BẢN THUYẾT MINH đồ án môn học THIẾT kế máy TÍNH TOÁN THIẾT kế hệ dẫn ĐỘNG BĂNG tải

Đồ n thiết kế má y BẢN THUYẾT MINH ĐỒ ÁN MƠN HỌC THIẾT KẾ MÁY TÍNH TỐN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Số liệu cho trước: 1.Lực kéo băng tải F = 3000 (N) Vận tốc băng tải V = 1,25(m/s) Đường kính tang D = 330 (mm) Thời gian phục vụ Lh = 13200 (giờ) Số ca làm việc soca = ca Làm việc năm , năm làm việc 330 ngày, ngày làm 8h Đặc tính làm việc tải trọng thay đổi rung động nhẹ PHẦN I TÍNH TỐN THƠNG SỐ ĐỘNG HỌC CỦA HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI 1.Chọn động điện : a Xác định công suất: Công suất động phải thoả mãn Pđ/c > Py/c Đồ n thiết kế má y Trong đó: Py/c công suất yêu cầu động Với Py/c =Ptd = Pct   *Pct Công suất trục công tác, theo CT(2.8)(2.10) (2.11) (TL1) ta có Pct  PV 3000.1, 25   3,75 1000 1000 (kw) *β: Hệ số tải trọng tương đương, tính theo cơng thức: n  Pi 2 ti n T   t           i   i  i1 P1  tck i1 T1   tck  Thay số giá trị Tmm = 1,4 T1 t1 = h T2 = 0,6T1 t2 = h tCk=8 h 4   12   0,62   0,825  8 => n    i i 1 *η: Hiệu suất truyền 2.3  TL1 Tra bảng tr19 ta có: Hiệu suất bánh trụ: ηbr = 0,96 – 0,98 Chọn ηbr = 0,97 Hiệu suất ổ lăn: ηol = 0,99 – 0,995 ηol = 0,99 Hiệu suất đai thang: ηd = 0,95 – 0,96 ηd = 0,95 Hiệu suất khớp: ηk = 0,99 – ηk => η = 0,972 0,994 0,95 = 0,8586 => Py/c =Ptd = Pct  3,75.0,825   4,6 (kw)  0,8586 công suất yêu cầu :Py/c = 4,6 (kw) b Chọn động điện =1 Đồ n thiết kế má y Tra bảng 2P trang [321-323] động không đồng ba pha TL TKCTM Nguyễn Trọng Hiệp 1998 ta có động sau: Kiểu động Vận tốc Hiệu suất η Mm/Mđ Công suất (vg/Ph) (%) m A02-41-4 1450 86 1,5 A02-42-4 5,5 1450 88 1,5 A02-42-2 5,5 2910 87 1,6 Dựa vào điều kiện mở máy chọn động A02-42-4 / 5,5 KW Động điện khơng đồng ba pha có rơto doản mạch N (KW) n (vg/ph) η (%) Mm/Mđm Mmax/Mđm Mmin/Mđm Khối lượng 5,5 1450 88 1,5 0,8 Phân phối tỷ số truyền: a Xác định tỷ số truyền chung: Dựa vào điều kiện làm việc ta có tốc độ băng tải là: nlv  60.103.v 60.103.1, 25   72,34 D  330 Tỷ số truyền chung truyền là: ichung  i i Mà chung ngoai    u  2,5  i i hop i xich ndc 1450   20 nct 72,34 ngoai hop  u chung u ngoai  20 2,5 8 b Phân phối tỷ số truyền: Theo yêu cầu bôi trơn chỗ ăn khớp cặp bánh hộp giảm tốc Cụ thể hai bánh lớn hai cấp phải bôi trơn, ý bánh lớn cấp