BÁO CÁO CHI TIẾT MÁY CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

PHẦN THUYẾT MINH I CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN Công suất trục động điện Gọi Pct: Công suất cần thiết trục động Pt công suất trục cơng tác  : hiệu suất chung Ta có cơng thức Ft.V 1000 Pt  Ft=2F=2900 (N) Lực vịng tải xích V=1.5 (m/s) Vận tốc xích tải => Pt  2900.1,5 4,35(kw) 1000 Công suất cần thiết trục động Pct  Pt  với   nt ol  br  x ot Trong theo bảng 2.3 trị số hiệu suất loại truyền ổ  nt = : hiệu suất nối trục  ol = 0,99 hiệu suất cặp ổ lăn br =0,97 hiệu suất cặp bánh hộp giảm tốc  x = 0,93 hiệu suất truyền xích  ot = 0.99 hiệu suất cặp ổ trượt  1.0,99 3.0.97 2.0,93.0.99 = 0.84 Vậy công suất cần thiết trục động là: pct  Pt 4,35  = 5,44 (kw)  0,84 Số vòng quay sơ động điện : nsb=u.nlv nsb:Số vòng quay sơ động điện .nlv:Số vịng quay máy cơng tác nlv= 60000.V Z t v=1,5 (m/s) vận tốc xích tải Z=11 (răng) Số đĩa xích t=100 (mm) Bước xích tải  nlv= 60000.1,5 =81,82(v/ph) 11 100 Tỉ số truyền hệ thống u=uh.un Tra bảng 2.4 ta chọn uh=18 Tỉ số truyền truyền động bánh trụ hộp giảm tốc cấp un=3 Tỉ số truyền động xích =>u=3.18=54 =>nsb=54.52,45=2832(v/ph) Tra bảng 1.3 với Pct=5,44(kw) nsb=2832(v/ph).chọn động 4A100L2Y3 có Pđc=5,5(kw);nđc=2880(v/ph);cosφ=0,91;  87.5% PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN Tỉ số truyền thực tế u tt  nđc 2880  35,19 nlv 81,82 Ta có utt = uh.ux => Ta có uh  u tt un  35,19 11,73 uh = unh uch mà unh = (1,2 ÷ 1,3 ) uch chọn unh =1,2 uch  uch = = 11,73 =3,126 Tỉ số truyền cấp chậm 1,2  unh =1,2.3,126= 3,751 Tỉ số truyền cấp nhanh Kiểm tra tỉ số truyền u’= unh.uch.un= 3,751.3,126.3= 35,17 ∆u=utt- u’= 35,19-35,17=0,02 Sai lệch khoảng cho phép(2%÷3%) Số vịng quay trục 1,2,3 máy công tác 2880 n1  nđc  2880 (vòng/phút) unt n2  n1 2880  768 (vòng/phút) unh 3,751 n3  n2 768  246 (vòng/phút) nch 3,126 nMct  n3 246  82 (vịng/phút) un Cơng suất trục 1,2,3 máy công tác p1 = pct. nt  ol = 5,44.1.0,99= 5,38 (kw) p2 = p1 br  ol = 5,38.0,97.0,99 = 5,16 (kw) p3 = p2  ol br = 5,16.0,97.0,99= 4,95 (kw) p4 = p3  x  ot = 4,95.0,99.0,93= 4,55 (kw) Momen xoắn trục động 9,55.10 6.Pi Ti  Nmm ni 9,55.106 p ct 9,55.106.5,44  18039 Nmm Tđc= nđc 2880 T1  9,55.106.P1 9,55.106.5,38  17340Nmm n1 2880 T2  9,55.10 6.P2 9,55.10 6.5,16  64164 Nmm n2 768 T3  9,55.10 6.P3 9,55.10 6.495  192165 Nmm n3 246 TMct  9,55.106.P4 9,55.106.4,55  529909 Nmm nMct 82 Thông số Tỉ số truyền u Công suất P(KW) Số vòng quay (v/ph) Momen xoắn trục (Nmm) Trục động I II III uch 3,126 u