Ngành cơ khí là một ngành ra đời sớm so với các ngành khác ,nó được xemlà ông tổ của nền công nghiệp .Ngày nay nó đóng vai trò rất quan trọng trong tiếntrình công nghiệp hóa ,hiện đại hó
Chọn động cơ
1.1.1 Công suất trên trục công tác:
Điều kiện làm việc với số liệu ban đầu:
- Công suất trên trục công tác: Plv = 3 (kW).
- Số vòng quay trên trục công tác: n = 52 (v/ph).
- Số năm làm việc: a = 5 năm.
Đặc điểm của tải trọng:
- Tải trọng và đập nhẹ, quay 1 chiều.
- Năm làm việc (a) 300 ngày, ngày 2 ca, 1 ca 8 giờ Sai số cho phép tỷ số truyền
1.1.2 Tính toán công suất hệ thống:
Hiệu suất chung: η = ηx.ηol 4.ηBr 2.ηnt
Tra bảng 2.3 trang 19 ta có: ηx = 0,93 : Hiệu suất bộ truyền xích. ηol = 0,99 : Hiệu suất 1 cặp ổ lăn. ηBr = 0,98 : Hiệu suất 1 cặp bánh răng. η = 1 : Hiệu suất nối trục.
Ta có: công suất máy công tác:
Plv = 3 (kW) -Tải trọng tương đương
Công suất cần thiết trên trục động cơ:
1.1.3 Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ:
nsb(dc)=nlv.uh.ux
Trong đó: nlvR(v/ph) tốc độ quay trên trục công tác.
- uh: tỉ số truyền hộp giảm tốc Chọn uh
- ux: tỉ số truyền của bộ truyền xích Chọn ux=3,5
Ta có: Pct =4,5 (kW) , nsb000 (v/ph).
Theo bảng P1.2 phụ lục trang 235 tài liệu [1], ta chọn nđb000 (v/ph) :
Ta chọn động cơ: Dk.52-3 có các thông số:
P đc = 4,5 kw n đc = 2900 (vòng/phút)
Phân phối tỉ số truyền
1.2.1 Phân phối tỉ số truyền của hệ dẫn động:
Ta có toc do quay trên trục công tác: 52(v/ph)
Tỷ số truyền chung: đc 1440 50 28,8 lv
Mặt khác theo sơ đồ động ta có:
UT=Ung.Uh=Uxích.Uh
Uxích=un : Tỷ số truyền ngoài hộp.
Uh: Tỷ số truyền hộp giảm tốc.
Unt=1:Tỷ số truyền nối trục.
Ux=3,5 :tỷ số truyền bộ truyền xích đã chọn.
Mặt khác: uh=un.uc. un: Tỷ số truyền cấp nhanh. uc: Tỷ số truyền cấp chậm.
→ Hợp lý với yêu cầu sai số về tỷ số truyền ∆ U =(2 ÷ 3)%
1.2.2 Xác định công suất, moment và số vòng quay trên các trục:
• Tính công suất từng trục: Ta có Plv = 2,8(kW).
Bảng phân phối tỷ số truyền:
Thông số Động cơ I II III Máy công tác Công suất
TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH
Chọn loại xích
Vì tải trọng xích va đập nhẹ, vận tốc thấp nên chọn xích con lăn.
Số liệu ban đầu: công suất PIII = 3,25 kW, số vòng quay bánh dẫn nIII = 182,1 (v/ph),momen xoắn T = 170442,06 (N.mm), tỷ số truyền = 3,5
Xác định các thông số của xích và bộ truyền
Theo bảng 5.4 tài liệu [1] ta chọn số răng của đĩa xích nhỏ z1 = 29-2 ux
Số răng của đĩa xích lớn: z2 = ux.z1 = 3,5.22 = 77 < zmax = 120
Theo công thức 5.5 tài liệu [1] ta có công thức tính toán:
Pd=(PIII.k.kz.kn)/kd ≤ [P], trong đó: kz: hệ số số răng z1 = 25 => kz = 25/z1 = 25/22=1,13 kn: hệ số số vòng quay
Tra bảng 5.5:Chọn n01 = 200 (vg/ph)
Theo công thức 5.4 và bảng 5.6 tài liệu [1] ta có:
K = k0.ka.kđc.kbt.kđ.kc
K0 = 1 (tâm đĩa xích so với phương ngang [s] : bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.