nhanh tốc độ quay lớn nên phải ngập dầu tránh lãng phí tổn thất khuấy dầu 66,5 Đồ n thiết kế má y Do ta phân phối sơ tỷ số truyền sau: in  (1,  1,3)ic => Chọn in  1,3.ic Suy tỷ số truyền cấp chậm là: ic  ihop 1,3  2, 48  in  1,3.2, 48  3, 224 Tính tốn thơng số động học : a Cơng suất: Cơng suất Pi tính từ trục cơng tác trục động Với hộp khai triển thường ta có : P  4,6(kW ) dc P  Pdc    4,6.0,95.0,99  4,33(kW ) d ol P  P3.   4,33.0,97.0,99  4,16(kW ) br ol P  P    4,16.0,97.0,99  3,99( kW ) br ol '  P    3,99.0,99  3,95(kW ) Pct ol k b Tốc độ quay: Tốc độ quay tính từ trục động đến trục công tác: ndc  1450  vg / p  n1  ndc 1450   580(vg / p ) id 2,5 n2  n1 580   180(vg / p ) in 3, 224 n3  n2 180   72, 6(vg / p ) ic 2, 48 nct  n3  72,6(vg / p ) c Mômen xoắn trục: P Ti  9,55.106 i  Boqua  ni Đồ n thiết kế má y Mômen xoắn trục động cơ: P 5,5 Tdc  9,55.106 dc  9,55.106  30296,6  N mm  n 1450 dc Mômen xoắn trục 1: P 4,33 T  9,55.106  9,55.106  71295,7  N mm  n 580 Mômen xoắn trục 2: P 4,16 T  9,55.106  9,55.106  220711,1 N mm  n 180 Mômen xoắn trục 3: P 3,99 T  9,55.106  9,55.106  524855,  N mm  n 72,6 Mômen xoắn trục công tác: P 3,95 Tct  9,55.106 ct  9,55.106  519593,7  N mm  nct 72,6 Bảng thông số động học: Động Tỷ số truyền 2,5 3,224 Công tác 2,48 P (kW) 4,6 4,33 4,16 3,99 3,95 n(Vg/p) 1450 580 180 72,6 72,6 30296,6 71295,7 220711,1 524855,4 519593,7 T(N.mm) PHẦN II :TÍNH TỐN BỘ TRUYỀN NGỒI Bộ Truyền đai Ta có: Cơng suất làm việc: P = Pdc = 4,6 (kW) Đồ n thiết kế má y Tốc độ quay: n = ndc = 1450 (Vg/p) Tỉ số truyền: u = ud = 2,5 Mômen xoắn trục động cơ: Bộ truyền làm việc ca, tải trọng thay đổi, rung động nhẹ, góc nghiêng đường nối tâm với tryền 0o Chọn loại đai Dựa vào tốc độ làm việc công suất động điện bảng (5-13) trang 93 tài liệu [1] ta chọn đai loại A Kích thước tiết diện đai thang loại A là: ao h 11mm mm Định đường kính bánh đai a 13 ho 2,8 F 81 mm2 Dựa vào bảng (5-14) trang 93 tài liệu ta có: Đường kính bánh nhỏ đai là: D1 = 160 mm Kiểm nghiệm vận tốc đai theo điều kiện: v  D1n1  160.1450   12,15 (m /s)  v max  (30  35) m / s 60.1000 60.1000 Tính đường kính bánh đai lớn D2 theo cơng thức (5-4) trang 84 tài liệu [1] D2  id D1.(1   )  2,5.160.