ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
LỜI NÓI ĐẦU
Hệ thống dẫn động băng tải được sử dụng khá rộng rãi với nhiều ứng dụng
trong công nghiệp, nông nghiệp, xây dựng và sinh hoạt hằng ngày. Môn
học Đồ án Thiết Kế Hệ Truyền Động Cơ Khí là cơ hội cho em tiếp xúc, tìm
hiểu và đi vào thiết kế một hệ thống dẫn động thực tiễn, cũng là cơ hội giúp
em cũng cố lại những kiến thức đã học trong các môn học như Nguyên lý
máy, Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật cơ khí,... và học thêm được rất nhiều về
phương pháp làm việc khi thực hiện công việc thiết kế, đồng thời cũng từng
bước sử dụng những kiến thức đã học vào thực tế. Thêm vào đó, trong quá
trình thực hiện em có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ AutoCad, điều
rất cần thiết với một sinh viên cơ khí.
Tập thuyết minh này chỉ dừng lại ở giai đoạn thiết kế, chưa thực sự tối
ưu trong việc tính toán các chi tiết máy, chưa mang tính kinh tế và công
nghệ cao vì giới hạn về kiến thức của người thực hiện.
Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo trong Bộ môn Cơ Kỹ Thuật
đã cho em cơ hội được học môn học này.
Xin chân thành cảm ơn các bạn trong nhóm đã cùng thảo luận và trao
đổi những thông tin hết sức quý giá.
Em xin chân thành cảm ơn thầy giáo Diệp Lâm Kha Tùng đã tận tình hướng dẫn, giúp đỡ em hoàn thành công việc thiết kế này.
Sinh viên
1
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
PHẠM NGỌC VŨ
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
MỤC LỤC ********
Phần 1 - Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền 3
1.1. Chọn động cơ 3
1.2. Phân phối tỷ số truyền 5
1.3 Các thông số và lực tác dụng trên các trục 6
Phần2 - Tính toán thiết kế các bộ truyền 8
2.1 Thiết kế bộ truyền động xích 8
2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng 11
Phần 3 - Tính toán thiết kế trục và then 29
3.1 Chọn vật liệu 29
3.2 Xác định sơ bộ đường kính trục 29
3.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 30
3.4 Xác định đường kính các đoạn trục 33
3.5 Kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục 44
3.6 Kiểm nghiệm độ bền mỏi của then 47
Phần 4 - Tính toán chọn ổ và nối trục đàn hồi 49
4.1 Tính toán chọn ổ 49
4.2 Nối trục đàn hồi 55
Phần 5 - Chọn thân máy, bulông và các chi tiết phụ khác 57
5.1 Vỏ hộp 57
5.2 Một số chi tiết phụ khác 60
2
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
Phần 6- Chọn dung sai lắp ghép 64
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
Phần 1 :CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
1.1 Chọn động cơ :
Xác định công suất cần có của động cơ.
Công suất trên trục động cơ được xác định theo công thức 2.8 [1]
: Công suất cần có trên trục động cơ.
: Công suất tính toán trên trục máy công tác.
: Hiệu suất truyền động.
Theo công thức (2.9) ta có:
Trong đó theo bảng 2.3 trang 19 [1]
: Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ,răng nghiêng
: Hiệu suất truyền động của bộ truyền xích(để hở).
: Hiệu suất một cặp ổ lăn.
: Hiệu suất khớp nối đàn hồi
Do tải trọng thay đổi nên theo công thức 2.14 trang 20 [1] ta có:
2. 𝑡2
2. 0,3. 𝑡𝑐𝑘
2. 0,7. 𝑡𝑐𝑘 + 𝑃2 𝑃1
- Công suất tương đương
2. 𝑡1 + 𝑃2 𝑃1 𝑡1+𝑡2
3
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
= √ 𝑃𝑡đ = √ 𝑡𝑐𝑘
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
𝑃𝑡đ = √7.92. 0.7 + (7.9.0,8)2. 0,3 = 7,46( kW)
7,46
- Công suất cần thiết của động cơ
Ptđ
0,814
= = 9,16 (kW) Pct =
- Tỉ số truyền toàn bộ của hệ dẫn động :
Theo bảng 2.4 trang 21 [1]
: tỉ số truyền trong hệ bánh răng trụ 2 chọn
cấp.
: tỉ số truyền của xích. chọn
Động cơ được chọn thỏa mãn đồng thời 2 điền kiện:
Theo bảng (1.2 trang 235) [1] ta chọn: Động cơ Dk.62-4 có:
Kiểu động Công Vận tốc
cơ suất vòng
(kw) quay
(vg/ph)
4
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
Dk.62-4 10 1460 0,88 1,3 2,3
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
1.2 Phân phối tỷ số truyền :
- Tỷ số truyền động chung thực:
Trong đó:
𝑛đ𝑐: số vòng quay của trục động cơ
𝑛𝑐𝑡: số vòng quay của trục công tác
Ta có:
Trong đó: : tỉ số truyền của bộ truyền xích.
: tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng nghiêng cấp nhanh.
: tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng nghiên cấp chậm.
: tỉ số truyền khớp nối.
- Chọn =>
- Tiếp tục chọn tỉ số truyền qua bộ truyền bánh răng cấp nhanh (ubn) và cấp
5
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
chậm (ubc) với công thức 3.11 trang 43 [1] :
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
=> ubrn =3,39 và ubrc = 2,61
1.3 Xác định các thông số và lực tác dụng :
* Tốc độ quay trên các trục
- Trục động cơ :
- Trục 1 :
- Trục 2 : .
- Trục 3 : .
- Trục 4 :
* Cộng suất danh nghĩa trên các trục
- Trục động cơ: .
- Trục 1:
- Trục 2:
- Trục 3:
6
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
- Trục 4:
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
* Momen xoắn trên các trục:
- Trục động cơ:
- Trục 1:
- Trục 2:
- Trục 3:
- Trục 4:
Trục
4 Động cơ 1 2 3
Thông số
U 𝑢𝑘𝑛 = 1 𝑢𝑏𝑟𝑛 = 3,39 𝑢𝑏𝑟𝑐 = 2,61 𝑢𝑥 = 3
n(vg/ph) 1460 1460 430,68 165 55
P(kW) 9,16 9,07 8,62 8,2 7,46
7
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
T(N.mm) 59916,44 59327,74 191141,91 474606,06 1295327,27
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
Phần 2 :TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
2.1: Tính Toán Thiết Kế Bộ Truyền Xích
Kw ; số vòng quay của trục dẫn :
Bộ truyền xích từ đầu ra của hộp giảm tốc tới băng tải có các số liệu :
vg/ph ; vòng quay của
trục bị dẫn : vg/ph ; ;
Chế độ làm việc : Quay 1 chiều,làm việc 2 ca,va đập nhẹ,thời gian làm việc 5 năm
(1 năm 300 ngày, làm việc 2ca, 1 ca làm việc 8 giờ).
1.Chọn loại xích : Xích con lăn (độ bền mòn cao hơn xích ống,chế tạo ít phức tạp)
2.Xác định các thông số của bộ truyền xích:
- Theo bảng 5.4 với u=3 chọn số răng đĩa nhỏ ,do đó số răng đĩa lớn
chọn < =120
-Theo công thức (5.3),công suất tính toán
Trong đó: là công suất tính toán
P là công suất cần truyền
là công suất cho phép
là hệ số răng
hệ số vòng quay
Theo công thức (5.4) và bảng 5.6 :
8
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
với (đường nối tâm các đĩa xích với phương nằm ngang một góc < );
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
(chọn a =40p);
(điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích)
(tải trọng va đập nhẹ)
(làm việc 2 ca)
(môi trường có bụi,chất lượng bôi trơn II –bảng 5.7)
Như vậy : kW
Theo bảng 5.5 với vg/ph chọn bộ truyền xích một dãy có bước xích
p=38,1 mm thỏa mãn điều kiện bền mòn:
Kw ; đồng thời theo bảng 5.8 ,
-Khoảng cách trục a = 40p = 40.38,1 = 1524 mm;
Theo công thức (5.12) số mắt xích :
=2.40 + (25 + 75)/2 + (75 – 25) .38,1/(4 .1524) = 131,6
Lấy số mắt xích chẵn ,tính lại khoảng cách trục theo công thức (5.13) :
a = 0,25p{ }
=0,25.38,1{132-0,5(75+25)+ }
=1532 mm
Để xích không chịu lực căng quá lớn,giảm a một lượng bằng :
,do đó a = 1527 mm
-Số lần va đập của xích : Theo (5.14)
25.165/(15.132)=2 < [i] = 20 (bảng 5.9)
3. Tính kiểm nghiệm xích về độ bền :
Theo (5.15) :
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
-Theo bảng 5.2 ,tải trọng phá hỏng Q = 127000 N khối lượng 1 mét xích q = 5,5kg 9
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
(tải trọng mở máy bằng 2 lần tải trọng danh nghĩa) -
-v = m/s
N
N
N
trong đó : a =1,527 m khoảng cách trục
bộ truyền nằm ngang
Do đó : s = 127000/(1,7.3129,8 + 494,33 + 37,75) = 21,7
Theo bảng 5.10 với n =200vg/ph , [s]=8,5 . Vậy s > [s] : bộ truyền xích đảm bảo đủ
bền.