Đường kính đĩa xích
Theo công thức 5.17 và bảng 13.4 :
2 mm z d = pπ = da1 = p[0,5 + cotg( π /z1)] %,4[0,5+cotg(180/22)]= 189,36 (mm) da2 = p[0,5 + cotg( π /z2)] %,4[0,5+cotg(180/77)]= 634,9 (mm) df1 = d1 – 2r = 178,47 – 2.8,03 = 162,4 (mm) df2 = d2 – 2r = 622,7 – 2.8,03 = 606,6 (mm) với r = 0,5025dl + 0,05 = 0,5025.15,88 + 0,05 = 8,03 (theo bảng 5.2)
Kểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích: theo công thức 5.18 tài liệu [1] ta có:
Kr : Hệ số xét đến ảnh hưởng số răng đĩa xích.
Kd = 1 do bộ truyền xích một dãy.
Kđ = 1,2 hệ số tải trong động.
Fvd lực va đập trên một dãy xích:(N).
A = 180 diện tích chiếu của bản lề (tra theo bảng 5.12 tài liệu [1])
[ ] σ H ứng suất tiếp xúc cho phép tra theo bảng 5.11 tài liệu [1]. Ứng suất tiếp xúc của đĩa xích 1.
= + σ H = 500,2 Mpa Ứng suất tiếp xúc của đĩa xích 2.
Như vậy theo bảng 5.11 tài liệu [1] để đảm bảo độ bền tiếp xúc cho các đĩa xích ta dùng thép C45 tôi cải thiện đạt độ vấn bề mặt HB = 210 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho phép [σ H ] = 600 (Mpa) Tương tự, σ H 2 ≤ [ σ H ] (với cùng vật liệu và nhiệt luyện).
Thấy: σ ≤ H [σ H ] nên đảm bảo độ bền tiếp xúc.
Xác định các lực tác dụng lên trục
Với Kx : hệ số bể đến trọng lượng tính xích Kx = 1,15
(do bộ truyền nghiêng 1 góc nhỏ hơn 40 o )
P= 3,04 kW n= 125 vòng/phút u= 2,5 Đường kính đĩa xích dẫn: d1= 202,66 (mm) Đường kính đĩa xích bị dẫn: d2P9,57 (mm)
Số dãy xích: 1 dãy xích
Lực tác dụng lên trục: Fr= 2648,5 (N)
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC
Tính toán bộ truyền cấp nhanh ( bánh trụ răng thẳng)
3.1.1 Chọn vật việu và xác định ứng suất:
Thời gian làm việc : L = 5 năm.
Quay 1 chiều, tải va đập nhẹ, làm việc 300 ngày/ năm , 2 ca / ngày, 8 giờ / ca
Cặp bánh răng cấp nhanh: bánh rang trụ răng thẳng.
- Số vòng quay trục dẫn : n1 = 1440 vg/ph
- Mômen xoắn trên trục dẫn: T1 = 21421,8 Nmm
Cặp bánh răng cấp chậm: bánh răng trụ răng chữ V
- Số vòng quay trục dẫn : n2 = 372,1 vg/ph
- Mômen xoắn trên trục dẫn: T2 = 80331,9 Nmm
Theo bảng 6.1/trang 92 ta chọn:
Bánh nhỏ: thép C45 tôi cải thiện. Đạt độ rắn HB$1÷285
Bánh lớn (bị dẫn) : thép C45 tôi cải thiện Đạt độ rắn HB2÷240
II.Xác định ứng suất cho phép:
Theo bảng 6.2/trang 94 đối với thép C45 tôi cải thiện đạt HB NHO1= 1,6.10 7 ⇒ KHL1 = 1
Tương tự NHE2= 1,53.10 8 > NHO2= 1,39.10 7 => KHL2 =1
Ứng suất tiếp xúc sơ bộ được xác định :
Theo công thức ( 6.1a ): [ ] H Hlim HL
SH : Là hệ số an toàn khi tiếp xúc và cuốn, tra bảng 6.2/trang 94 → SH =1,1 với
-Với cấp nhanh sử dụng răng trụ răng thẳng do đó:
-Với cấp chậm dùng răng trụ răng nghiêng
Số chu kì thay đổi ứng suất uốn
* m F :bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn.
Với HB(180÷350)HB ⇒ mF = 6 (tra bảng 6.4/trang 95).
⇒ NFE2 = 4,17.10 8 > NFo = 4.10 6 số chu kì thay đổi ứng suất cở sở khi thử về uốn
Tương tự cho NFE1 ⇒ KFL1 =1
Ứng suất uốn cho phép, tính theo 6.2a/trang 93.