(1  0, 02)  392 ( mm) Với hệ số trượt ξ đai hình thang ξ = 0,02 Chọn D2 = 400 (mm) Tính lại số vòng quay thực bánh dẫn phút Đồ n thiết kế má y n2  (1   ) D1 D n1  (1  0, 02) 580  568, vg/p D2 D2 So với tốc độ ban đầu chênh lệch nên khơng cần chọn lại đường kính bánh đai i Tỷ số truyền i thực tế là: n1 1450   2,55 n2 568, Chọn sơ khoảng cách trục A Khoảng cách trục A phải thỏa mãn điều kiện : 0,55( D1  D2 )  h  A  2( D1  D2 ) Chọn A theo tỉ số truyền đường kính bánh đai lớn theo bảng (5-16) trang 94 tài liệu [1] Chọn A = 1,2.D2 = 1,2.400 = 480 mm Đính xác chiều dài L khoảng cách trục A Theo khoảng cách sơ A tính chiều dài L theo cơng thức (5-1) trang 83 quy tròn theo tiêu chuẩn bảng (5-12) trang 92 tài liệu [1] ( D2  D1 )  L  A  ( D2  D1 )  4A  (400  160)  2.480  (400  160)   1870 mm 4.480 Chọn L = 1900 mm Kiểm nghiệm số vòng chạy dây đai giây theo công thức (5-20) trang 94 tài liệu [1] u v 12,15   6, (m / s)  umax  10 ( m / s) L 1,9 Đồ n thiết kế má y Xác định xác khoảng cách trục A theo công thức(5-2) trang 83 tài liệu [1] theo L chọn theo tiêu chuẩn: L   ( D2  D1 )  [2 L   ( D2  D1 )]2  8( D2  D1 ) A  2.1900   (400  160)  [2.1900   (400  160]2  8(400  160)   496 mm Kiểm nghiệm lại trục A theo công thức (5-19) trang 94 tài liệu [1] 0,55( D2  D1 )  h  A  2( D2  D1 )  316  496  1120 (thoa man) Khoảng cách nhỏ cần thiết để mắc đai : Amin  A  0, 015 L  467,5 mm Khoảng cách lớn cần thiết để tạo lực căng: Amax  A  0, 03L  553 mm Kiểm nghiệm góc ôm Kiểm nghiệm góc ôm α1 theo công thức (5-3) trang 83 tài liệu [1] 1  180o  D2  D1 o 57  172,8o  120o A (thỏa mãn) Xác định số đai cần thiết Số đai cần thiết tính theo cơng thức (5-22) trang 95 tài liệu Z 1000. 1000.4,   3, 73 v[ p ]0 Ct Cv C F 12,15.1, 7.0,8.1.0,92.81 Chọn ứng suất căng ban đầu σo =1,2 N/mm2 theo trị số D1 tra bảng (5-17) trang 95 tài liệu [1] ta tìm ứng suất có ích cho phép là: Đồ n thiết kế má y [σp]o = 1,7 N/mm2 Các hế số : Ct – hệ số ảnh hưởng chế độ tải trọng Ct = 0,8 Cv – hệ số ảnh hưởng vận tốc Cv = Cα – hệ số ảnh hưởng góc ôm Cα = 0,92 v – vận tốc đai, m/s v = 12,15 F – diện tích tiết diện đai, mm2 F = 81 Chọn Z = đai Định kích thước chủ yếu bánh đai Chiều rộng bánh đai tính theo cơng thức (5-23) trang 96 tài liệu [1] B  ( Z  1)t  2S  (4  1).16  2.10  68 mm Trong : t = 16 , h = 10 , ho = 3,5 tra bảng (10-3) trang 257 tài liệu [1] Đường kính ngồi bánh đai tính theo cơng thức (5-24) trang 96 Dn1  