4.Đường kính đĩa xích : Theo công thức (5.17) và bảng 13.4 :
mm
mm
mm
mm
mm ; 887,56 mm
Với mm (theo bảng 5.2)
Các kích thước còn lại tính theo bảng 13.4
10
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
-Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của xích theo công thức (5.18)
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
Trong đó với , ; ; A = 395 (bảng 5.12)
(xích một dãy) ,lực va đập trên 1 dãy xích theo (5.19)
Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện độ rắn HB170 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho
phép ,đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1. Tương tự
(cùng vật liệu và nhiệt luyện)
5.Xác định các lực tác dụng lên trục :
Theo (5.20)
trong đó bộ truyền nằm ngang.
2.2 Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng
1. Chọn vật liệu hai cấp bánh răng như sau: Vì bộ truyền được bôi trơn tốt nên dạng hỏng chủ yếu là tróc rỗ bề mặt răng nên ta
tính theo ứng suất tiếp xúc. Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm
thống nhất hóa trong thiết kế ta chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như sau:
Theo bảng 6.1 trang 92 [1] chọn:
- Bánh răng nhỏ:
Thép thường hóa C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có
σb1=850 (Mpa)
σch1=580 (Mpa).
- Bánh răng lớn:
Thép thường hóa C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 có
11
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
σb2=750(Mpa)
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
σch2=450(Mpa).
2. Xác định ứng suất cho phép:
Theo bảng 6.2 trang 94 [1] với thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB180…350.
Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1=250; độ rắn bánh lớn HB2=225, khi đó ta có:
Theo công thức 6.5 trang 93 [1] ( số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp
xúc )
Theo công thức 6.7 trang 93 [1] ( NHE: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương):
Trong đó: Bộ truyền làm việc 5 năm mỗi năm làm việc 300 ngày, 1 ngày làm việc
2 ca, 1 ca làm việc 8 giờ ta có t= 5.300.8.2 = 24000 (giờ).
12
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay: c=1.
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
Vì: NHE1>NHo1 nên KHL1=1
NHE2>NHo2 nên KHL2=1
Như vậy theo công thức 6.1a trang 93 [1], sơ bộ ta tính được: (SH tra bảng 6.2)
Với cấp nhanh sử dụng răng nghiêng, do đó theo công thức 6.12 trang 95 [1]:
Theo công thức 6.8trang 93[1] ta có:
Vì : NFE1 > NFo = 4.106 nên KFL1=1
NFE2 > NFo = 4.106 nên KFL2=1.
Do đó theo (6.2a) trang 93 [1] với bộ truyền quay 1 chiều KFC=1, ta được:
Ứng suất quá tải cho phép:
13
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
Theo công thức 6.13 trang 95[1] và công thức 6.14 trang 96[1] ta có:
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
3. Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng khai triển cấp nhanh:
a. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Theo công thức 6.15a trang 96 [1]:
Trong đó: với răng nghiêng ka = 43 bảng 6.5 trang 96 [1]
Theo bảng 6.6 trang 97 [1], chọn ψba = 0,3 (không đối xứng)
Theo công thức 6.16 trang 97 [1], ta có:
=> Theo bảng 6.7 trang 98 tài liệu [1], chọn KHβ = 1,14 (sơ đồ 3).
T1 = 59327,74 (Nmm).
Lấy
b. Xác định các thông số ăn khớp:
Theo công thức 6.17 trang 97[1]:
m=(0,01÷0,02).aw1=(0,01÷0,02).120=(1,2÷2,4)mm.
Theo bảng 6.8 trang 99[1], chọn môđun pháp m = 2 mm
14
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
Chọn sơ bộ β=100, do đó cosβ=0,9848
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
Theo 6.31 trang 103 [1], ta có:
- Số răng bánh nhỏ:
Chọn z1=29
Số răng bánh lớn:
Chọn z2=98
Do đó tỉ số truyền thực sẽ là:
ua=z2/z1=98/29=3,38
(thỏa điều kiện 80 ≤ β ≤ 200) c.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Theo 6.33 trang 105[1], ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:
Trong đó:
- Theo bảng 6.5 trang 96 [1], ZM=274(MPa)1/3 – hệ số kể đến cơ tính vật liệu
của các bánh răng ăn khớp.
- Theo công thức 6.34 trang 105[1], hệ số kể đến hình dạng tiếp xúc:h
Trong đó :
15
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
Theo bảng 6.11 trang 104 [1] ta có:
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
α = 200 là góc nghiêng profin gốc, theo TCVN1065 -71 theo bảng 6.11 trang
104 [1]
Theo công thức 6.35 trang 105[1], tgβb=cosαttgβ1
Theo công thức 6.37 trang 105 [1] ta có :
Trong đó: Theo trang 108 [1] bw1 – chiều rộng vành răng.
- Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Zε
Vì εβ>1 nên theo công thức 6.36c trang 105 [1] ta có :
Theo công thức 6.38btrang 105 [1]
16
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
- Đường kính vòng lăn :
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
- Theo công thức 6.39 trang 106 [1], ta có:
- : hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng, theo bảng 6.7 trang 98 [1] = 0,698 ứng với và sơ đồ 3
ta chọn 𝑲𝑯𝜷 = 𝟏, 𝟎𝟗
-Theo công thức 6.40 trang106 [1], ta có:
Với v = 4,527(m/s) theo bảng 6.13 trang106 [1] dùng cấp chính xác 8.
: hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
- đồng thời ăn khớp, trị số của 𝐾𝐻𝛼 đối với bánh răng nghiêng theo bảng 6.14 trang 107 [1] với cấp chính xác 8 ta chọn
KHα = 1,082
- Theo công thức 6.41trang 107 [1], ta có:
- Theo công thức 6.42 trang 107 [1], ta có:
trong đó: δH=0,002 theo bảng 6.15 trang 107 [1], theo bảng 6.16 trang 107 [1]
17
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
g0=56.
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
Do đó :
Vậy ta có:
Thay các giá trị vào 6.33 trang 105 [1] ta có:
- Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép:
Theo trang 91 [1] với v= 4,527 (m/s), Zv=1.
Với cấp chính xác động học là 8, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó
cần gia công đạt độ nhám Ra=2,5...1,25μm.
=> ZR=0,95.
Với da =dw1 + 2m = 59,22 + 2.2 = 63,22 < 700 (mm), KXH=1
Theo công thức 6.1 trang 91 và 6.1a trang 93 [1]
Như vậy σH <[ σH ] đủ điều kiện bền.
b. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
- Theo công thức 6.43 trang 108 [1], ta có:
Trong đó: Theo trang 108 [1] ta có :
18
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
- Hệ số kể đến sự trùng khớp:
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
- Hệ số kể đến độ nghiêng của răng:
Với β= 12,31
YF1, YF2 : là hệ số hình dạng của bánh răng 1,2.
Số răng tương đương:
Theo bảng 6.18 trang 109 [1] ta được:
YF1=3,39 , YF2=3,6
- Hệ số tải trọng khi tính về uốn theo công thức 6.45 trang 109 [1]
- Theo bảng 6.14 trang 107 [1] với v≤ 5 (m/s) và cấp chính xác 8, ta
chọn:KFα=1,26.
Trong đó: KFβ=1,2 (bảng 6.7 trang 98 [1] sơ đồ 3)
- Theo công thức 6.46 trang 109 [1], ta có:
với:
19
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
Với δF=0,006 tra bảng 6.15 trang 107 [1]
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
g0= 56 tra bảng 6.16 trang 107 [1]
Do đó:
Thay các giá trị vào công thức 6.43 trang 108 [1] ta có:
=>
- Theo 6.2 trang 91 và 6.2a trang 93 [1], ta có:
trong đó:
YR = 1 (hệ số bánh răng phay)
KXF = 1 (da < 400 mm) – hệ số xét đến kích thước bánh răng
Tương tự:
20
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
Như vậy:
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
=>Thỏa mãn điều kiện bền uốn.
c. Kiểm nghiệm răng về quá tải: Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (lúc mở máy, hãm máy, hoặc có sự cố bất
thường).
vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn
cực đại
Theo công thức 6.48 trang 110 [1] với Kqt = Tmax/T = 1,9 ta có:
Trong đó:
T: momen xoắn danh nghĩa. Tmax : momen xoăn quá tải Tmm : momen mở máy
Theo công thức 6.49 trang 110[1], ta có:
d.Các thông số và kích thước bộ truyền:
Khoảng cách trục aw1 = 130(mm).
Môđun pháp m = 2 (mm).
Chiều rộng vành răng bw1 = 39 (mm).
Tỉ số truyền ubrn = 3,39
Góc nghiêng của răng β1 =12,31= 12018’
21
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
Số răng bánh răng Z1 = 29; Z2 = 98
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
Hệ số dịch chỉnh x1 = 0; x2 = 0
Đường kính vòng chia d1 = mZ1/cosβ1 = 2.29/cos(12,31) = 59 (mm)
d2 = mZ2/cosβ1 = 2.98/cos(12,31) = 201 (mm).
Đường kính đỉnh răng da1 = d1+ 2.(1+x1-∆y)m =63 (mm)
da2 = d2 + 2.(1+x1-∆y)m = 205(mm).
Đường kính đáy răng df1 = d1 - (2,5-2x1)m = 54 (mm)
df2 = d2 - (2,5 - 2x2)m = 196 (mm).
4. Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiên cấp chậm:
a. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Theo công thức 6.15a trang 96 [1], ta có:
Trong đó: với răng nghiên ta có Ka = 43 MPa1/3 (bảng 6.5 trang 96 [1]).
Theo bảng 6.6 trang 97 [1], chọn ψba = 0,4 (vì trị số ψba đối với cấp chậm trong
hộp giảm tốc nên lấy lớn hơn 20%-30% so với cấp nhanh)
Theo công thức 6.16 trang 97 [1], ta có:
Theo bảng 6.7 trang 98 [1], chọn KHβ=1,046 (sơ đồ 5).