nh 3,751 MCT u x 3 5,44 5,38 5,16 4,95 4,55 2880 2880 768 246 82 18039 17340 64164 192165 529909 II.THIẾT KẾ CAC BỘ TRUYỀN II.1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH Chọn loại xích Vì tải trọng nhỏ va đập nhẹ nên chọn xích lăn Xác định thơng số xích truyền Với tỉ số truyền u= Theo bảng 5.4 chọn số đĩa nhỏ (đĩa tải) z1 = 25  Số đĩa lớn (đĩa bị tải) z2 = u.z1=3.25=75 < zmax =120 - cơng suất tính tốn Pt =p.k.kzkn Trong P=4,49 kw Kz = Kn = = n n 01 Với = =1 200 = 1,27 157 n01 = 200 (tra bảng 5.5) n1 = 157 số vòng quay xích tải Theo cơng thức 5.4 bảng 5.6 K= k0.ka.kdc.kd.kc.kbt Trong K0=1 đường nối tâm đĩa xích so với phương ngang < 600 Ka=1 a nằm khoảng 30p< a< 50p ( chọn a =40p) Kdc=1 vị trí trục điều chỉnh đĩa xích Kd=1,35 tải trọng va đập nhẹ Kc=1,25 truyền làm việc ca Kbt=1,3 môi trường làm việc có bụi, chất lượng bơi trơn II Vậy k= 1,35.1,25.1,3= 2,19  Pt= 4,49.2,19.1.1,27=12,49 (kw) Theo bảng (5-5) với n01=200 (v/ph) chọn truyền xích dãy có bước xích p=31,75 (mm).thỏa mãn điều kiện mịn Pt < [p] =19,3 (kw) - khoảng cách trục a=40p=40.31,75=1270(mm) - số mắt xích Theo cơng thức 5.12 X= = + ( z1+z2) + (z2-z1)2 2.40 + 100+ 31,75 = 131,6 4.3,14 2.1270 Chọn x= 132 Tính lại khoảng cách trục a = 0,25.p.{xc -0,5(z1+z2)+ = 0,25.31,75.{132 -0,5.100+ } } = 1276 (mm) - Để xích khơng chịu lực căng q lớn khoảng cách trục a tính cần giảm bớt lượng = (0,002÷0,004) a Chọn =0,004.a=0,004.1276=5 (mm) Do a= 1016 -5 = 1271 (mm) Số lần va đập xích Theo cơng thức 5.4 i= = 25.157 = 2< [i]= 35 (theo bảng 5.9) 15.132 Tính kiểm nghiệm xích độ bền Theo cơng thức 5.15 S= Theo bảng 5.2 với p=31,75(mm)ta chọn tải trọng phá hủy Q= 88500(N) Khối lượng 1m xích q= 3,8 Kg Kd = 1,7 chế độ làm việc nặng Ft: lực vòng F t= z1 p.n1 25.31,75.157 = = 2,08 (m/s) 60000 60000 1000.4,49 F t= = 2159 (N) 2,08 Ta có v= Fv : lực căng lực ly tâm sinh Fv= q = 3,8.2,08 = 16,44 (N) Fo : lực căng trọng lượng nhánh xích bị động sinh Fo= 9,81 Kf.q.a = 9,81 1.3,8.1,271= 47,38 (N) Kf= truyền nằm ngang  S= 88500 = 23,7 (1,7.2159  47,38  16,44) Theo bảng 5-10 với n=200v/ph chọn [S]=8,5 S=23,7 > [s]= 8,5 Vậy truyền xích đảm bảo độ bền Đường kính đĩa xích d 1= 31,75  = 253,32 (mm) = sin 25 d2= 31,75 =  = 758,19 (mm) sin 75 da1= p(0,5+cotg ) = 31,75(0,5+cotg da2 = p( 0,5+ cotg  ) = 267,2 (mm) 25 ) = 31,75(0,5+cotg  ) = 773,41(mm) 75 Với r = 0,5025 d1’+0,05 = 0,5025.19,05+0,05= 9,62 (mm) Tra bảng 5.2 với p=31,75 ta chọn d1= 19,05 df1= d1-2r= 253,32 - 2.9,62= 234,08 (mm) df2= d2-2r= 758,19 - 2.9,62= 738,95 (mm) Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc đĩa xích Theo cơng thức 5.18  H  0, 47 kr  Ft.k� Fv� E A.k� �  H  ] ứng suất tiếp súc cho phép MPa Fvđ lực va đập dãy xích (m=1 Số dãy xích) n1.p3.m Fvđ = 13 157.31,753.1= 6,53 (N) = 13 Kđ = hệ số phân bố không tải trọng cho dãy Ft = 2159 (N) E= 2,1 105 (MPa) Mođun đàn hồi Kr= 0,42 Hệ số kể đến ảnh hưởng số đĩa xích (z1=25) A= 262 (mm2) Diện tích chiếu mặt tựa lề A  = 0,47 0,42.( 2159.1  6,53).2,1.10 = 401 (MPa) 262.1 Như dùng thép 45 cải thiện đạt độ rắn HB170 đạt ứng suất tiếp xúc cho phép ] = 500 MPa đảm bảo độ bền tiếp xúc cho đĩa Tương tự với < ] với vật liệu nhiệt luyện Lực tác dụng lên trục Theo công thức 5.20 Fr= Kx.Ft Trong Kx= 1,15 hệ số kể đến trọng lượng xích truyền nằm ngang nghiêng góc < Ft= 2159 (N)  Fr= 2159.1,15= 2483 (N) II.2.THIẾT KẾ HỢP GIẢM TỐC Chọn vật liệu cấp bánh Bánh nhỏ : chọn thép 45 cải thiện đạt độ cứng HB241…285 có  b1 850 MPa  ch1 580MPa Bánh lớn : chọn thép 45 tơi cải thiện đạt độ cứng HB192…240 có  b 750MPa  ch 450MPa Phân phối tỉ số truyền uh= 11 unh=u1= 3,751 uch=u2=3,126 Xác định ứng suất cho phép Theo bảng 6.2 với thép 45 cải thiện đạt độ cứng HB180…350 = 2HB + 70 ( MPa) sH= 1,1 hệ số an toàn tính tiếp xúc = 1,8 HB ( MPa) sF=1,75 hệ số an tồn tính uốn Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 =245 Độ rắn bánh lớn HB2= 230 Khi = 2HB1 + 70 =2.245+70= 560 (MPa) = 2HB2 + 70 = 2.230+70=530 (MPa) = 1,8 HB1= 1,8.245= 441 (MPa) = 1,8 HB2= 1,8.230= 414 (MPa) - Số chu kì thay đổi ứng suất sở thử tiếp xúc 2, Nho1 = 30 H HB1 =30 = 1,62 2, Nho2 = 30 H HB1  30 = 1,39 - Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương  T  t NHE=60c   i  i  Tmax   ti  T  t n NHE2=60.c  ti   i  i u1  Tmax   ti Trong c=1 Số lần ăn khớp vòng quay n=2880 Số vòng quay phút ti=5.300.2.6 Tổng số làm việc =>NHE2= 60.1.2880 5.300.2.6.(13.0,7  0,83.0,3) 4,686 => NHE2=56,6.10 Ta có NHE2 > NHo2  NHE1 > NHo1 KHL2 =1 KHL1 =1 - Ứng suất tiếp xúc hco phép  H 1   HLim1 sH k HL1  H   = =509 (MPa)  HLim sH k HL = =481,8 (MPa) Theo sơ đồ hệ thống tải trọng ta có hệ thống bánh cấp nhanh sử dụng nghiêng Theo 6.12 ]=  = 509  481,8 = 495,4 (MPa) ] < 1,25   H  Với hệ thống tải trọng : bánh cấp chậm sử dụng thẳng Tương tự ta tính NHE > NHo nên KHL=1 ] ‘ =   H  =481,8 (MPa) Do Số chu kỳ thay đổi ứng suất  T NFE =60c   i  Tmax   ni t i   Ti  ti  NFE2 =60.c  ti    Tmax   ti = 60.1 Vì NFE2=51,6 NFo =4 2880 5.300.2.6.