < Fr2 , nên ta kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn với Fr2 = 2351,8 N Theo CT 11.3 – [I], với Fa = ta có tải trọng qui ước: Trong đó: - Đối với ổ bi đỡ chịu lực hướng tâm: X = ; Y = (bảng 11.4 – [I]) - Hệ số kể đến vòng quay: V = (vòng quay) - Hệ số kể đến ảnh hưởng nhiệt độ : kt = (nhiệt độ < 105oC) - Hệ số kể đến đặc tính tải trọng: kđ = 1.8 (bảng 11.3 – [I]) Do HGT chịu tải trọng thay đổi, nên ta tính tải trọng động tương đương QE Thay số: Trong đó: - m = ổ bi -Lhi theo đầu cho Theo CT 11.1 – [I], khả tải động ổ: Trong đó: Triệu vòng Vì khả tải động lớn khả tải động ổ chọn 22 kN, nên ta chọn ổ cỡ nặng hơn, ta chọn ổ cỡ nặng 406 (bảng P2.7 – [I]) với thông số sau: Kí hiệu d, mm D, mm B, mm r, mm 406 30 90 23 2,5 Đường kính bi, mm 19,05 C, kN 37,2 Co, kN 27,2 Kiểm nghiệm khả tải tĩnh, CT 11.19 – [I]: Trong đó: Xo = 0,6 Yo = 0,5 (tra bảng 11.6 – [I]) 48 GVHD: Hoàng Minh Thuận Sinh viên: Nguyễn trung thành Trường ĐHSPKT Hưng Yên Khoa Cơ Khí Đồ án sở thiết kế máy Lực dọc trục Fa = N Vậy Qt < Co = 27,2 kN nên khả tải tĩnh ổ đảm bảo 4.2 Tính ổ lăn cho trục II 4.2.1 Thông số trục - Thời gian làm việc Lh = 24000 - Tốc độ: 95,62 rpm - Đường kính ngõng trục: 45 mm - Tải trọng thay đổi - Phản lực ổ tính được: Fx1 = 2523,17 N; Fy1 = 615,39 N; Fx2 = 440 N; Fy2 = 615,39 N; Vì đầu trục có lắp nối trục vòng đàn hồi nên cần chọn chiều Fkn ngược với chiều dùng để tính trục, tức chiều với lực Ft2 l21 = 163 l22 = 104.5 l23 = 81.5 Fy1 Ft2 Fy2 Fkn Fx2 z A B Fx1 C Mt2 D x y Fr2 Tính lại phản lực ổ lăn: Các PT: Thay số: 49 GVHD: Hoàng Minh Thuận Sinh viên: Nguyễn trung thành Trường ĐHSPKT Hưng Yên Khoa Cơ Khí Đồ án sở thiết kế máy Đáp số: Dấu “-“ chứng tỏ phản lực Fx2 ngược chiều với chiều Ft2 Fkn 4.2.2 Chọn loại ổ lăn Với tải trọng nhỏ có lực hướng tâm, ta chọn ổ bi đỡ dãy cho gối đỡ A C Với kết cấu trục hình đường kính ngõng trục d = 45 mm, chọn ổ bi đỡ dãy cỡ trung 309 (bảng P 2.7 – [I]) có: Kí hiệu d, mm D, mm B, mm r, mm 309 45 100 25 2,5 Đường kính bi, mm 17,46 C, kN 37,8 Co, kN 26,7 4.2.3 Kiểm nghiệm khả tải ổ: Thay số ta tính được: Vì Fr1 < Fr2 , nên ta kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn với Fr2 = 3870,77 N Theo CT 11.3 – [I], với Fa = ta có tải trọng qui ước: Trong đó: - Đối với ổ bi đỡ chịu lực hướng tâm: X = ; Y = (bảng 11.4 – [I]) - Hệ số kể đến vòng quay: V = (vòng quay) - Hệ số kể đến ảnh hưởng nhiệt độ : kt = (nhiệt độ < 105oC) - Hệ số kể đến đặc tính tải trọng: kđ = 1.8 (bảng 11.3 – [I]) 50 GVHD: Hoàng Minh Thuận Sinh viên: Nguyễn trung thành Trường ĐHSPKT Hưng Yên Khoa Cơ Khí Đồ án sở thiết kế máy Do HGT chịu tải trọng thay đổi, nên ta tính tải trọng động tương đương QE Thay số: Trong đó: - m = ổ bi -Lhi theo đầu cho Theo CT 11.1 – [I], khả tải động ổ: Trong đó: Triệu vòng Vậy Cd < C = 37,8 kN nên khả tải động ổ đảm bảo