T2=191141,91 (Nmm).
22
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
ta có: [σH] = 495,45 (MPa)
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
Chọn aw2=150 (mm)
b. Xác định các thông số ăn khớp:
Theo công thức 6.17 trang 97 [1]: m=(0,01÷0,02)aw2=(0,01÷0,02).150=(1,5÷3)mm.
Theo bảng 6.8 trang 99 [1], chọn môđun pháp m = 2 mm.
Chọn sơ bộ β=100, do đó cosβ=0,9848
Theo công thức 6.31 trang 103 [1]:
- Số răng bánh nhỏ:
Chọn z1=41
- Số răng bánh lớn:
Chọn z2=107
Ta có tỉ số truyền thực sẽ là:
ua = z2/z1 = 107/41 = 2,609
(thỏa điều kiện 80 ≤ β ≤ 200) c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Theo công thức 6.33 trang 105 [1], ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:
- Theo bảng 6.5 trang 96 [1], ZM=274 (MPa)1/3 – hệ số kể đến cơ tính vật liệu
của các bánh răng ăn khớp.
23
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
- Theo công thức 6.34 trang 105 [1], hệ số kể đến hình dạng tiếp xúc:
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
Theo công thức 6.35 trang 105[1], tgβb=cosαttgβ2
Với:
- Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Zε
Ta có:
bw – chiều rộng vành răng.
- Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Zε
Vì εβ>1 nên theo công thức 6.36c trang 105 [1] ta có :
Trong đó theo công thức 6.38b trang 105 [1] ta có:
24
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
- Đường kính vòng lăn :
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
Theo công thức 6.39 trang 106[1], ta có:
- Theo công thức 6.40 trang 106[1], ta có:
Với v = 1,87 (m/s) theo bảng 6.13 trang 106[1] dùng cấp chính xác 9. Theo
bảng 6.14 trang 107[1] với cấp chính xác 9 và v = 1,87(m/s) < 2,5 (m/s) chọn
KHα=1,13.
- Theo công thức 6.41trang 107[1], ta có:
- Theo bảng 6.7 trang 98[1], ta có: chọn KHβ=1,046 (sơ đồ 5).
- Theo công thức 6.42 trang 107[1] ta có:
Trong đó: δH = 0,002 bảng 6.15 trang 107[1], bảng 6.16 trang 107[1] chọn g0 = 73
Do đó :
Vậy ta có:
25
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
Thay các giá trị vào công thức 6.33 trang 105[1], ta có:
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
- Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép:
Theo công thức 6.1 trang 91[1] với v= 1,87 (m/s)< 5 (m/s), ta có: Zv=1.
Với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó
cần gia công đạt độ nhám Ra=2,5...1,25μm.
Do đó ZR=0,95.
Với da = dw2 + 2m = 83,1 + 2.2 = 87,1< 700 (mm), KXH=1
Như vậy σH <[ σH ] đủ điều kiện bền.
d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Theo công thức 6.43 trang 108[1], ta có:
Trong đó:
- Hệ số kể đến sự trùng khớp:
- Hệ số kể đến độ nghiêng của răng:
Với β2= 9,6
YF1, YF2 là hệ số hình dạng của bánh răng 1,2.
26
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
Số răng tương đương :
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
Theo bảng 6.18 trang 109[1], ta được :
YF1=3,68 , YF2=3,6
- Hệ số tải trọng khi tính về uốn :
trong đó: KFβ=1,113 bảng 6.7 trang 98 [1] (sơ đồ 5)
Theo bảng 6.14 trang 107[1] với v = 1,87 (m/s) < 2,5 (m/s) và cấp chính xác 9,
KFα=1,37.
Theo công thức 6.46 trang 109[1], ta có:
trong đó: theo công thức 6.47 trang 109[1] ta được
Với δF=0,006 bảng 6.15 trang 107[1]
g0=73 bảng 6.16 trang 107[1]
do đó:
27
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
Thay các giá trị vào công thức 6.43 ta có:
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
Theo công thức 6.2 và 6.2a, ta có
trong đó:
YR = 1 (hệ số bánh răng phay)
KXF = 1 (da = dw3 + 2m = 83,1 + 2.2 = 87,1 < 400mm) – hệ số xét đến kích thước
bánh răng.
Tương tự:
Như vậy:
=>Thỏa mãn điều kiện bền uốn.
e Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Theo 6.48 với Kqt = Tmax/T = 1,9 ta có:
28
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
Theo 6.49:
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
g Các thông số và kích thước bộ truyền:
Khoảng cách trục aw2 = 150 (mm)
Môđun pháp m = 2 (mm)
Chiều rộng vành răng bw2 = 60 (mm)
Tỉ số truyền ubrc = 2,61
Góc nghiêng của răng β2 = 9,60
Số răng bánh răng Z1 = 41; Z2 = 107
Hệ số dịch chỉnh x1 = 0; x2 = 0
Đường kính vòng chia d1 = mZ1/cosβ2 = 2.41/cos(9,6) = 83(mm)
d2 = mZ2/cosβ2 = 2.107/cos(9,6) = 217 (mm).
