Đồ án ngyên lí chi tiết máy đề 3 phương án 10 spkt

PHẦN I : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN I Chọn động điện - Công suất truyền trục công tác Pi Pct = Plv ∑ ( P ) t ∑t i = (12.0, + 0,82.0,3).3, = 3.49 i - Tính hiệu suất hệ thống η = η k η ol η 2br η x = 1.0,99 4.0,982.0,97 = 0.885658 Trong : ηk : hiệu suất khớp nối ηol : hiệu suất ổ lăn ηbr : hiệu suất bánh ηx : hiệu suất truyền xích Tra từ tài liệu TTTK Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí , bảng 2.3 , trang 19 , ta có : ηk = ; ηol = 0,99; ηbr = 0,98; ηx = 0,97 Vậy hiệu suất hệ thống η = 0,89 - Công suất trục động Pctdc = - - Pct 3, 49 = = 3,92 η 0,89 Tính số vòng quay sơ Số vòng quay trục công tác : nlv = 54 Chọn sơ tỉ số truyền : usb = uh ux = 12.2,2 = 26,4 Trong : uh : tỉ số truyền hộp giảm tốc ux : tỉ số truyền truyền xích Số vòng quay sơ động : nsb = usb.nlv = 26,4 54 = 1425,6 (v/ph)  Ta chọn động Số hiệu động : 4A100L4Y3 Công suất danh nghĩa : 4,0 (kW) Số vòng quay trục đơng : 1420 (v/ph) Đường kính trục động : 28 (mm) Tk Tdn II kW Phân phối tỉ số truyền : 2,0 SV : Đặng Duy Đức Trục Trục Trục Trục Trục - Tỉ số truyền thực ndc nlv 1420 54 ut = = = 26,3 Chọn tỉ số truyền hộp giảm tốc : ung = ux = 2,2 uhgt = u12 u23 = unh uch = - - Tỉ số truyền hộp giảm tốc : Tỉ số truyền cấp HGT : Theo 3.11 sách TTTK Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí ta có: unh = (1,2- 1,3).uch u12 = unh = 3,9 u23 = uch = Kiểm tra sai lệch tỉ số truyền ∆u = - ut = 11,9 ung ut − u pp ut = ∆u = 26.3 − 25.74 = 0.02 26.3 Tính số vòng quay trục SV : Đặng Duy Đức Số vòng quay trục : n1 = n0 1420 = = 1420 u01 (v/ph) Số vòng quay trục : n1 1420 = = 364,102 u12 3,9 n2 = (v/ph) Số vòng quay trục : n3 = - n2 364,102 = = 121,367 u23 (v/ph) Công suất trục Công suất trục P3 = Plv 3,7 3,7 = = = 3,85 η34 ηol η x 0,99.0,97 (kW) Công suất trục P2 = P3 3,85 3,85 = = = 3,97 η23 ηol ηbr 0,99.0,98 (kW) Công suất trục P1 = P2 3,97 3,97 = = = 4,09 η12 ηol ηbr 0,99.0,98 (kW) Công suất trục động Pdc = - P1 4,09 4,09 = = = 4,13 η01 ηol ηk 0,99.1 (kW) Moment xoắn trục Moment trục động 9,55.106.Pctdc 9,55.106.3,92 Tdc = = = 26363,38 ndc 1420 (N.mm) Moment trục T1 = 9,55.106.P1 9,55.106.4,09 = = 27506,69 n1 1420 (N.mm) SV : Đặng Duy Đức Moment trục 9,55.106.P2 9,55.106.3,97 T2 = = = 104128,78 n2 364,102 (N.mm) Moment trục T3 = 9,55.106.P3 9,55.106.3,85 = = 302944,79 n3 121.367 (N.mm) Moment trục làm việc 9,55.106.Plv 9,55.106.3,7 Tlv = = = 654351,85 nlv 54 (N.mm) Bảng 01: Đặc tính kĩ thuật hệ truyền động Trục Thông số Công suất (kW) Tỉ số truyền Tốc độ quay (v/ph) Momment xoắn (N.mm) Động I II III Công tác 4,13 4,09 3,97 3,85 3,7 1420 26363,38 3,9 2,2 1420 364,1 121,37 54 27506,69 104128,78 302944,79 654351,8 PHẦN