D1  2ho  160  2.3,5  167 mm   Dn  D2  2ho  400  2.3,5  407 mm  Tính lực căng ban đầu lực tác dụng lên trục Lực căng ban đầu tác dụng lên đai tính theo cơng thức (5-25) trang 96 So   o F  1, 2.81  97, N Trong : σo - ứng suất căng ban đầu , n/mm2 F – diện tích đai, mm2 Đồ n thiết kế má y Lực tác dụng lên trục tính theo cơng thức (5-26) trang 96 tài liệu [1] R  3So Z sin 1 172,8  3.97, 2.4.sin  1164 N 2 PHẦN III: THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC Thiết kế truyền bánh trụ nghiêng cấp chậm 1.1 Chọn vật liệu cách nhiệt luyện Bộ truyền làm việc chịu tải trọng trung bình vận tốc nhỏ nên dùng thép thường hóa để chế tạo bánh - Vật liệu làm bánh nhỏ thép 50 thường hóa, giả thiết vơi rèn nhỏ 100 mm Có tính sau : + Giới hạn bền kéo : σbk = 620 N/mm2 + Giới hạn chảy : σch = 320 M/mm2 + Độ rằn HB (180-230)HB : Chọn 220 HB - Vật liệu làm bánh nhỏ thép 35 thường hóa, giả thiết vơi rèn có độ lớn từ 100 – 300 mm Có tính sau : + Giới hạn bền kéo : σbk = 540 N/mm2 + Giới hạn chảy : σch = 270 M/mm2 + Độ rằn HB (150-210)HB : Chọn 190 HB 1.2 Định ứng suất tiếp xúc ứng suất uốn cho phép a Ứng suất tiếp xúc cho phép Dựa vào công thức (3-1) trang 38 tài liệu [1] để chọn tính ứng suất t.xúc cho phép    tx     Notx k N' Đồ n thiết kế má y Cần kiểm nghiệm độ bền dập độ bền cắt, kết tính sau ,vớilt=1,35d d c d lt Bxh t1 T(N.mm) 24 32,4 8x7 71295,7 61 22.9 34 45,9 10x8 71295,7 34,4 10,3 38 51,3 10x8 220711,1 75,5 22,6 42 56,7 10x8 220711,1 84 25,2 50 67,5 14x9 5,5 524855,4 96,4 24,1 48 64.8 14x9 5,5 524855,4 Vậy tất mối then đảm bảo độ bền dập độ bền cắt Đồ n thiết kế má y PHẦN V: PHẦN Ổ LĂN I)Chọn loại ổ lăn Với hộp khai triển thường, chọn loại ổ lăn theo tải trọng tác dụng +)Trục I: Fa1 412   0,547  0,3 Fr1 752 Xét => chọn ổ bi đỡ chặn với góc tiếp xúc   12 +)Trục II: Fa  Fa 1203  412   0,305  0,3 Fr  Fr 1605  752 Xét => chọn ổ bi đỡ chặn với góc tiếp xúc   12 +)Trục III: Xét Fa 1203   0,75  0,3 Fr 1605 => chọn ổ bi đỡ chặn với góc tiếp xúc   26 II)Tính tốn chọn cỡ ổ lăn: Theo khả tải động khả tải tĩnh Nhằm đề phịng khả tróc rỗ bề mặt làm việc, nên ta cần phải tính tốn khả tải động trước chọn cỡ ổ lăn Tải trọng động tính theo cơng thức: C  Q.m L  Q.L1/ m d Với Q: tải trọng động qui ước L: tuổi thọ tính triệu vịng quay L=Lh 60 n.10-6 với Lh =15000(giờ) m=3 