(0,7+ 4,686 > NFo =4 = 51,6 (N) (N) tất loại thép (số chu kỳ thay đổi ứng suất sở khử uốn) Do đó: KFL2=KFL1=1 - Ứng suất tiếp xúc cho phép Bộ truyền quay chiều KFC=1 = = 252 (MPa) = (MPa) Ứng suất tải cho phép Theo công thức 6.10& 6.11 ]max= 2,8 = 2,8.450 = 1260 (MPa) = 0,8 = 0,8.580 = 464 (MPa) = 0,8 = 0,8 450 = 360 (MPa) Tính tốn cấp nhanh: Bộ truyền bánh trụ nghiêng  Xác định sơ khoảng cách trục Theo 6.15a = Ka(u1+1) Ka = 43 hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh & loại (răng nghiêng) T1= 16148 (Nmm) momen xoắn truc chủ động ] = 495,4 ứng suất tiếp xúc cho phép K H hệ số kể đến phân bố không điều tải trọng chiều rộng vành tính tiếp xúc Theo bảng 6.7 ta có K H = 1,12 Theo cơng thức 6.16 = 0,53 (u1+1) Theo bảng 6.6 = 0,3 Bánh đối xứng với ổ hộp giảm tốc  = 0,53 0,3.(4,686+1) =0,9  = 43.(3,751+1) Lấy = 28 (mm) 17340.1,12 2.495,4 2.3,751.0,3 = 28,6 (mm) (YOZ) Fy31.87+ Fy02.174 – Fx.(174+77) =  Fy02= Xét (YOZ)  mo ( Fi ) =0 -F y 31 145 - F y 32 72,5 + F yx 211,8=0  F y 31 = 2483.211,8  470.72,5 =3391,89 (N) 145  m1 ( Fi ) =0 -F y 30 145 + F y 32 72,5 + F yx 66,8=0 => F y 30 = 2483.66,8  470.72,5 = 1378,89 (N) 145 Xét (XOZ)  mo ( Fi ) =0 F x 31 145 - F x 32 72,5=0 => F 31 =F 30 =551 (N) Đường kính đĩa xích 253,22(mm) d 253,22 T= Fxy = 2483=314372,63 (Nmm) Moment uốn tổng Mj môment uốn tương đương Mtđj tiết diện j chiều dài trục Mj= (Nmm) Mtd= Trong [ (Nmm) ứng suất cho phép thép chế tạo trục cho bảng 10.5 [ = 63 MPa M10 M12 (Nmm) M20 22140,43(Nmm) M22 M13 22140,43(Nmm) M23 M11 (Nmm) M24 M21 Mtd10 Mtd12 Mtd13 Mtd11 8550,82 (Nmm) 23734,26(Nmm) 22549,03(Nmm) (Nmm) (Nmm) 46134,16(Nmm ) 60414,13(Nmm ) 46134,16(Nmm ) (Nmm) Mtd20 Mtd22 Mtd23 Mtd24 Mtd21 M30 M32 (Nmm) 107655,51(Nmm) M31 165864,1 (Nmm) M33 0 (Nmm) 56593.31(Nmm) 68733,61(Nmm) 56593,31(Nmm) (Nmm) Mtd30 Mtd32 Mtd31 Mtd33 (Nmm) (Nmm) 292766,67(Nmm) 318800,11(Nmm) 272254,68(Nmm) Đường kính trục tiếp diện j dj= (mm) ,[ ]=63 Mpa Ứng suất cho phép thép chế tạo trục (tra bảng 10.5) d10 11,7 (mm) d12 15,6 (mm) d13 15,3 (mm) d11 (mm) d20 d22 d23 d24 d21 (mm) 20,8 (mm) 22,2 (mm) 20,8 (mm) (mm) d30 d32 d31 d33 36 37 35 xuất phát từ yêu cầu độ bền, lắp ghép cơng nghệ ta chọn đường kính đoạn trục sau d10 d12 d13 20 (mm) 22 (mm) 22 (mm) d20 d22 d23 20 (mm) 22 (mm) 25 (mm) d30 d32 d31 30 (mm) 36 (mm) 30 (mm) (mm) (mm) (mm) (mm) d11 20 (mm) d24 d21 22 (mm) 20 (mm) d33 28 (mm) kiểm nghiện trục độ bền mỏi a Với thép 45 = 600MPa ; = 0,58 = 0,436 =0,436.600=261,6(MPa) = 0,58.261,6 = 151,7 (MPa) Theo bảng 10.7 =0,05 ; Các trục hộp giảm tốc quay, ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng = = ; =0 Vì trục quay chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động Do b Xác định hệ số an toàn tiết diện nguy hiểm trục  d(mm) Tiết diện 20 10 1,76 1,54 0,92 22 12 1,76 1,54 0,912 22 22 1,76 1,54 0,912 25 23 1,76 1,54 0,9 30 33 1,76 1,54 0,88 36 32 1,76 1,54 0,862 k  ,k  tra bảng (10.12)   ,   tra bảng (10.10) moment cảm uốn wj moment xoắn woj Wj= – Woj= – 0,89 0,874 0,874 0,85 0,81 0,792  aj  aj 25,13 52,37 48,29 27,53 3,46 1,28 9,83 6,8 31,83 18,52 Trong b,t1 tra bảng (9.1) theo dj c.Chọn lắp ghép Các ổ lăn lắp trục theo K6 lắp bánh , đĩa xích nối trục theo K6 kết hợp với lắp then Kích thước then (bảng 9.1) trị số moment cảm uốn wj moment xoắn woj Tiết diện 10 12 22 23 32 33 đường kính trục (mm) 20 22 22 25 36 28 c Xác định hệ số Bxh t1 W(mm3) Wo (mm3) 6x6 6x6 6x6 8x7 10x8 8x7 3,5 3,5 3,5 642 881 881 1251 3911 2289 1427 1926 1926 2784 8489 4938 tiết diện quay nguy hiểm theo công thức Kx hệ số tập trung ứng suất trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công độ nhẵn bề mặt Ky hệ số tăng bề mặt trục, phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt tính vật liệu trục gia công máy tiện , tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra= 2,5….0,63 Do theo bảng 10.8 hệ số tập trung ứng suất trạng thái bề mặt Kx=1,06 Không dùng phương pháp tăng bền bề mặt hệ số tăng bền Ky=1 Theo bảng 10.12 dùng dao phay ngón ,hệ số tập trung rãnh then ứng với vật liệu có = 600MPa Theo bảng 10.10 tra hệ số kích thước     ứng với đường kính tiết diện nguy hiểm từ xác định tỉ số rãnh then tiết diện Theo bảng 10.11 ứng với kiểu lắp chọn, = 600MPa đường kính tiết diện nguy hiểm tra tỉ số e.Xác định hệ số an toàn ứng suất pháp Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo độ bền mỏi hệ số an toàn tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện S= Tiết diện d(m m) Tỉ số Tỉ số Rãnh Lắp Rãnh Lắp then căng then căng 10 20 1,91 2,06 1,73 1,64 2,12 1,79 24,49 12 22 1,93 2,06 1,76 1,64 2,12 1,82 4,91 65,12 22 22 1,93 2,06 1,6 1,64 2,12 1,82 2,36 8,48 23 25 1,96 2,06 1,81 1,64 2,12 1,87 2,56 11,93 33 30 2,06 1,9 1,64 2,12 1,96 2,43 32 36 2,04 2,06 1,94 1,64 2,12 4,48 4,1  -1=261,6 (Mpa)  -1=151,7 (Mpa)  mj=0   =0,05   =0  mj =  aj Theo kết tìm cho thấy tiết diện nguy hiểm đạt đảm bảo an tồn độ bền 7.Tính kiểm nghiệm đồ bền then s 4,89 2,27 2,49 Với tiết diện trục dùng mối ghép then cần tiến hành kiểm nghiệm mối ghép dộ bền dập d = 2T ≤ [ d ] d l t (h  t1 ) Điều kiện bền cắt c = 2T ≤ [ c ] d l t b Theo bảng 9.5 với tải trọng tĩnh [ ] = 150MPa [ ]=60 Với Lt =1,35d