Đường kính đỉnh răng da1 = d1+2(1+x1-∆y)m = 87 (mm)
da2 = d2+2(1+x2-∆y)m = 221 (mm).
Đường kính đáy răng df1 = d1 - (2,5 - 2x1)m = 78 (mm)
df2 = d2 - (2,5 - 2x2)m = 212 (mm).
Phần 3 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN
3.1 Chọn vật liệu:
- Vật liệu chế tạo các trục là thép C45 thường hóa theo trang 188 [1] có
σb = 850 (MPa), σch = 580 (Mpa), theo trang 188 [1] ta có [τ]=15÷30 MPa
- Chọn trục I: [τ]=15 (MPa), trục II: [τ]=20 (MPa), trục III: [τ]=25 (MPa).
3.2 Xác định sơ bộ đường kính trục:
29
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
- Theo công thức 10.9 trang 188[1], ta có:
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
Trong đó: dk – đường kính trục thứ k với k=1,2,3.
Tk – Momen xoắn trục thứ k (Nmm)
[τ] - Ứng suất xoắn cho phép (MPa)
Vì hộp giảm tốc ta đang thiết kế có trục 1 là trục đầu vào của hộp giảm tốc và nó được nối với trục động cơ bằng khớp nối nên ta dùng công thức thực nghiệm để xác định đường kính sơ bộ của nó. Các đường kính tính được nên lấy tròn đến các giá trị 0 và 5 để dùng nó làm căn cứ để chọn một số kích thước chiều dài trục. - Đường kính sơ bộ của trục 1: d1 = (0,8…1,2)dđc Với dđc là đường kính trục động cơ Dk.62-4 (đã chọn ở phần I), vậy theo bảng phụ
lục P1.7/trang 242 (tập 1)_Kích thước động học của động cơ 4A ta có: dđc = 45
(mm).
Vậy dI = (0,8…1,2).45 = (36…54) mm
=> Chọn dI = 40 (mm).
- Trục 2: T2= 191141,91(Nmm) => dII = 36,3(mm), chọn dII = 45 (mm)
- Trục 3: T3=474606,06 (Nmm) => dIII = 45,6 (mm), chọn dIII = 50 (mm)
Từ đường kính d có thể xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn bo theo bảng 10.2 trang
189 [1] như sau:
d(mm) 40 45 50
23 25 27 b0(mm)
30
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
3.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
Khoảng cách giữa các gối đỡ:
Theo bảng 10.3 trang 189 [1]
hn = 18 – chiều cao nắp ổ và đầu bulong.
k1 = 10 – khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của
hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay.
k2 = 10 – khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp.
31
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
k3 = 15 – khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ.
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
a. Trục 2:
- Chiều dài mayơ bánh răng:
Theo công thức 10.10 trang 189 [1]
chọn lm22 = 60 (mm)
chọn lm23 = 60 (mm).
- Chiều dài các đoạn trục:
Theo bảng 10.4 trang191 [1]
l22 = 0,5(lm22+b02) + k1 + k2 = 0,5.(60 + 25) + 10 + 10 = 62,5 (mm)
l23 = l22 + 0,5(lm22 + lm23) + k1 = 62,5 + 0,5(60 + 60) + 10 = 132,5 (mm).
l21 = lm22 + lm23 +3k1+ 2k2+b02= 195 (mm)
b . Trục 3:
- Chiều dài mayơ bánh răng:
Theo công thức 10.10 trang 189 [1]
chọn lm32 = 65 (mm).
-Chiều dài mayơ nối với bộ truyền xích :
chọn lm33 = 65 (mm).
- Chiều dài các đoạn trục
Theo bảng 10.4 trang191 [1]
l32 = l23 = 132,5(mm)
32
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
l31 = l21 = 195(mm)
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
l33 = l31 + lc33
Theo công thức 10.14 trang 190 [1] trong đó
lc33 = 0,5(lm33 + b0) + k3 + hn = 0,5.(65 + 27) + 15 + 18 = 79 (mm)
=> l33 = 195 + 79 =274 (mm)
c. trục 1:
Chiều dài mayer
Chiều dài mayơ nối với trục đàn hồi theo công thức 10.13 trang 189 [1]:
Chọn lm12 = 75 (mm).
-Chiều dài mayơ bánh răng:
Theo công thức 10.10 trang 189 [1]
chọn lm13 = 55 (mm).