bậc đường cong mỏi thử ổ bi Đồ n thiết kế má y +, Xét tải trọng động qui ước : Với ổ bi đỡ đỡ chặn ta có cơng thức Q  ( X V Fr  Y Fa )kt k Với d kt =1 hệ số kể đến ảnh hưởng nhiệt độ kd=1,5 tra bảng 11.3(TL2) V=1 vòng quay X, Y hệ số tải trọng hướng tâm dọc trục =>Tính tốn cụ thể cho ổ lăn trục : a)TrụcI: Với đường kính đoạn lắp ổ lăn trục I d =30(mm) , theo bảng P2.12(TL2), ta chọn loại ổ cỡ trung hẹp có kí hiệu 46306 với thơng số sau: Đường kính vịng d =30(mm) Đường kính vịng ngồi D =72(mm) Khả tải động C=25,6 (kN) Khả tải tĩnh Co=18,17(kN) => Sơ đồ trục I: Ta có Fr  Fx210  Fy210  912( N ) Đồ n thiết kế má y Fr1  Fx211  Fy211  1783( N ) Tra bảng 11.4(TL2) ta e =0,3 => Với ổ đỡ chặn Fs  e.Fr  0,3.912  273,6( N ) Fs1  e.Fr1  0,3.1783  535( N ) lực dọc trục tác dụng lên ổ :  Fa  Fs1  Fat  123  Fs  Fa1  Fs  Fat  685,6  Fs1 So sánh (  Fa ; Fs ) (  Fa1 ; Fs1 ) chọn lực dọc trục Fa0 =273,6(N) Fa1 =685,6(N) Mặt khác : i.Fa1 1.685,6   0,38  e  X  0,45, Y1  1,81 V Fr1 1.1783 i.Fa 1.273,6   0,3  e  X  1, Y0  V Fr 1.912 Và L=15000.60 1450 10-6 =1305(Triệu vòng) =>Tải trọng qui ước ổ : Q1  ( X 1.V Fr1  Y1.Fa1 )kt kd  (0,45.1.1783  0,81.685,6).1.1  1357,7( N ) Q0  ( X V Fr  Y0 Fa )kt kd  1.1.912.1.1  912( N ) Ổ chịu tải trọng lớn nên xét khả tải động : C   Q L1/ m  0,825.1357,7.13051/3  12,240(kN )  C  25,6(kN ) d => Thoả mãn khả tải động Nhằm đề phòng biến dạng dư Với ổ bi đỡ-chặn ta có cơng thức : Qt  X Fr  Y0 Fa Trong : Qt tải trọng tĩnh qui ước Đồ n thiết kế má y X0, , Y0 hệ số tải trọng hướng tâm dọc trục Theo bảng 11.6(TL2) với ổ bi đỡ chặn   12 ta có X0 =0.5 ; Y0 =0,47 Qt1  X Fr1  Y0 Fa1  0,5.1783  0,47.685,6  1212,7( N ) =>  1,213(kN )  C0  18,17(kN ) Qt  X Fr  Y0 Fa  0,5.912  0, 47.273,6  584,6( N )  0,58(kN )  C0  18,17(kN ) =>Thoả mãn khả tải tĩnh b)TrụcII: Với đường kính đoạn lắp ổ lăn trục II d =35(mm) , theo bảng P2.12(TL1), ta chọn loại ổ cỡ trung hẹp có kí hiệu 46307 với thông số sau:  Đường kính vịng d =35(mm) Đường kính vịng ngồi d =80(mm) Khả tải động C=33,4 (kN) Khả tải tĩnh Co=25,2(kN) Sơ đồ trục II: Ta có Fr  Fx220  Fy220  3591( N ) Fr1  Fx221  Fy221  3186( N ) Tra bảng 11.4(TL2) ta e =0,3 => Với ổ đỡ chặn Đồ n thiết kế má y Fs1  e.Fr1  0,3.3186  955,8( N ) Fs  e.Fr  0,3.3591  1077,3( N ) lực dọc trục tác dụng lên ổ :  Fa  Fs1  Fat  1746,8  