Tiết d(mm) Lt bxh t1 T(mm) (MPa) (MPa) diện 10 20 27 6x6 3,5 9873,64 14,6 6,09 12 22 29,7 6x6 3,5 4936,82 6,04 2,52 22 22 33,8 6x6 3,5 37849,56 46,34 5,04 23 25 40,5 8x7 37849,56 29,9 11,2 32 36 48,6 10x8 314372,63 119,7 35 33 30 40,5 8x7 314372,63 129,4 64 Vậy tất mối ghép then đảm bảo độ bền dập & độ bền cắt IV TÍNH TỐN THIẾT KẾ Ổ LĂN 1.TRỤC I,II • Với kết cấu trục đường kính ngõng trục d=20(mm) chọn ổ bi đỡ chặn dãy cỡ trung 46304(bảng 2.12 phụ lục ) có đường kính d=20(mm), đường kính ngồi D=52(mm), khả tải động c= 14(KN), khả tải tỉnh c0=9,17(KN) • Tính kiểm nghiệm khả tải ổ Khả tải động Cd = Q L : tuổi thọ ổ ( triệu vòng quay) L= (60.n.lh)/106 L = 2880 60 18000.10-6 = 3110,4 (triệu vòng) m = bậc đường cong mõi Tải trọng quy ước Q =( X.V.Fr + y.Fa).Kt.Kd V = vòng quay X = ổ đỡ chịu lực hướng tâm Y=0 Kt = hệ số kể đến ảnh hưởng to Kd = 1,2 hệ số kể đến đặt tính tải trọng Fr= 287 (N) => Q = 1.1 287 1,2 = 344,4 (N) => Cd = Q = 0,3444 3110,4 = 5,03(KN) < C=14 (KN) => đảm bảo điều kiện bền tải động Khả tải tĩnh Q0=X0.Fr X0=0,6 ổ bi đỡ dãy => Q0= 0,6.287 =0,1722(KN) < C0=9,17(KN) =>đảm bảo điều kiện bền tải tỉnh Ta thấy nI=2880v/ph > nII=615v/ph mà trục I đảm bảo điều kiện bền khả tải ổ => trục II đảm bảo bền khả tải ổ 2.TRỤC III •Ta có Fa=0 d=30(mm) chọn ổ bi đỡ dãy cỡ nặng 406 (bảng phụ lục 2.7) có d=30(mm), D=90(mm), khả tải động C=37,2(KN), khả tải tỉnh C0=27,2 (KN) • Tính kiểm nghiệm khả tải ổ Khả tải động Cd = Q L : tuổi thọ ổ ( triệu vòng quay) L= (60.n.lh)/106 L = 157 60 18000.10-6 = 169,56 (triệu vòng) m = bậc đường cong mõi Tải trọng quy ước Q =( X.V.Fr + y.Fa).Kt.Kd V = vòng quay X = ổ đỡ chịu lực hướng tâm Y=0 Kt = hệ số kể đến ảnh hưởng to Kd = 1,2 hệ số kể đến đặt tính tải trọng Fr= FY31=3391,89 (N) => Q = 1.1 3391,89 1,2 = 4070,268 (N) => Cd = Q = 4,07 169,56 = 22,53(KN) < C=14 (KN) =>đảm bảo điều kiện bền tải động Khả tải tĩnh Q0=X0.Fr X0=0,6 ổ bi đỡ dãy => Q0= 0,6.3391,89 =2,04(KN) < C0=27,2(KN) =>đảm bảo điều kiện bền tải tỉnh V.THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT MÁY KHÁC Chọn vỏ hộp đúc mặt ghép nắp thân mặt phẳng qua đường làm trục để việc lắp ghép dễ dàng Cơng thức cho phép ta tính kích thước phần tử cấu tạo vỏ hộp sau Chiều dày thân hộp : = 0,03.awmax + 3mm = 0,03 140 + =7,2 mm Chọn chiều dày thành hộp mm Chiều dày nắp bích : = 0,9 = 7,2 mm Chọn = mm Mặt bích ghép nắp thân Chiều dày bích thân hộp S3 : S3 =( 1,4 1,8) d3 = 16 mm Chiều dày bích nắp hộp : 1) S3 = 15 mm S4 = ( 0,9 Bề rộng bích nắp thân : k3=k2 – (3 5)= 38 – (3 