Kiểm nghiệm khả tải tĩnh, CT 11.19 – [I]: Trong đó: - Xo = 0,6 Yo = 0,5 (tra bảng 11.6 – [I]) - Lực dọc trục Fa = 2322,46 N Vậy Qt < Co = 26,7 kN nên khả tải tĩnh ổ đảm bảo CHƯƠNG 5: THIẾT KẾ VỎ HỘP 5.1 Kết cấu vỏ hộp Nhiệm vụ vỏ hộp giảm tốc đảm bảo 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 tránh bụi bặm Vật liệu phổ biến dùng để đúc vỏ hộp giảm tốc gang xám GX 15-32 51 GVHD: Hoàng Minh Thuận Sinh viên: Nguyễn trung thành Trường ĐHSPKT Hưng Yên Khoa Cơ Khí Đồ án sở thiết kế máy 5.1.1 Chọn bề mặt lắp ghép nắp thân Bề mặt lắp ghép vỏ hộp (phần vỏ nắp, phần thân) thường qua đường tâm trục Nhờ iệc lắp ghép chi tiết thuận tiện Sau lắp ghép lên trục chi tiết bánh răng, bạc, ổ…(không phụ thuộc vào trục) sau trục đặt vào vỏ hộp Bề mặt ghép thường chọn song song với bề mặt đế 5.1.2 Xác định kích thước vỏ hộp Theo bảng 18.1 – [II], ta chọn kích thước phần tử cấu tạo nên HGT đúc sau: Tên gọi Chiều dày Kết Thân hộp (δ) δ = 0,03.175 + = 8,25 mm Chọn mm Nắp hộp (δ1) δ1 = 0,9.8 = 7,2 mm Chọn mm e = (0,8 ÷ 1).8 = 6,4 ÷ Chọn 8,0 mm Gân tăng Chiều dày (e) cứng Chiều cao (h) Đường kính Tính toán h < 58 mm Độ dốc Khoảng 2o Khoảng 2o Bu lông (d1) d1 > 0,04.175 +10 = 17 > 12mm Chọn 18 mm Bu lông cạnh ổ (d2) d2 = (0,7÷0,8).18 = 12,6 ÷14,4 Chọn 14 mm Bu lông ghép bích nắp thân (d3) d3 = (0,8÷0,9).14 = 11,2÷ 12,6 Chọn 12 mm Vít ghép nắp ổ (d4) d4 = (0,6 ÷ 0,7).14 = 8,4 ÷ 9,8 Chọn 10 mm Vít ghép nắp thăm (d5) d5 = (0,5 ÷ 0,6).14 = ÷ 8,4 Chọn mm S3 = (1,4÷1,8).12 = 16,8 ÷ 21,6 Chọn 20 mm S4 = ( 0,9 ÷ 1) 20 = 18 ÷ 20 Chọn 20 mm Chiều dày bích thân Mặt bích hộp, S3 ghép nắp Chiều dày bích nắp thân hộp, S4 52 GVHD: Hoàng Minh Thuận Sinh viên: Nguyễn trung thành Trường ĐHSPKT Hưng Yên Khoa Cơ Khí Bề rộng bích nắp thân, K3 Kích thước gối trục I Đồ án sở thiết kế máy K3 ≈ K2 – (3÷5) mm Chọn = 45 – = 40 mm Đường kính tâm lỗ vít D D2 D3 D4 h d4 Z (D3,D2) 90 110 135 85 12 M8 Tâm lỗ bu lông cạnh ổ: E2 C E2 ≈ 1,6.d2 = 1,6.14 = 22,4 mm Bề rộng mặt ghép bu lông (K2) R2 ≈ 1,3.d2 = 1,3.14 = 18,2 mm C ≈ D3/2 = 135/2 = 67,55 mm Chọn K2 = 40 K2 = 22,4 + 18,2 + (3 5) = 43,6 45,6 mm Chiều cao Đường kính tâm lỗ vít (D3,D2) Kích thước gối trục II Xác định theo kết cấu D D2 D3 D4 h d4 Z 100 120 150 90 12 M8 Tâm lỗ bu lông cạnh ổ: E2 C E2 ≈ 1,6.d2 = 1,6.14 = 22,4 mm Bề rộng mặt ghép bu lông (K2) R2 ≈ 1,3.d2 = 1,3.14 = 18,2 mm C ≈ D3/2 = 150/2 = 75 mm K2 = 22,4 + 18,2 + (3 5) = 43,6 45,6 mm Mặt đế hộp Chiều cao Xác định theo kết cấu Chiều dày: -Không có phần lồi S1 = (1,3 1,5).18 = 23,4 27 - Có phần lồi Dd xác định theo ddao khoét Bề rộng mặt đế hộp Chọn 25 mm S1 = (1,4 1,7).18 = 25,2 30,6 Chọn 25 mm S2 = (1 1,1).18 = 18 19,8 Chọn 18 mm K1 = 3.18 = 54 mm 53 GVHD: Hoàng Minh Thuận Sinh viên: Nguyễn trung thành Trường ĐHSPKT Hưng Yên Khoa Cơ Khí Khe hở chi tiết Đồ án sở thiết kế máy q > 54 + 2.8 = 