Trong đó: KFC=1:hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải với bộ truyền quay một chiều. Nên: σ Flin 0 = 1 , 8 HB
Theo (6.13 và 6.14)/trang 95 , ứng suất quá tải cho phép.
Với bánh răng thường hoá, thép tôi cải thiện
3.1.2 Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Trong đó : ψ ba : Hệ số; là tỷ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục Chọn ψ ba = 0,3 theo bảng 6.6 tài liệu [1]. ψ ba = 0,53 ψ ba (U1+1) = 0,53.0,3.(3,87+1) = 0,774.
Ka I,5 : Hệ số phụ thuộc vào vật liệu làm cặp bánh răng.
Tra bảng 6,7 tài liệu [1] , KH β = 1,02 ( sơ đồ 7).
3.1.3 Xác định các thông số ăn khớp:
Tra bảng 6.8 tài liệu [1] ta chọn mođun pháp m = 1,5.
Số răng bánh nhỏ theo công thức 6.19 tài liệu[1].
Chọn aw1 = 105 mm, do đó cần dịch chỉnh để tăng khoảng cách trục từ 103 lên
Tính hệ số dịch tâm theo 6.22: y= aw1/m – 0,5(z1+z2)5/1,5 – 0,5(109+28)= 1,5
Theo bảng 6.10a tra được kx=0,702.
Theo (6.24) hệ số giảm đỉnh răng ∆ = y k z x /1000 t =0,702.137/1000=0,09
Theo 6.25, tổng hệ số dịch chỉnh:
Theo 6.26, hệ số dịch chỉnh bánh 1:
Tỷ số truyền thực sẽ là:
3.1.4 Các thông số cơ bản của bộ truyền:
Góc profin gốc: α 0 (theo TCVN 1065 – 71)
Khoảng cách trục: aw = 105 mm
Theo bảng 6.1 tài liệu [1] ta xác định được: Đường kính vòng chia:
2 = = β m z d (mm) Đường kính đỉnh răng: da1 = d1 + 2(1+x1- ∆ y )m = 42 + 2(1+0,5-0,09)1,5 = 46 (mm) da2 = d2 + 2(1+x2 - ∆ y )m 4 + 2.1,5(1+1,09-0,09) = 170 (mm)
Chiều rộng vành răng: bw = ψ ba.aw1 = 0,3.105 = 32(mm)
Góc ăn khớp: theo công thức 6.27 tài liệu [1] ta có °
3.1.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Theo công thức 6.33 tài liệu [1]:
ZM: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, theo bảng 6.5 tài liệu [1] ZM = 274 (Mpa 1/3 ).
ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, theo công thức 6.34 tài liệu [1] ta có:
Z ε : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:
Hệ số trùng khớp ngang: theo công thức 6.38b tài liệu [1] ta có: α = ε [1,88 – 3,2.(1/28 + 1/109)].cosβ= 1,736 Đường kính vòng lăn: dw1 = 2.aw1/(um + 1) = 2.105/(3,89 + 1) = 42,92 (mm) α
K H : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng thẳng: Theo bảng 6.14 K H α = 1,09
Vận tốc vòng của bánh răng: s n m v d w 3,24 /
Tra bảng 6.13 tài liệu [1] ta được cấp chính xác của bánh răng là cấp 8
Vậy theo công thức 6.42 tài liệu [1]
K β α Ứng suất tiếp trên bề mặt làm việc:
Cấp chớnh xỏc 8 nờn cần gia cụng đạt độ nhỏm: Ra = 1,25 0,63àm
Do đó theo công thức 6.1 và 6.1a tài liệu [1] ta có:
Ta thấy σ H ≤[ ]σ H vậy răng đã chọn thỏa mãn độ bền tiếp xúc.
3.1.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
Theo công thức 6.43 tài liệu [1]:
Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: 0,576
Hệ số kể đến đọ nghiêng của răng: 1
Số răng tương đương: 28 cos 3
Tra bảng 6.18 tài liệu [1] ta được: YF1 = 3,8 ; YF2 = 3,6
Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vòng ăn khớp khi tính về uốn: Theo bảng 6.14 : KF α = 1,27
Thay vào công thức 6.46 tài liệu [1] ta có:
Hệ số tải trọng kki tính về uốn: theo công thức 6.45 tài liệu [1].