5)= (35 35)mm Chọn k3=33mm Đường kính Bulong d1 : d1 = 0,04a + 10 = 16 mm > 12 mm Bulong cạnh ổ d2 : d2 = ( 0,7 0,8).d1 = 12 mm Bulong ghép bích nắp thân d3 : d3 = (0,8 Bulong ghép lắp ổ d4 : d4 = ( 0,6 0,9) d2 = 10 mm 0,7) d2 = mm Bulong ghép lắp cửa thăm d5 : d5 = ( 0,5 0,6) d2 = mm Kích thước gối trục Đường kính ngồi tâm lỗ vít D3 ,D2 , xác định theo kích thước nắp ổ tra bảng 18.2 Bề rộng mặt ghép bulong cạnh ổ K2 K2 = E2 + R2 + (3 5)mm = 38 mm Tâm lổ bulong cạnh ổ E2 C (K khoảng cách từ tâm bulong đến mép lổ) E2 = 1,6.d2 = 19,2 mm R2 1,3.d2 = 15,6 mm Mặt đế hộp Chiều dày phần lồi S1 : S1 Bề rộng mặt đế hộp K1 q: K1 q ( 1,3 1,5) d1 = 24 mm 3.d1 = 51 mm K1 + = 67 mm Khe hở chi tiết + bánh với thành hộp ( + đỉnh bánh lớn với đáy hộp 1,2) = 10 mm (3 5) = 36 mm + bánh với = mm Số lượng bulong Z Z= Chọn sơ L = 500 , B = 210 ⇒ Z = 3,5 lấy Z = Để nâng vận chuyển hộp giảm tốc phải thiết kế bulơng vịng tra bảng ta có: đường kính bulơng vịng M16 số lượng Để quan sát chi tiết hộp rót dầu vào hộp đỉnh nắp hộp ta lắp nắp cửa thăm kích thước tra bảng Nắp ghép bulông Để kiểm tra mức dầu hộp, ta kiểm tra thiết bị que thăm dầu Để cố định hộp giảm tốc bệ máy thân hộp có làm chân đế Chân đế làm phần để giảm vật liệu tạo điều kiện thoáng qua đáy hộp Để tăng độ cứng vỏ hộp ta làm thêm phần gân (xác định bảng vẽ lắp) Để tháo dầu cũ thay dầu thiết kế lỗ tháo dầu phần hộp, kích thước nút tháo dầu tra bảng Các kích thước nút tháo dầu sau : D b m a f L e q D1 D S l M16x1, 12 3 23 13, 16 26 17 19, Để điều hịa khơng khí ngồi hộp ta dùng nút thông M16 ghép nắp cửa thăm kích thước tra bảng Để ngăn cách mỡ ổ với dầu hộp, người ta thường dùng vòng giữ dầu (mỡ) Vồng gồm từ đến rãnh tiết diện tam giác Cần lắp cho vịng lót ngồi vỏ ÷ mm Khe hở vỏ (hoặc ống lót) với mặt ngồi vịng ren lấy khoảng 0,2mm Để nối trục I với động ta dùng khớp nối trục đàn hồi VI BÔI TRƠN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG Vận tốc vừa , chọn phương án ngâm bánh dầu chênh lệch bán kính bánh bị dẫn khơng đáng kể, nước dầu thấp phải ngập chiều cao bánh thứ Vậy chiều sâu ngâm dầu bánh bị dẫn cấp nhanh cấp chậm gần Vì cơng suất tổn hao để khấy không đáng kể Chọn độ nhớt dầu bôi trơn bánh 50oC 80 cautistoc hay 11 độ engle Từ bảng 18.13 chọn loại dầu AK20 Bôi trơn ổ lăn : bơi trơn ổ mỡ vận tốc truyền bánh thấp , không dùng phương pháp bắn tóe để hất dầu hộp Để giảm mát công suất ma sát, giảm mài mòn răng, đảm bảo thoát nhiệt độ tốt đề phòng chi tiết bị hạn rỉ cần phải bôi trơn liên tục phận truyền hộp giảm tốc VII