Fs  Fa1  Fs  Fat  286,3  Fs1 So sánh (  Fa ; Fs ) (  Fa1 ; Fs1 ) chọn lực dọc trục Fa0 =1746,8(N) Fa1 =955,8(N) Mặt khác i.Fa 1.1746,8   0,48  e  X  0,45, Y0  1,81 V Fr 1.3591 i.Fa1 1.955,8   0,3  e  X  1, Y1  V Fr1 1.3186 Và L=15000.60 580 10-6 =522(Triệu vòng) =>Tải trọng qui ước ổ : Q0  ( X V Fr  Y0 Fa )kt kd  (0,45.1.3591  0,81.1746,8.1.1  3030,9( N ) Q1  ( X 1.V Fr1  Y1.Fa1 )kt kd  1.1.3186.1.1  3186( N ) Ổ chịu tải trọng lớn nên xét khả tải động : C   Q L1/ m  0,825.3186.5221/3  21,163(kN )  C  33,4(kN ) d => Thoả mãn khả tải động Nhằm đề phịng biến dạng dư Với ổ bi đỡ-chặn ta có công thức : Qt  X Fr  Y0 Fa Trong : Qt tải trọng tĩnh qui ước X0, , Y0 hệ số tải trọng hướng tâm dọc trục Theo bảng 11.6(TL2) với ổ bi đỡ chặn   12 ta có X0 =0.5 ; Y0 =0,47 Đồ n thiết kế má y Qt  X Fr  Y0 Fa  0,5.1783  0,47.685,6  2616,5( N ) =>  2,616(kN )  C0  25,2(kN ) Qt1  X Fr1  Y0 Fa1  0,5.3196  0,47.955,8  2047( N )  2,047(kN )  C0  18,17(kN ) =>Thoả mãn khả tải tĩnh c)TrụcIII: Với đường kính đoạn lắp ổ lăn trục I d =45(mm) , theo bảng P2.12(TL1), ta chọn loại ổ cỡ trung hẹp có kí hiệu 46309 với thơng số sau: Đường kính vịng d =45(mm) Đường kính vịng ngồi D =100(mm) Khả tải động C=48,1 (kN) Khả tải tĩnh Co=37,7(kN) +,Đổi chiều Fk tính lại phản lực  Fx   Fx 31  Fx 30  Fk  Ft  0(1)    m   y1  Ft l32  Fx10 l31  Fk (l31  l33 )  0(2) *)  Fx 30  (2)=> (1)=> Ft l32  Fk (l31  l33 ) 4244.130 1800.(197  67,5)   383,86( N ) l11 188 Fx31  Ft  Fx30  Fk  4244  383,6 1800  2060,4( N )  F  Fr  Fy10  0(3)  Fy   y 31   d  mx1   Fa w4  Fr l32  Fy 30 l11  0(4)  *) Đồ n thiết kế má y d Fr l32  Fa w3 1605.130  1203 266   1871,3( N ) Fy 30  l 197 11 (4)=> (3)=> Fy11  Fy 30  Fr  1871,3  1605  266,3( N ) => Sơ đồ trục I: Ta có Fr  Fx230  Fy230  1910( N ) Fr1  Fx231  Fy231  2077,5( N ) Tra bảng 11.4(TL1) ta e =0,68 => Với ổ đỡ chặn Fs1  e.Fr1  0,68.2077,5  1412,7( N ) Fs  e.Fr  0,68.1910  1299( N ) lực dọc trục tác dụng lên ổ :  Fa  Fs1  Fat  1412,7 1203  209,7  Fs  Fa1  Fs  Fat  1299  1203  2502  Fs1 So sánh (  Fa ; Fs ) (  Fa1 ; Fs1 ) chọn lực dọc trục Fa0 =1299(N) Fa1 =2502(N) Mặt khác i.Fa 1.1299   0,68  e  X  1, Y0  V Fr 1.1910 Đồ n thiết kế má y i.Fa1 1.2502   1,2  e V Fr1 1.2077,5 Tra bảng11.4(TL2) =>X1 =0,41 ;Y1 =0,87 Và L=15000.60 180 10-6 =162 (Triệu vòng) =>Tải trọng qui ước