Suy ra: Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng chủ động: m MPa d b
R 1 y = hệ số ảnh hưởng của độ nhám mặt chân răng
1( 450 ) xF a k = d ≤ mm hệ số kể đến kích thước ảnh hưởng đến độ bền uốn
Do đó theo công thức 6.2 và 6.2a ta có: ứng suất uốn cho phép
σ F 1 ≤[ ]σ F 1 &5 Mpa Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng bị động:
Cặp bánh răng thỏa yêu cầu về ứng suất uốn.
3.1.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Hệ số quá tải: = max =1
K qt T Ứng suất tiếp xúc cực đại:σ H max =σ H K qt F2,5 Mpa NHO1 => KHL2 =1
Ứng suất tiếp xúc sơ bộ được xác định :
Theo công thức ( 6.1a ): [ ] H Hlim HL
SH : Là hệ số an toàn khi tiếp xúc và cuốn, tra bảng 6.2/trang 94 → SH =1,1 với
1,1 = ( MPa ) -Với cấp chậm dùng răng trụ răng nghiêng
Số chu kì thay đổi ứng suất uốn
* m F :bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn.
Với HB(180÷350)HB ⇒ mF = 6 (tra bảng 6.4/trang 95).
⇒ NFE2 = 1,4.10 8 > NFo = 4.10 6 số chu kì thay đổi ứng suất cở sở khi thử về uốn
Tương tự cho NFE1 ⇒ KFL1 =1
Ứng suất uốn cho phép, tính theo 6.2a/trang 93.
Trong đó: KFC=1:hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải với bộ truyền quay một chiều. Nên: σ Flin 0 = 1 , 8 HB
Theo (6.13 và 6.14)/trang 95 , ứng suất quá tải cho phép.
Với bánh răng thường hoá, thép tôi cải thiện
3.2.2 Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Ka: hệ số phụ thuộc vào vật liêu của cặp bánh răng và loại răng Tra bảng 6.5 tài liệu [1] ta có Ka = 43
KH β=1,15: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc
3.2.3 Xác định các thông số ăn khớp:
Môđun: m = (0,01 0,02) a w 2 = (0,01 0,02).115 = 1,15 2,3 Chọn môđun tiêu chuẩn của bánh răng cấp chậm bằng môđun cấp nhanh: m =1,5
Số răng bánh nhỏ: theo công thức 6.31 tài liệu [1]
Do đó tỷ số truyền thực: um = Z2/Z1 = 3
3.2.4 Các thông số cơ bản của bộ truyền:
Góc prôfin gốc: α 0 (Theo TCVN 1065 – 71)
= tg arctg arctg tg tw t β α α α
Khoảng cách trục: aw2 = 115 mm, vì răng chữ V nên không dịch chỉnh trục.
Chiều rộng vành răng: b w =ψ ba a w 2 =0,5.115Xmm
Số răng mỗi cặp bánh răng: Z1 = 31; Z2 = 93.
Tỷ số truyền cấp chậm: Um = 3 Đường kính vòng chia:
2 = 2 = = β Đường kính vòng lăn: u mm d a m w w 57,5
= + mm u d d w 2 = w 1 m W,5.32,5 Đường kính đỉnh răng: da1 = d1 + 2m = 57,5 + 2.1,5 = 60,5 mm da2 = d2 + 2m = 172,5 + 2.1,5 = 175,5 mm Đường kính đáy răng: df1 = d1 – 2,5m = 57,5 – 2,5.1,5 = 54,13 mm df2 = d2 – 2,5m = 172,5 – 2,5.1,5 = 169,13mm
3.2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Zm: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp Theo bảng 6.5 tài liệu [1] có Zm = 274 Mpa 1/3
ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Theo công thức 6.34 tài liệu [1]
Hệ số trùng khớp ngang:
Hệ số trùng khớp dọc:
Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở:
23 , 24 cos cos = = ⇒ = t b b tg tg tgβ α β β
Z ε : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Theo công thức 6.36 tài liêu [1]
Vận tốc vòng của bánh răng: s n m v d w 1,12 /
Tra bảng 6.13 tài liệu [1]: cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về tiếp xúc là 6.
Tra bảng 6.14 tài liệu [1] với cấp chính xác là 9; v < 2,5 m/s
Tra bảng 6.15 và 6.16 tài liệu [1] được: g0 = 73; δ H = 0 , 002 ; δ F = 0 , 006
Tra bảng 6.7 tài liệu [1] ta được: KH β = 1,15; KF β= 132 (ứng với sơ đồ 3)
Thay các số liệu vừa tìm được vào công thức 6.41 tài liệu [1]
Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc Theo công thức 6.39 tài liệu [1]:
K β α Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc Theo công thức 6.33 tài liệu
Cấp chớnh xỏc 9 do đú cần gia cụng đạt Ra = 2,5 1,25 àm => Z R = 0,95.