THÁO LẮP BỘ TRUYỀN a.Cách lắp -khi lắp ta lắp bánh vào trục trước, lắp ổ bi vào trục, cố định ổ bi hộp -Ghép nắp hộp vào thân hộp gắn chốt định vị ghép bu lông nắp thân hộp b.Cách tháo -Tháo chốt định vị -Mở bu lông ghép nắp thân -Tháo nắp ổ -Tháo ổ khỏi thân -Tháo ổ khỏi trục -Tháo bánh khỏi trục TÀI LIỆU THAM KHẢO Tính tốn thiết kế hệ dẫn động khí tập một_ PGS.TS.Trịnh Chất_ TS Lê Văn Uyển Tính tốn thiết kế hệ dẫn động khí tập hai_ PGS.TS.Trịnh Chất_ TS Lê Văn Uyển_nhà xuất Giáo Dục Đồ án môn học chi tiết máy _PGS.TS Ngô Văn Quyết_ nhà xuất Hải Phòng Tập vẽ chi tiết máy_ Nguyễn Bá Dương_ Nguyễn Văn Lẫm _Hoàng Văn Ngọc_Lê Đắc Phong._ nhà xuất Đại Học Trung Học chun nghiệp Mục Lục Trang I.Chọn động điện phân phối tỉ số truyền ……………………………………………….1 1.Chọn động điện ………………………………………………………………………………… ………1 phân phối tỉ số truyền ………………………………………………………………………………….2 II.Thiết kế truyền……………………………………………………………… ……………………………4 II.1.Thiết kế truyền xích………………………………………….………….…… ………………….4 II.2.Thiết kế hộp giảm tốc…………………………………… III.Tinh toán thiết kế trục then…………………………………………….…………………………….20 Chọn vật liệu…………………………………………………………………… ……………………… .20 Xác định sơ đường kính trục……………………………………………….………………….20 Xác định khoảng cách gối đỡ điểm đặt lực 20 Xác định trị số chiều lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục……………………………………………………………………… ……………………….…….……………… …21 Xác định đường kính chiều dài đoạn trục……….…….………………….23 Kiểm nghiệm trục độ bền mỏi……………………………………….………………… 30 Tính kiểm nghiệm độ bền then……………………………….………… ……….32 IV Tính toán thiết kế ổ lăn……………………………………………………………………… ……………33 Truïc I,II …………………………………………………………………………… ………… ……… ………… 33 Trục III………… …………………………………………………………………………… ……………… …………34 V.Thiết kế hộp vỏ chi tiết khác…………………… ……………….…………………… … 34 VI Bôi trơn hộp giảm tốc…………………………………………………………… … ……………………….38 VII Tháo lắp truyền………………………………………………………………………… …………….… 38 ... từ mặt nút chi tiết quay đến thành hộp khoảng cách chi tiết quay ∙ K2 = khoảng cách từ mặt nút ổ đến thành hộp ∙ k3= 10 khoảng cách từ mặt nút chi tiết quay đến nắp ổ ∙ hn =15 chi? ??u cao nắp ổ... định chi? ??u dài may? ? bánh Công thức 10.13 để xác định chi? ??u dài nối trục (chọn nối trục vòng đàn hồi) Bảng 10.3 &10.4 để tính khoảng cách Kết tính khoảng cách l ki trục thứ k từ gối đỡ đến chi. .. 0,03 140 + =7,2 mm Chọn chi? ??u dày thành hộp mm Chi? ??u dày nắp bích : = 0,9 = 7,2 mm Chọn = mm Mặt bích ghép nắp thân Chi? ??u dày bích thân hộp S3 : S3 =( 1,4 1,8) d3 = 16 mm Chi? ??u dày bích nắp hộp