70 mm Chọn 70 mm Giữa bánh với thành hộp ∆ ≥ (1 1,2).8 = 9,6 Chọn 10 mm Giữa bánh lớn với đáy hộp ∆1 ≥ (3 5).8 = 24 40 Chọn 40 mm Giữa mặt bên bánh ∆≥8 Chọn 10 Số lượng bu lông 5.2 Tính toán chi tiết khác Chọn Z = 5.2.1 Cửa thăm Theo bảng 18.5 tr92 - Tài liệu [2]ta chọn nắp thăm dầu với thông số sau: A 100 B 75 A1 150 B1 100 C 125 K 87 R 12 Vít M8x22 SL 5.2.2 Nút thông Theo bảng 18.6 tr 93- Tài liệu [2]ta chọn nút thông với thông số sau: A B C D E G H I K L M N O P Q R S M27x 15 30 15 45 36 32 10 22 32 18 36 32 54 GVHD: Hoàng Minh Thuận Sinh viên: Nguyễn trung thành Trường ĐHSPKT Hưng Yên Khoa Cơ Khí Đồ án sở thiết kế máy 5.2.3 Nút tháo dầu d b m f L c q D S D0 M16x1 12 23 13.8 26 17 19.6 5.2.4 Que thăm dầu bôi trơn 55 GVHD: Hoàng Minh Thuận Sinh viên: Nguyễn trung thành Trường ĐHSPKT Hưng Yên Khoa Cơ Khí Đồ án sở thiết kế máy * Phương pháp bôi trơn: -Do vận tốc truyền nhỏ ta bôi trơn truyền phương pháp ngâm dầu -Dầu bôi trơn: Bánh làm vật liệu thép có σb1 = 850 Mpa, σb2 = 750Mpa Theo bảng 18.11[II] Tr 100 ta chọn độ nhớt dầu bôi trơn 186(11)/ 16(2) Dựa vào bảng 18.13[II] Tr 101 ta chọn loại dầu bôi trơn công nghiệp có đặc tính kỹ thuật sau Tên gọi Độ nhớt Khối lượng riêng Phương pháp bôi 56 GVHD: Hoàng Minh Thuận Sinh viên: Nguyễn trung thành Trường ĐHSPKT Hưng Yên Khoa Cơ Khí Dầu ô tô máy kéo AK-15 Đồ án sở thiết kế máy 500([...]... + k1 + k2 = 0,5.(80+29) +12 +15 = 81, 5 mm l 21 = 2.l23 = 2. 81, 5 = 16 3 mm l22 = lc22 = 10 4,5 mm 3.5 Trục I 3.5 .1 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục 3.5 .1. 1 Vẽ sơ đồ trục, sơ đồ tải trọng tác dụng lên trục l 11 = 16 3 Fy1 Frx Mt1 Fr1 Fx2 z B A C Ft1 Fx1 Fry l12 = 82 D Fy2 x y l13 = 81. 5 3.5 .1. 2 Tính phản lực tại các ổ lăn Khi di chuyển Ft1 về tâm bánh răng ta được 1 mômen Mt1 = Ft1.dw1/2 =33 81, 55.70/2... máy l 11 = 16 3 Fy1 Frx Fx1 Fr1 Mt1 Fx2 z x A y B D C Ft1 Fry l12 = 82 Fy2 l13 = 81. 5 92839 ,1 85370,2 Mx N.mm My N.mm 59778 16 76 91, 96 11 8354,38 N.mm Ø30 Ø34 Ø30 Ø24 T 31 GVHD: Hoàng Minh Thuận Sinh viên: Nguyễn trung thành Trường ĐHSPKT Hưng Yên Khoa Cơ Khí Đồ án cơ sở thiết kế máy Mx tại B: MxB = Fry.l12 = 10 41, 1.82=85370,2 N.mm Mx tại C: MxC = Fy2.l13 =11 39 ,13 . 81, 5=92839 ,1 N.mm My tại B: MyB = Frx.l12... động: Chọn lm13 = 90 mm ; lm22 = 80 mm (Vì bw1 = 90, bw2 = 80) Chiều dài moay ơ bánh đai (CT 10 .10 – [I]): Chiều dài moay ơ bánh đai chủ động: Chiều dài moay ơ bánh đai bị động: Chọn lm 1 = 80 mm ; lm 11 = 80 mm (Vì chiều rộng đai b = 71 tra bảng 21. 16 => B = 80 mm) Chiều dài moay ơ nửa khớp nối (CT 10 .13 – [I]): Chọn lmkn =11 0 mm Các kích thước khác liên quan đến chiều dài trục k1 = 8 15 – Khoảng... 0,5.( 71+ 23) +15 +20 = 82 mm l13 = 0,5.(lm13 + b 01) + k1 + k2 = 0,5.(90+23) +15 +10 = 81, 5 mm l 11 = 2.l13 = 2. 