ổ : Q0  ( X V Fr  Y0 Fa )kt kd  1.1.1919.1.1  1910( N ) Q1  ( X 1.V Fr1  Y1.Fa1 )kt kd  (0,41.1.2077,5  0,87.2502).1.1  3028,5( N ) Ổ chịu tải trọng lớn nên xét khả tải động : Cd   Q1.L1/ m  0,825.3028,5.1621/3  13606,8(kN )  C  48,1(kN ) => Thoả mãn khả tải động Nhằm đề phịng biến dạng dư Với ổ bi đỡ-chặn ta có công thức : Qt  X Fr  Y0 Fa Trong : Qt tải trọng tĩnh qui ước X0, , Y0 hệ số tải trọng hướng tâm dọc trục Theo bảng 11.6(TL1) với ổ bi đỡ chặn   26 ta có X0 =0.5 ; Y0 =0,37 Qt  X Fr  Y0 Fa  0,5.1910  0,37.1299  1435,6( N ) =>  1, 435(kN )  C0  37,7(kN ) Qt1  X Fr1  Y0 Fa1  0,5.2077,5  0,37.2502  1964,5( N )  1,964(kN )  C0  37,7(kN ) =>Thoả mãn khả tải tĩnh Đồ n thiết kế má y PHẦN VI : TÍNH TỐN KẾT CẤU CÂU TẠO VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT MÁY KHÁC 1.Vỏ hộp giảm tốc : Vật liệu để chế tạo vỏ hộp gang xám GX15-32, phương pháp chế tạo đúc.bề mặt lắp ghép vỏ hộp thường qua tâm trục.nhờ việc lắp ghép chi tiết thuận tiện kích thước phần tử tạo nên hộp giảm tốc đúc tính theo bảng (18.1)(TL2) Tên gọi chiều dày : thân hộp, δ Nắp hộp ,δ1 Gân tăng cứng: Chiều dày ,e Chiều cao ,h Độ dốc Đường kính : Bulơng ,d1 Bulơng cạnh ổ,d2 Bulơng ghép bích lắp thân ,d3 Vít ghép lắp ổ,d4 Vít ghép lắp cửathăm,d5 Măt bích ghép lắp thân: Chiều dày bích thân hộp,S3 Chiều dày bích lắp hộp,S4 Bề rộng bích lắp thân,K3 Kích thước gối trục: Đường kính ngồi tâm lỗ vít:D3,D2 (D đường kính ngồi ổ lăn) biểu thức tính tốn δ = 0,03.a+3 >6 mm δ1 = 0,9.δ Kết 10 mm mm e = (0,8÷1).δ=8÷10 h < 58 khoảng 20 mm 55mm d1>0,04.a+10=17,4 > 12 d2 = (0,7÷0,8).d1=11,9÷13,6 17 mm 13 mm d3 = (0,8÷0,9).d2 =10,4÷11,7 11 mm d4 = (0,6÷0,7).d2 =7,8÷ 9,1 d5 = (0,5÷0,6).d2 =6,5÷7,8 mm mm S3 = (1,4÷1,8).d3 =15,4÷19,8 S4 = (0,9÷1).S3 =15,3÷17 K3 = K2 –(3÷5) = 42 –(3÷5)=39÷37 17 mm 17 mm 37 mm D2 = D + 2.10 + (1,6  2)d4 D21= 72 + 2.10 + (1,6  2).9 = 106,4 110 D22 = 80 + 2.10 + (1,6  2).9 = 114,4 118 D23 = 100 + 2.10 + (1,6  2).9 = 134,4 138 D3 = D + 2 + 4,4d4 D31 = 72 + 2.10 + 4,4.9 =131,6 106 mm 116 mm 136mm 132mm Đồ n thiết kế má y Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ : K2 Tâm lỗ bulông cạnh ổ:E2 C(k khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ) chiều cao h D32 = 80 + 2.10 + 4,4.9=139,6 D33 = 100+ 2.10 + 4,4.9 =159,6 K2 = E2+R2+(3÷5)mm=41÷43 140mm 160mm 42 