II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH I - - Số liệu đầu vào Các thông số làm việc truyền Công suất trục dẫn : P1 = 3,85 (kW) Số vòng quay trục dẫn : n1 = 121,37 (v/ph) Tỉ số truyền truyền xích : u = 2,2 Moment xoắn trục dẫn : T = 302944,79 (N.mm) Điều kiện làm việc truyền Tải trọng va đập Trục đĩa xích điều chỉnh Làm việc ca Bôi trơn nhỏ giọt SV : Đặng Duy Đức II Thiết kế truyền xích Chọn loại xích : Xích ống lăn z1 = 29 − 2u = 24,6 Chọn số đĩa xích dẫn: => Chọn z1 = 25 (răng) z2 = u.z1 = 25.2, = 55 Số đĩa xích bị dẫn : => Chọn z2 = 55 (răng) Xác định số bước xích: Tính hệ số điều kiện sử dụng k Hệ số Giá trị Điều kiện làm việc truyền xích k0 Bộ truyền đặt nằm ngang ka a = (30÷50)p kdc Trục đĩa xích điều chỉnh kbt 1,3 Bơi trơn nhỏ giọt, mơi trường làm việc có bụi kd 1,2 Tải trọng va đập kc 1,25 Làm việc ca k = k0.ka.kdc.kbt.kd.kc = 1,95 • Hệ số : kz = 25 25 =1 n01 50 = = 0, 41 n1 121,37 • Hệ số vòng quay kn = • Hệ số phân bố không đề tải trọng cho dãy xích: Chọn xích dãy kd = - Cơng suất tính tốn [5.5 trang 83 sách TTTK Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí] k k z kn P1 1,95.1.0,41.3,85 Pt = = = 3,08 kd (kW) - Chọn bước xích : Theo bảng 5.5 [trang 81 sách TTTK Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí] , với n01 = 50(v/ph) Chọn truyền xích có bước xích p = 25,4 (mm) thõa mãn điều kiện độ bền mỏi Pt ≤ [Pt] = 3,2 (kW) Xác định khoảng cách trục số mắt xích + Khoảng cách trục sơ asb = 40p = 40.25,4 = 1016mm + Xác định số mắt xích SV : Đặng Duy Đức X = 2asb ( z1 + z2 ) p z2 − z1 2.1016 (25 + 55) 25, 55 − 25 + + ( ) = + + ( ) p asb 2π 25, 1016 2.3,14 = 120,6 Chọn X = 122 (mắt) + Tính lại khoảng cách trục 2 z1 + z2 ) (  ( z1 + z2 )  z2 − z1     a = p X − + X − ÷ − 2 ÷ =  2  π       1034,3mm Để xích khơng chịu lực căng lớn, giảm ∆a = (0,002 ÷ 0,004).a = 2,1 ÷ 4,2 (mm) Vậy chọn a = 1030 mm Kiểm nghiệm số lần va đạp xích s 4v n1.z1 128,37.25 i= = = = 1,75 L 15 X 15.122 < [i] = 30 Kiểm tra độ bền Q S= ≥ [S ] K d Ft + Fo + Fv Trong Q = 56700 (N) (bảng 5.2 trang 78 sách TTTK Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí) kd = 1,7 (tải trọng mở máy lần tải trọng danh nghĩa) 1000.P1 1000.3,85 Ft = = = 3007,8 v1 1, 28 N p.z1.n1 25, 4.25.121,37 v1 = = = 1, 28 60000 60000 m/s Fo = k f qag = 6.2,6.0,13.9,81 = 19,9 N Fv = q.v12 = 2,6.1, 282 = 4,26 N [S] = 8,2 S= Q = 11,04 ≥ [S ] = 8,2 K d Ft + Fo + Fv Vậy truyền xích đảm bảo điều kiện bền SV : Đặng Duy Đức Đường kính đĩa xích: Theo cơng thức (5.17) bảng 13.4 sách TTTK HTDĐCK d1 = p/sin(π/z1) = 24,5/sin(π/25) = 195,48 mm d2 = p/sin(π/z2) = 24,5/sin(π/55) = 429,16 mm Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc k ( F K + Fvd ) E σ H = 0, 47 r t d A.kd Trong : kr = 0,42 (trang 87 sách TTTK Hệ Dẫn Động Cơ Khí) Kd = 1,2 hệ số tải