81, 5 = 16 3 mm l12 = lc12 = 82 mm Trục II: • Chọn: k1 = 12 mm k2 = 15 mm k3 = 15 mm hn = 20 mm 28 GVHD: Hoàng Minh Thuận Sinh viên: Nguyễn trung thành Trường ĐHSPKT Hưng Yên Khoa Cơ Khí Đồ án cơ sở thiết kế máy • Chiều dài các đoạn trục lc22 = 0,5(.b02 + lmkn) + k3 + hn = 0,5.(29 +11 0) +15 +20 = 10 4,5 mm l23 =... Đường kính đỉnh răng: z1 > 21 nên đối với bánh răng trụ răng thẳng hệ số dịch chỉnh x1=x2=0 Trong đó là hệ số giảm đỉnh răng Đường kính đáy răng: Góc profin gốc: α = 20o (Theo TCVN 10 65 – 71) Góc profin răng: αt = α = 20o (vì là bánh răng trụ răng thẳng) Góc ăn khớp: αtw = αt = 20o Chiều rộng vành răng: bw = (52,5÷87,5) Chọn bw = 80 Hệ số trùng khớp dọc: CT 6.37 – [I] 19 GVHD: Hoàng... mm dw1 = 70 mm Yε = 1/ εα = 1/ 1,74 = 0,57 Yβ = 1 YF1, YF2 zv1 = z1/cos3β = 28 zv2 = z2/cos3β = 11 2 Tra bảng 6 .18 – [I]: YF1 = 3,80 YF2 = 3,60 • KF Theo CT 6.5 – [I]: - Momen xoắn trên bánh chủ động - Modun Pháp - Chiều rộng vành răng - Đường kính vòng lăn bánh răng chủ động - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng - Hệ số kể đến độ nghiêng của răng - Hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2 - Hệ số tải trọng... dài đai rộng dày bánh bánh l (mm) đai b đai δ đai đai bị (mm) (mm) chủ động động d2 d1 (mm) (mm) Giá trị 224 560 3800 71 4,5 Khoảng cách trục a (mm) Góc ôm α ( o) Lực căng ban đầu F0 (N) Lực tác dụng lên trục Fr (N) 12 73 ,16 16 7,96 639 12 70,95 13 GVHD: Hoàng Minh Thuận Sinh viên: Nguyễn trung thành Trường ĐHSPKT Hưng Yên Khoa Cơ Khí Đồ án cơ sở thiết kế máy 2.2 Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ. .. đun pháp u bw2 bw1 m 4 80 90 2,5 5 Góc nghiêng răng β 0o 6 Hệ số dịch chỉnh x 7 Số răng z 8 Đường kính vòng lăn dw dw1 = 70 mm dw2 =280 mm 9 Đường kính vòng chia d d1 =70 d2 =280 10 Đường kính đỉnh răng da da1 = 75 mm da2 = 285 mm 11 Đường kính đáy răng df df1 = 63,75 mm df2 = 273,75 mm 12 Góc profin gốc 13 Góc profin răng 14 Góc profin ăn khớp mm mm x1 = 0 x2 = 0 z1 = 28 mm z2 = 11 2 mm mm mm 25 GVHD:... trong của HGT hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay k2 = 5 15 – Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp k3 = 10 20 – Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ hn = 15 20 – Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông Theo CT 10 .14 và bảng 10 .4 – [I]: Trục I: • Chọn: k1 = 15 mm k2 = 10 mm k3 = 15 mm hn = 20 mm • Chiều dài các đoạn trục lc12 = 0,5.(lm 11 + b 01) + k3 + hn = 0,5.( 71+ 23) +15 +20 =... của răng CT 6.36a – [I] • KH – Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc CT 6.39 – [I]: - KHβ = 1, 05 (tra bảng 6.7 – [I]) - KHα = 1 (bánh răng thẳng) - KHv tra bảng P2.3 – [I] Vận tốc bánh răng: Tra bảng 6 .13 – [I]: cấp chính xác bằng 9, tra bảng P2.3 – [I], ta được: KHv = 1, 07 KH = 1, 05 .1. 1,07 =1, 12 ⇒ MPa Tính [σH]* • tính phần trên • ZR với cấp chính xác 9 thì Ra = 0,32 => ZR = 1 • Zv = 0,85.v0 ,1 =