mm E2 = 1,6.d2 R2 = D 1,3.d C =  C1 = 132/2 C2 = 140/2 C3 = 160/2 21 mm 17 mm 66 mm 70 mm 80 mm Xác định theo kết cấu Mặt đế hộp: Chiều dày: S1 = (1,3÷1,5).d1=21,1÷25,5 phần lồi S1 Khi có phần lồi :Dd,S1 S2 Dd xác định theo đường kính dao khoét S1 = (1,4÷1,7).d1=23,8÷28,9 S2 = (1÷1,1).d1= 17÷18,7 Bề rộng mặt đế hộp,K1 vàq K1 = 3.d1 q ¿ K1 + 2.δ=63,6 Khe hở chi tiết: Giữa bánh với thành hộp: Giữa đỉnh lớn với đáy hộp Giữa mặt bên bánh với nhau: số lượng bulông Z Δ ¿ Δ1 ¿ h=10mm 24 mm 26 mm 18 mm 51 mm 74 mm (1÷1,2).δ ¿ 10÷12 10 mm (3÷5)*δ ¿ (30÷50) 50 mm (phụ thuộc loại hộp giảm tốc lượng dầu bôi trơn hộp) Δ ¿ δ L+B Z = 200÷300 603  230  3,332 250 = Vơi L chiều dài hộp B chiều rộng hộp Đồ n thiết kế má y II.BÔI TRƠN VÀ LẮP GHÉP Bôi trơn điều chỉnh ăn khớp A, Bôi trơn bánh hộp giảm tốc: Lấy mức đầu hộp giảm tốc 1/6 bán kính bánh lớn cấp nhanh, lấy mức dầu thấp ngập chân bánh lớn.Chọn loại dầu công nghiệp 45 B,Bôi trơn ổ lăn Do vận tốc trượt nhỏ nên ta dùng mỡ để bôi trơn.Chọn loại mơ T.Lượng mỡ cho vào chiếm khoảng 2/3 khoảng trống phận ổ III.TÍNH KẾT CẤU CÁC CHI TIẾT LIÊN QUAN 18−6 1.Nút thông ,theo bảng 93 (Tập 2): A M27 ¿ B C D E G H I K L M N 2 O P Q R S 18−7 2.Nút tháo dầu hình trụ,theo bảng 93 (Tập 2): d b m f L c q D S M16 ¿ 12 23 13,8 26 17 D 19,6 Đồ n thiết kế má y Nắp ổ Ổ lăn bơi trơn mỡ.Kích thước nắp ổ xác định theo kích thước gối đỡ.Cả ba trục dùng nắp ổ kín lõm D 72 80 100 D2 106 116 136 D3 132 140 160 D4 72 80 100 h 10 10 d4 M9 M9 M9 Z hoặc Bu lơng vịng Kích thước bulong vòng chọn theo trọng lượng hộp giảm tốc Vật liệu thép 20 Đồ n thiết kế má y 5.Vòng phớt Tra bảng 15-17(TL2) d 30 45 6.Que thăm dầu d1 31 46 d2 29 44 D 43 64 a b 4.3 6.5 So 12 Đồ n thiết kế má y ... 235,6 Đồ n thiết kế má y Đồ n thiết kế má y PHẦN IV: THIẾT KẾ KẾT CẤU TRỤC TRONG HỘP GIẢM TỐC 1,Chọn vật liệu Thép 45 thường hố có  b  600(MPa) HB =170…127     15 30(MPa) 2, Trình tự thiết kế. ..   26 II )Tính tốn chọn cỡ ổ lăn: Theo khả tải động khả tải tĩnh Nhằm đề phịng khả tróc rỗ bề mặt làm việc, nên ta cần phải tính tốn khả tải động trước chọn cỡ ổ lăn Tải trọng động tính theo... thiết kế má y 2.7 Định xác hệ số tải trọng K khoảng cách trục A Hệ số tải trọng K tính theo cơng thức : K  K tt K d Trong : + Ktt – hệ số tập trung tải trọng, truyền có khả chạy mòn , tải trọng