- Chiều dài các đoạn trục
l11 = l21 = l31 = 195 (mm)
l13 = l22 = 62,5(mm)
l12 = lc12 = 0,5.(lm12 + b01) + k3 + hn = 0,5.(75 + 23) + 15 + 18 = 82 (mm)
3.4 Xác định đường kính các đoạn trục:
a. Trục 1
Giá trị các lực tác dụng lên bánh răng 1:
- Lực vòng:
33
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
- Lực hướng tâm:
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
Fr1 = (Ft1.tanαtw)/cosβ = [2003,6.tan (20,43)]/cos (12,31) = 764(N)
- Lực dọc trục:
Fa1 = Ft1.tanβ =2003,6.tan(12,31) = 437,2 (N).
- Moment xoắn : T = Ft .d /2 =59327,74 (Nmm)
- Lực tác dụng từ khớp nối:
Ở đây dùng khớp nối trục vòng đàn hồi vì nó có cấu tạo đơn giản, dễ chế tạo, dễ thay thế và làm việc tin cậy (được dùng khá phổ biến với tải trọng trung bình) Lực tác dụng lên trục : 𝐹𝑘𝑛 = (0,1 ÷ 0,3)𝐹𝑡 = (0,1 ÷ 0,3) 2𝑇𝑑𝑐 𝐷0
2𝑇𝑑𝑐 𝐷0
Lấy: (1) 𝐹𝑘𝑛 = 0,2
Trong đó: Tdc: mômen xoắn trên trục động cơ Tđc = 59916,44 (Nmm) Do: đường kính vòng vòng tròn qua tâm các chốt (được chọn
theo mômen xoắn tính toán Tt của khớp nối)
Ta có mômen xoắn tính toán của khớp nối trục vòng đàn hồi: Tt = K.Tđc
(2) Với: K: hệ số chế độ làm việc
Tt = 1,5.59916,44 =89874,66 (Nmm)
Theo bảng 16.1/trang 58 (giáo trình Trịnh Chất tập 2), do loại máy ta thiết kế là loại máy băng tải, chọn K = 1,5 Thay các số liệu vào (2) ta được: Với Tt = 89,874 (Nm) thì dựa vào bảng 16.10a/trang 68 (tập 2), ta có: Do =
90 (mm)
Vậy ta thay Do = 90 (mm) và Tđc = 59916,44(Nmm) vào (1) ta được:
= 0,2. = 266,3 (𝑁) 𝐹𝑘𝑛 = 0,2 2.59916,44 90 2𝑇𝑑𝑐 𝐷0
Tính các phản lực:
34
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
Xác định phản lực trong mặt phẳng xOy và yOz:
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
35
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
Biểu đồ momen
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
36
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
Moment tương đương theo công thức:
Từ bảng 10.5 trang 195[1] với đường kính sơ bộ d = 40 mm, ta chọn
Theo tiêu chuẩn và yêu cầu về kết cấu ta chọn các thiết diện có các giá trị sau:
dA1 = dB1 = 25mm
dD1 = 28 mm
dC1 = 22mm
37
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
b.Trục 2:
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
Lực tác dụng lên bánh răng 2:
Lực tác dụng lên bánh răng 3:
Fr3 = (Ft3.tanαtw)/cosβ = [4600,3.tan (20,26)]/cos (9,6) =1722,17 (N)
Fa3 = Ft3.tanβ =4600,3.tan(9,6) = 778 (N)
- Moment xoắn : T = Ft .d /2 =191141,91 (Nmm)
Tính các phản lực:
Xác định phản lực trong mặt phẳng xy và yz :
38
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
Biểu đồ momen:
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
39
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
Moment tương đương theo công thức:
Theo bảng 10.5 trang 195 [1] với đường kính sơ bộ d =45 mm, ta chọn
Theo tiêu chuẩn và yêu cầu về kết cấu ta chọn các thiết diện có các giá trị sau:
dA2 = dB2 = 35 mm
dC2 = 36 mm
40
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
dD2 = 38 mm
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
c.Trục 3:
Lực tác dụng lên bánh răng:
Moment xoắn : T = Ft .d /2 =474606,06 (Nmm
Lực tác dụng từ bộ truyền xích:
Theo (5.20)
trong đó bộ truyền nằm ngang.