trọng động Fvđ = 13.10-7.n1.p3.m = 2,59 N kd = hệ số phân bố tải trọng động dãy , xích dãy (5.5 ) A = 180 diện tích mặt tựa lề , tra bảng 5.12 [87, sách TTTK Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí) E = 2,1 105 (MPa) k ( F K + Fvd ) E σ H = 0, 47 r t d A.kd = 625,27 MPa Như dùng thép 45 , ram đạt độ cứng HCR45, tra bảng 5.11 (trang 86 , sách TTTK Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí) đạt ứng suất tiếp Lực tác dụng lên trục Fr = kx.Ft = 1,15.3007,8 = 3458,97 (N) Trong truyền đặt nằm ngang , kx = 1,15 [σ H ] = 800 (MPa) 10 Bảng số liệu tính tốn Số liệu đầu vào + Cơng suất trục dẫn : P1 = 3,85 + Số vòng quay trục dẫn : n = 121,37 +Tỉ số truyền truyền xích : u = 2,2 ( kW) (v/ph) SV : Đặng Duy Đức Kết tính tốn Thơng số Loại xích Đường kính đĩa xích dẫn Đường kính đĩa xích bị dẫn Bước xích Số đĩa xích dẫn Số đĩa xích bị dẫn Số mắt xích Khoảng cách trục Lực tác dụng lên trục Kí hiệu (đơn vị) d1(mm) d2(mm) P(mm) Z1 Z2 X a(mm) Fr (N) Giá trị Xích ống lăn 195,48 429,16 25,4 25 55 122 1030 3458,97 SV : Đặng Duy Đức PHẦN III: BỘ TRUYỀN HỘP GIẢM TỐC I Bộ truyền cấp nhanh Thông số đầu vào Công suất trục dẫn : P1 = 4,09 (kW) Số vòng quay trục dẫn : n1 = 1420(v/ph) Tỉ số truyền truyền cấp nhanh: u = 3,9 Moment xoắn trục dẫn: T1 = 27506,69(N.mm) Tính tốn thiết kế Chọn vật liệu Theo bảng 6.1 (sách TTTK Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí) chọn: Bánh nhỏ : thép 45 cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có σb1 = 850MPa , σch1 = 580MPa Bánh lớn : thép 45 cải thiện đạt độ rắn HB192… 240 có σb2 = 750MPa , σch2 = 450MPa Xác định ứng suất tiếp xúc ứng suất uốn cho phép Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 250 Chọn độ rắn bánh lớn HB2 = 230 Ứng suất tiếp xúc cho phép σ K [σ H ] = HLim HL Z R ZV K xH SH Trong : σ HLim K HL SH ZR ZV K xH : giới hạn bền mỏi mặt ứng với số chu kì sở : hệ số tuổi thọ : hệ số an toàn : hệ số ảnh hưởng đến độ nhám mặt : hệ số ảnh hưởng đến tốc độ vòng : hệ số ảnh hưởng đến kích thước bánh mH  N HO   ÷  N HE  KHL = NHO = 30.HB2,4 : Số chu kì sở tính độ bền tiếp xúc SV : Đặng Duy Đức t∑ NHE = 60.c.n : Số chu kì chịu tải bánh xét Trong : c : Số lần ăn khớp bánh vòng quay n : số vòng quay bánh (v/ph) t∑ : tổng số làm việc Theo bảng 6.1 sách TTTK Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí Có σ HLim = 2HB +70 , SH = 1,1 Theo 6.4 trang 93 sách TTTK HTDĐCK chọn mH = NHO1 = 30 NHO2 = 30 σ HLim σ HLim 2,4 H HB 2,4 H HB = 30 2502,4 = 17.106 = 30 2302,4 = 14.106 = 2HB1 +70 = 570 MPa = 2HB2 +70 = 530 MPa NHE1 = 60.1.1420.34560 = 29.108 NHE2 = 60.1 1420 3.9 34560 = 755.106 Vì NHE > NHO nên lấy KHL = [σ H ] = 518MPa  Vậy [σ H ] = 482MPa ; [σ H ] = 482MPa Ứng suất uốn cho phép σ FLim K FL [σ F ] = K FC YR YS K xF SF 10 