Với da < 700 mm => KxH = 1 v = 1,17 (m/s) < 5 (m/s) => Zv = 0,85.1,17 0,1 =0,864
Theo công thức 6.1 và 6.1a tài liệu [1]:
Như vậy: σ H ≤[ ]σ H bánh răng đã chọn đảm bảo điều kiện tiếp xúc.
3.2.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: 0,709
Hệ số kể đến đọ nghiêng của răng: 0,742
Vì sử dụng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x = 0
Tra bảng 6.18 tài liệu [1] ta được: YF1 = 3,62; YF2 = 3,6
Theo công thức 6.47 tài liệu [1] ta có:
Thay vào công thức 6.46 tài liệu [1]:
Hệ số tải trọng khi tính về uốn xác định theo công thức 6.45 tài liệu [1]:
Suy ra: Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng chủ động: m MPa d b
R 1 y = hệ số ảnh hưởng của độ nhám mặt chân răng
1( 450 ) xF a k = d ≤ mm hệ số kể đến kích thước ảnh hưởng đến độ bền uốn
Do đó theo công thức 6.2 và 6.2a ta có: ứng suất uốn cho phép
σ F 1 ≤[ ]σ F 1 (1,3 Mpa Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng bị động:
Cặp bánh răng thỏa yêu cầu về ứng suất uốn.
3.2.7 Kiểm nghiệm răn về quá tải:
Hệ số quá tải: = max =1
K qt T Ứng suất tiếp xúc cực đại: σ H max =σ H K qt D7,75 Mpa Fa =0 (N); X = 1; Y = 0; vì vòng trong quay nên V = 1, nhiệt độ < 105 0 C nên Kt = 1; Hộp giảm tốc có công suất tương đối nhỏ nên Kd = 1.
Theo công thức 11.6 tài liệu [1] Tải trọng động quy ước:
Khả năng tải trọng động quy ước xác định theo công thức 11.1 tài liệu [1]: m d Q L
Thấy Cd < C = 17,6 (kN) vậy khả năng tải động của ổ lăn được đảm bảo.
5.2.2 Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ:
Ta có Fa = 0, theo công thức 11.19 tài liệu [1].
Qt1 = X0.Fr (X0 = 0,5 theo bảng 11.6 tài liệu [1])
Q0 = max[Qt1; Qt2] = 2,376 (kN) < C0 = 11,6 (kN)
Vậy khả năng tải tĩnh của ổ lăn được đảm bảo.
Trục III
Vì tải trọng nhỏ và chỉ chịu lực hướng tâm do tổng lực dọc trục = 0, nên ta sử dụng ổ bi đỡ 1 dãy cho các gối đỡ 0 và 1.
Với đường kính ngõng trục d30 = 35 mm Theo bảng P2.7 tài liệu [1] ta chọn ổ bi đỡ cỡ nhẹ 307 có d = 35 (mm); D = 80 (mm); Khả năng tải động C 26,2 (kN); Khả năng tải tĩnh C0 = 17,9 (kN).
5.3.1 Kiểm nghiệm khả năng tải động:
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ 0 và 1:
F r = r = x + y = + = Lực dọc trục Fa = 0 (N), theo công thức 11.3 tài liệu [1]:
X = 1; Y = 0; vì vòng trong quay nên V = 1; Nhiệt độ < 105 0 C nên Kt = 1; công suất nhỏ nên Kd = 1.
Khả năng tải trọng động của ổ xác định theo cong thức 11.1 tài liệu [1]: m d Q L
Thấy Cd < C(26,2 kN) nên khả năng tải động của ổ được đảm bảo.
5.3.2 Kiểm tra khả năng tải tĩnh:
Qt1 = X0.Fr (X0 = 0,6 theo bảng 11.6 tài liệu [1])
Q0 = max[Qt1; Qt2] = 4,522 (kN) < C0 = 17,9(kN)
Vậy khả năng tải tĩnh của ổ lăn được đảm bảo.
THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC VÀ CÁC BỘ PHẬN KHÁC
6.1Tính kết cấu vỏ hộp:
Vỏ hộp của hộp giảm tốc có nhiệm vụ đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền tới , đựng dầu bôi trơn, bảo vệ các chi tiết may tránh bụi bặm.
Chỉ tiêu cơ bản của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ, vì vậy vật liệu nên dùng của hộp giảm tốc là GX15-32.