SV : Đặng Duy Đức 34 SV : Đặng Duy Đức Tính kiểm nghiệm trục độ bền mỏi a) Với thép 45 có σb =600MPa, σ −1 = 0, 436σ b = 0, 436.600 = 216,6 MPa τ −1 = 0,58σ −1 = 0,58.261,6 = 151,7 MPa ψ σ = 0,05,ψ τ = Theo bảng 10.6 , Các trục hộp giảm tốc quay, ứng suất uốn thay dổi theo chu kì đối xứng σaj tính theo (10.22), σmj = Vì trục quay chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động , τmj = τaj tính theo (10.23) b) Xác định hệ số an toàn tiết diện nguy hiểm trục - Dựa vào kết cấu biểu đồ moment trục ta thấy tiết diên nguy hiểm cần kiểm tra độ bền mỏi: Trục : Tiết diện 10 tiết diện 13 Trục : Tiết diện 22 , 23 24 Trục : Tiết diện 32 , 33 , 31 Chọn lắp ghép: Các ổ lăn lắp ghép trục theo kiểu k6, lắp bánh đai, nối trục, bánh theo kiểu k6 kết hợp lắp then Kích thước then (tra bảng 9.1b), trị số moment uốn moment cản xoắn (tra bảng 10.6 tài liệu TTTK Hệ Dẫn Động Cơ Khí ) ta có: Tiết diện Đường kính trục bxh t1 W(mm3) Wo(mm3) 12 25 8x7 696,50 2503,48 13 30 10x8 1607,70 4257,08 22 34 10x8 2619,94 6476,64 23 36 10x8 3243,39 7821,51 24 34 10x8 2619,94 6476,64 32 40 12x8 4838,5 11118,5 33 40 12x8 4838,5 11118,5 34 40 12x8 4838,5 11118,5 K σaj c) Xác định hệ số Kτaj tiết nguy hiểm: 35 SV : Đặng Duy Đức - Xác đinh hệ số Kσdj Kτdj tiết dện nguy hiểm theo công thức (10.25) (10.26) : Ks dj =( Ks / es +K x - 1) / K y Kt dj =( Kt / et +K x - 1) / K y - Các trục gia công máy tiện, tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra =(2,5 - 0, 63) mm Do theo bảng 10.8 tài liệu [I], hệ số tập trung ứng suất trạng thái bề mặt Kx=1,06 - Không dùng phương pháp tăng bề mặt hệ số tăng bền Ky=1 - Theo bảng 10.12 tài liệu [I], dùng dao phay ngón, hệ số tập trung ứng s b =600 MPa ks =1, 76, kt =1,54 suất rảnh then ứng với vật liệu có -Theo bảng 10.10 tài liệu [I], ta có thơng số bảng sau: Đường kính trục d εσ ετ Tiêt diện (mm) 0,88 0,81 13 30 22 34 0,85 0,78 23 36 0,85 0,78 24 34 0,85 0,78 32 40 0,85 0,78 33 40 0,85 0,78 - Theo bảng 10.11 tài liệu [1], ta tra tiết diện nguy hiểm sj = ss j ´ st j s sj +s t j Kσ εσ Kτ ετ lắp căng ³ [s] Với : Trong : [ S] =1,5…2,5 hệ số an toàn cho phép 36 SV : Đặng Duy Đức Tiết diện d(mm) Kσ εσ Kτ ετ Kσ d Kτ d Sσ Sτ S 13 30 2,06 1,64 2,12 1,7 6,87 4,9 22 34 2,06 1,64 2,12 1,7 2,81 16,1 2,77 23 36 2,06 1,64 2,12 1,7 2,51 18,1 2,49 24 34 2,06 1,64 2,12 1,7 2,54 22,1 2,52 32 40 2,06 2,03 2,12 2,09 6,05 11,95 5,4 33 40 2,06 2,03 2,12 2,09 3,4 5,54 2,9 sσ j - : hệ số an toàn xét riêng ứng suất pháp ss j = S- Ks dj s aj +ys s mj Theo công thức 10.20 tài liệu [1] : - : hệ số an toàn xét riêng ứng suất tiếp j: st j = t -1 Kt dj t aj +Yt t mj Theo công thức 10.21 tài liệu [1]: - Các trục hộp giảm tốc quay ,ứng suất tiếp thay đổi theo chu kì đối xứng Do theo công thức 10.22 tài liệu [1]: σmj=0, σaj =σmaxj =Mj/ Wj M j = M xj2 +M yj - Với Mj theo cơng thức 10.15 tài liệu [1]: Vì trục quay chiều ,ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động Do T t mj =t aj =t max j / = j 2.W0 j theo cơng thức 10.23 tài liệu [1]: d) Tính kiểm nghiệm độ bền then Với tiết diện dung ghép then cần tiến hành kiểm nghiệm mối ghép độ bền dập theo (9.1) độ bền cắt theo (9.2) Kết tính tồn sau, với lt = 1,35d Kết tính tốn trình bày bảng đây: 37 SV : Đặng Duy Đức lt Bxh T(N.mm) σd τc Tiết diện d(mm) 13 30 28.8 8x7 27506,69 12 20 27 6x6 3,5 27506,69 40.7506518 16.9794 22 34 46 10x8 52064,39 22.1928346 6.65785 23 36 49 10x8 104128,78 39.3532804 11.80598 24 34 46 10x8 52064,39 22.1928346 32 40 54 12x8 151472,39 46.7507376 11.68768 33 40 54 12x8 151472,39 46.7507376 11.68768 34 40 54 12x8 302944,79 63.0642289 t1 (MPa) 14.9087750 (MPa) 4.47263 6.65785 15.7660 [ s ] =100MPa d III Với tải trọng va đập nhẹ τc [ ] = 40 ÷ 60MPa => Các then thõa mãn điều kiện bền dập điều kiện bền cắt Tính tốn chọn ổ lăn Trục F =0 Fr Fa = 0, nên ta chọn ổ bi đỡ dãy cho gối đỡ 38 SV : Đặng Duy Đức Dựa vào đường kính ngõng trục d11 = 25 (mm) Tra bảng P2.7 tài liệu [1] chọn ổ bi đỡ cỡ trung có ký hiệu 205; đường kính d = 25 (mm); Đường kính ngồi D = 52 (mm); Khả tải trọng động C = 11 (kN); Khả tải trọng tĩnh Co = 7,09 (kN); B = 15 (mm); r = 1,5 (mm); đường kính bi = 7,94 (mm) • Kiểm nghiệm khả tải động: Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ 0: Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ 1: Vậy ta kiểm nghiệm với ổ chịu tải trọng lớn Fr = Fr0 = 667 (N) Theo công thức 11.3 tài liệu [1]: Q = (V.X.Fr + Y.Fa).Kt.Kd Trong đó: Fr: Tải trọng hướng tâm (kN) Fa: Tải trọng dọc trục V: Hệ số kể đến vòng quay V = Kt: Hệ số kể đến ảnh hưởng nhiệt độ Kt = Kd: Hệ số kể đến đặc tính tải trọng, theo bảng 11.3 tài liệu [1]: Kd = 1,2 X: Hệ số kể đến đặc tính tải trọng X = chịu lực hướng tâm Y: Hệ số tải trọng dọc trục Y = Fa = (1´ 1´ 1,0212 +1´ 0) ´ 1´ 1, =1, 23 => Q = (V.X.Fr + Y.Fa).Kt.Kd = (kN) Khả tải trọng động theo công thức 11.1 tài liệu [1]: Cd =Q m L Với m = LH: tuổi thọ tính triệu vòng quay LH =K HE tS Theo bảng 6.4 tài liệu [1]: KHE = 0,125 LH = 0,125.24000 = 3000 Vậy Cd = 5,077 (kN) < C = 11 (kN) Khả tải trọng động ổ lăn đảm bảo 39 SV : Đặng Duy Đức • Kiểm nghiệm khả tải tĩnh: Ta có Fa = 0, theo cơng thức 11.19 tài liệu [1] Qt1 = X0.Fr (X0 = 0,6 theo bảng 11.6 tài liệu [1]) = 0,6.1515,38 = 0,909 (kN) Qt2 = Fr =0,440 (kN) Q0 = max[Qt1; Qt2] = 0,909(kN) < C0 = 7,94 (kN) Vậy khả tải tĩnh ổ lăn đảm bảo 40 SV : Đặng Duy Đức Trục - Để bù lại sai số góc nghiêng răng, đảm bảo cho cặp ăn khớp ta chọn ổ đũa trụ ngắn đỡ - Dựa vào đường kính ngõng trục d21 = 25 (mm) Tra bảng P2.8 tài liệu [1] chọn ổ trụ ngắn đỡ cỡ nhẹ 2205 có: d = 25 (mm); D = 52 (mm); Khả tải động C = 37,4 (kN); Khả tải tĩnh C0 = 28,3 (kN) • Kiểm nghiệm khả tải động: Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ 1: Lực dọc trục Fa bị triệt tiêu => Fa =0 (N); X = 1; Y = 0; vòng quay nên V = 1, nhiệt độ < 1050 C nên Kt = 1; Hộp giảm tốc có cơng suất tương đối nhỏ nên Kd = 1,2 Theo công thức 11.6 tài liệu [1] Tải trọng động quy ước: Q = V.Fr.Kt.Kd =1.2,23.1.1,2=2,35 (kN) Khả tải trọng động quy ước xác định theo công thức 11.1 tài liệu [1]: m Cd =Q L 60.396,6.3000 106 =2350 (N) Thấy Cd = 9,748(kN) < C = 13,4 (kN) khả tải động ổ lăn đảm bảo • Kiểm tra khả tải tĩnh 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]) = 0,5.1,959 = 0,98 (kN) Qt2 = Fr =2863,9 (N) = 2,86 (kN) Q0 = max[Qt1; Qt2] = 2,23 (kN) < C0 = 2,83 (kN) Vậy khả tải tĩnh ổ lăn đảm bảo Trục - Vì tải trọng nhỏ chịu lực hướng tâm tổng lực dọc trục = 0, nên ta sử dụng ổ bi đỡ dãy cho gối đỡ - Với đường kính ngõng trục d30 = 40 (mm) Theo bảng P2.7 tài liệu [1] ta chọn ổ bi đỡ cỡ nhẹ 208 có d = 40 (mm); D = 80 (mm); Khả tải động C = 25,6 (kN); Khả tải tĩnh C0 = 18,1 (kN) Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ 1: 41 SV : Đặng Duy Đức (N) Vậy ta kiểm nghiệm với ổ chịu tải trọng lớn Fr = Fr1 = 4,188(kN) Lực dọc trục Fa = (N), theo công thức 11.3 tài liệu [1]: X = 1; Y = 0; vòng quay nên V = 1; Nhiệt độ < 1050 C nên Kt = 1; công suất nhỏ nên Kd = 1,2 Q = (X.V Khả tải trọng động ổ xác định theo công thức 11.1 tài liệu [1]: Cd =Q m L =5030 Thấy Cd = 14,8 (kN) < C = 20,1 (kN) nên khả tải động ổ đảm bảo • Kiểm tra khả tải tĩnh: Ta có Fa = 0, theo cơng thức 11.19 tài liệu [1] Qt1 = X0.Fr (X0 = 0,6 theo bảng 11.6 tài liệu [1]) = 0,6.4,188 = 2,5 (kN) Qt2 = Fr =4,188 (kN) Q0 = max[Qt1; Qt2] = 4,188 (kN) < C0 = 13,9(kN) Vậy khả tải tĩnh ổ lăn đảm bảo PHẦN V : THIẾT KẾ VỎ HỘP 42 SV : Đặng Duy Đức I Các kích thước vỏ hộp giảm tốc - Vỏ hộp giảm tốc có nhiệm vụ bảo đảm chi tiết phận máy, tiếp nhận tải trọng chi tiết lắp vỏ truyền đến, chứa dầu bôi trơn, bảo vệ chi tiết máy tránh bụi bặm - Vật liệu gang xám GX15 – 32 - Bề mặt ghép vỏ hộp giảm tốc qua tâm trục - Nắp thân ghép bulông - Bề mặt ghép nắp thân mài cạo để lắp sít - Mặt đáy hộp giảm tốc dốc phía lỗ tháo dầu với độ dốc 2o - Kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc với kích thước sau : Tên gọi Biểu thức tính sơ Chiều dày thành thân hộp e1 = 0,025.A + = 6.75 Chọn e1 = mm Chiều dày thành nắp hộp e2 = e1 + = 11 mm Chiều dày gân tăng cứng e3 = e2 = 11mm Chiều dày mặt bích e4 = 1,5 e1 = 12 mm Chiều dày mặt đế e5 = 2,4 e1 = 20mm Đường kính Bulong Bulong cạnh ổ Bulong ghép mặt bích Vít ghép nắp ổ Bulong ghép nắp thăm d1 = 16 mm d2 = 0,75.d1 = 12mm d3 = 0,6.d1 = 10mm d4 = 8mm d5 = 8mm Chiều sâu lỗ ren lắp vít d4 y4 = (2,5÷4).d4 = (20÷32) mm Chọn 30 mm Chiều rộng mặt bích K1 = e1 +(1,3÷1,4).d2 = 24 mm 43 SV : Đặng Duy Đức K2 = (1,3÷1,4).d2 +5 = 21 mm K3 = e1 +(1,3÷1,4).d3 = 21 mm K4 = (1,3÷1,4).d3 +5 = 18 mm Khoảng cách từ nắp ổ lăn đến tâm bulong d2 x1 = 12 mm Khoảng hở đỉnh rang đáy hộp a3 = 5.e2 = 55mm Khoảng hở đỉnh rang thành vỏ hộp a3 = 30 Chiều cao h để lắp bulong d2 h ≥ 1,6 d (D n + 2.5d ) - Một số chi tiết khác 2.1 Chốt định vị Chốt định vị: chọn chốt định vị hình cơn: d 10 12 c 0,5 0,6 0,8 1,0 1,2 1,6 1,6 l 12÷55 16÷70 16÷90 20÷110 25÷140 30÷180 36÷220 44 SV : Đặng Duy Đức - Cửa thăm: Để kiểm tra, quan sát chi tiết máy hộp lắp để đổ dầu vào hộp, đỉnh hộp có cửa thăm Dựa vào bảng 18.5 [2, trang 92] ta chọn kích thước cửa thăm hình vẽ: - A B A1 B1 C C1 K R Vít 150 100 190 140 175 130 120 12 M8x2 Số lượng Nút thông hơi: làm việc nhiệt độ hộp tăng lên, để giảm áp suất điều hòa khơng khí bên trong, bên ngồi hộp, người ta dùng nút thông ( bảng 18-6 [2, 45 SV : Đặng Duy Đức trang 93], hình vẽ nắp cửa thăm ) Nút thông thường lắp nắp cửa thăm vị trí cao nắp hộp A M27x - B C D E G H I K L M N 2 O P Q R S 32 Nút tháo dầu: Sau thời gian làm việc, dầu bôi trơn chưa hộp bị bẩn biến chất, cần phải thay dầu Để tháo dầu cũ, hộp có lỗ tháo dầu , lúc làm việc lỗ bịt kín Dựa vào bảng 18-7 [2 Trang 93] ta có d b M f l c q d s D0 M16x1, 12 23 13,8 26 17 19,6 46 SV : Đặng Duy Đức - - Que thăm dầu : Kiểm tra mức dầu: Để kiểm mức dầu ta dùng nắp quan sát dầu kích thước: PHẦN VI : DUNG SAI LẮP GHÉP I Trục Chi tiết Trục - ổ lăn Kiểu lắp Փ25k6 Sai lệch giới hạn es = +0,015 ei = +0,002 Trục – bánh Փ30H7/k6 Smax = +0,019 Nmax = +0,015 Ổ lăn – vỏ hộ Փ52H7 ES = +0,03 EI = 47 SV : Đặng Duy Đức II Trục Chi tiết Trục - ổ lăn Kiểu lắp Փ25k6 Sai lệch giới hạn es = +0,015 ei = +0,002 Trục – bánh Փ30H7/k6 Փ36H7/k6 Smax = +0,023 Nmax = +0,018 Ổ lăn – vỏ hộ Փ52H7 ES = +0,03 EI = Chi tiết Trục - ổ lăn Kiểu lắp Փ40k6 Sai lệch giới hạn es = +0,018 ei = +0,002 Trục – bánh Փ40H7/k6 Smax = +0,023 Nmax = +0,018 Ổ lăn – vỏ hộ Փ80H7 ES = +0,035 EI = III Trục 48 SV : Đặng Duy Đức ... 9,55 .106 .3, 97 T2 = = = 104 128,78 n2 36 4 ,102 (N.mm) Moment trục T3 = 9,55 .106 .P3 9,55 .106 .3, 85 = = 30 2944,79 n3 121 .36 7 (N.mm) Moment trục làm việc 9,55 .106 .Plv 9,55 .106 .3, 7 Tlv = = = 65 435 1,85 nlv 54... quay trục : n1 1420 = = 36 4 ,102 u12 3, 9 n2 = (v/ph) Số vòng quay trục : n3 = - n2 36 4 ,102 = = 121 ,36 7 u 23 (v/ph) Công suất trục Công suất trục P3 = Plv 3, 7 3, 7 = = = 3, 85 34 ηol η x 0,99.0,97 (kW)... (v/ph) Momment xoắn (N.mm) Động I II III Công tác 4, 13 4,09 3, 97 3, 85 3, 7 1420 2 636 3 ,38 3, 9 2,2 1420 36 4,1 121 ,37 54 27506,69 104 128,78 30 2944,79 65 435 1,8 PHẦN II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH I - - Số