Kết cấu vỏ hộp giảm tốc:
Các kích thước chủ yếu của vỏ hộp:
Nắp hộp: δ 1 =0,9.δ = 0,9.7 = 6,3 mm lấy δ 1 = 6 mm
Chiều dày: e=( 0 , 8÷1 )δ = 7mm Chiều cao: h < 58 mm Độ dốc: 2 0
Bulông nền: d1 > 0,04.a + 10 = 0,04.115 + 10 ,6 mm > 12 mm Lấy d1 = 14 mm
Bulông cạnh ổ: d2 = (0,7…0,8)d1 = 9,8…11,2 mm lấy d2 = 12 mm Bulông ghép nắp bích và thân: d3 = (0,8…0,9)d2 = 9,6…10,8 mm lấy d3 = 10 mm
Vít ghép nắp ổ: d4 = (0,6…0,7)d2 = 7,2…8,4 mm lấy d4 = 8 mm Vít ghép nắp cửa quan sát: d5 = (0,5…0,6)d2 = 6…7,2 mm lấy d5 = 6 mm
Mặt bích ghép nắp và thân:
Chiều dày bích thân hộp: S3 = (1,4…1,8)d3 = 14…18 mm lấy
Chiều dày bích nắp hộp: S4 = (0,9…1)S3 = 14 mm
Bề rộng bích nắp và thân: K3 = K2 - (3…5) 5 mm
Đường kính gối trục: Đường kính ngoài và tâm lỗ vít: D2, D3 tra theo bảng 18.2 tài liệu [2]
Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ: K2 = E2 + R2 + (3…5) Tâm lỗ bulông cạnh ổ: E2 = 1,6d2 = 17 mm
Khoảng cách từ tâm bulông cạnh ổ đến tâm ổ:
C ≈ sao cho k ≥ 1,2d2; k là khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ:
Kích thước gối trục trên vỏ hộp:
Trục I D3 mm D2h mm trục II D3 mm D2x mm
Mặt đế hộp: (khi có phần lồi)
Bề rộng mặt đế hộp: k1 = 3.d1 = 45mm Chọn k1Hmm q ≥ k1 + 2.δ = 62 mm chọn q = 64 mm
Khe hở giữa các chi tiết:
Giữa bánh răng với thành trong hộp: ∆= 23 mm Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp: ∆ 1 = 40 mm
6.2Một số chi tiết khác:
6.2.1 Bulông vòng: Được tra theo bảng 18.3a và 18.3b tài liệu [2]
Chốt định vị hình côn d = 6 mm; chiều dài l = 33 mm; c = 1 mm
PHẦN VII: DUNG SAI LẮP GHÉP
Dựa vào kết cấu làm việc, chết dộ tải của các chi tiết trong hộp giảm tốc mà ta chọn các kiểu lắp ghép sau:
7.1 Dung sai và lắp ghép bánh răng:
Chịu tải vừa , thay đổi va đập nhẹ vì thế ta chọn kiểu lắp trung gian H7/k6.
7.2 Dung sai lắp ghép ổ lăn:
Khi lắp ổ lăn ta cần lưu y:
- Lắp vòng trong trên trục theo hệ thống lỗ, lắp vòng ngoài vào vỏ theo hệ thống trục
- Để các vòng ổ không trơn trựơt 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.
Chính vì vậy mà khi lắp ổ lăn lên trục ta chọn mối ghép k6, còn khi lắp ổ lăn vào vỏ ta chọn H7.
7.3 Dung sai khi lắp vòng chắn dầu:
Chọn kiểu lắp trung gian H7/js6 để thuận tiện cho quá trình tháo lắp.
7.4 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.
7.5 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)
Sai lệch giới hạn dưới (μm)
Bảng dung sai lắp ghép ổ lăn:
[1] Trịnh Chất, Lê Văn Uyển – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập1.
[2] Trịnh Chất, Lê Văn Uyển – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập2 Nxb Giáo dục Hà Nội.
[3] Nguyễn Trọng Hiệp – Chi tiết máy Tập1,2
Nxb Giáo dục Hà nội 1994
[4] Ninh Đức Tốn – Dung sai và lắp ghép.
Nxb Giáo dục Hà nội 2004
[5] Nguyễn Trọng Hiệp, Nguyễn Văn Lẫm – Thiết kế chi tiết máy.
Mối lắp Sai lệch giới hạn
(μm) Mối lắp Sai lệch giới hạn (μm) es ei ES EI