Tính các phản lực:
Xác định phản lực trong mặt phẳng xy và yz :
41
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
Biểu đồ momen:
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
42
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
Moment tương đương theo công thức:
Từ bảng 10.5 trang 195 [1] với đường kính sơ bộ d3 = 50 mm, ta chọn
Theo tiêu chuẩn và yêu cầu về kết cấu ta chọn các thiết diện có các giá trị sau:
dA3 = dB3 =45 mm
dC3 = 50 mm
dD3 = 42 mm
43
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
3.5 Kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục :
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
a. Vật liệu trục:
- Thép C45 tôi cải thiện với σb = 850 (MPa), ta có:
b. Điều kiện kiểm tra trục vừa thiết kế về độ bền mỏi là:
Theo công thức 10.20 và 10.21 trang 195 [1] ta có:
Trong đó:
Giới hạn mỏi uốn và mỏi xoắn:
Biên độ và giá trị trung bình của ứng suất:
Do trục quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng Theo công thức
10.22 trang 196 [1]:
Ứng suất tiếp thay đổi theo chu kỳ mạch động khi trục quay một chiều theo công
thức 10.23 trang 196 [1]:
44
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
c. Xác định hệ số an toàn ở các tiết diện nguy hiểm của trục:
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
Theo kết cấu và biểu đồ moment trục ta thấy các tiết diện nguy hiểm cần được kiểm tra về độ bền mỏi: - Trục 1: tiết diện C1 (nơi lắp nối trục); tiết diện D1 (lắp bánh răng).
- Trục 2: hai tiết diện lắp bánh răng C2;D2.
- Trục 3: tiết diện lắp bánh răng C3 ; tiết diện D3 (nơi lắp bộ truyền xích) d. Chọn lắp ghép:
Các ổ lăn lắp lên trục theo k6, lắp bánh xích, nối trục, bánh răng theo k6 kết hợp với lắp then Moment cản uốn W và cản xoắn W0 của các thiết diện theo bảng 10.6 trang 195 [1]: Moment cản uốn W và cản xoắn W0 đối với trục có 1 then:
Theo bảng 9.1 a trang 173 [1] Kích thước then bằng, trị số momen cản uốn và xoắn
ứng với các tiết diện trục như sau:
Tiết Đường b h t W W0 diện kính
22 6 6 3,5 882 1927,4 C1
28 8 7 4 1826 3981,1 D1
36 10 8 5 3913,1 8493,5 C2
38 10 8 5 4670,6 10057,6 D2
50 14 9 5,5 10747 23018,9 C3
42 12 8 5 6295,7 13569,28 D3
45
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
e. Xác định các hệ số và đối với các tiết diện nguy hiểm:
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
Theo công thức 10.25 và 10.26 trang 193 [1]
Các trục được gia công bằng máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt độ
nhám Ra = 2,5 ÷ 0,63. Theo bảng 10.8trang 197 [1] ta có hệ số tập trung ứng suất
Kx và Ky(không dùng phương pháp tăng bền):
Ta dùng dao phay ngón để gia công rãnh then nên theo bảng 10.12 trang 199 [1]
ta có :
Theo bảng 10.10 trang 198 [1] ta được:
d(mm)
0,91 0,87 C1 = 22
0,88 0,83 D1 = 28
0,86 0,79 C2 = 36
0,86 0,79 D2 = 38
0,81 0,76 C3 = 50
0,84 0,78 D3 = 42
Từ bảng 10.11 trang 198 [1] với ta tra được và do lắp căng
tại các tiết diện nguy hiểm.
46
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
Hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm:
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
với = 1,5÷ 2,5: hệ số an toàn cho phép.
Theo công thức 10.20 và 10.21 trang 195 sách [1] ta có:
Hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi
phụ thuộc vào cơ tính vật liệu ở bảng 10.7 trang 197 [1]:
Kết quả tính toán đối với thiết diện ba trục:
Tiết d
Tỉ số Tỉ số diện
Rãnh Lắp Rãnh Lắp
then căng then căng
2,9 C1 22 2,28 2,53 2,26 1,92 2,38 2,36 50,25 15,4 3,1 7,7
7,4 2,25 2,3 11,5 D1 28 2,35 2,53 2,37 1,92 2,45 2,47 64,7
2,4 2,53 2,49 1,92 2,5 2,59 2,3 C2 36 62,4 11,25 2,4 7,2
2,4 2,53 2,49 1,92 2,5 2,59 63,2 9,5 2,2 D2 38 2,3 8,6
50 2,56 2,53 2,58 1,92 2,66 2,68 45,4 10,3 2,9 C3 3,1 7,6
42 2,46 2,53 2,52 1,92 2,56 2,63 65,3 17,5 1,98 D3 2,2 4,6
Ta thấy các tiết diện nguy hiểm trên trục đều đảm bảo an toàn về mỏi.
3.6 Kiểm nghiệm độ bền mỏi của then:
47
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
Kiểm nghiệm độ bền dập theo công thức 9.1 trang 173 [1] ta có:
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
Kiểm nghiệm độ bền cắt theo công thức 9.2 trang 173 [1] ta có:
Theo bảng 9.5 trang 178 [1] ta có ứng suất dập cho phép:
(Do tải bị va đập nhẹ)
Ứng suất cắt cho phép:
(Do tải bị va đập nhẹ)
Chiều dài then:
Then (mm) Chiều dài Đường Moment T d làm việc của kính (mm) (N.mm) (MPa) bxh t1 (MPa) then lt (mm)
22 6x6 3,5 59327,74 67,4 28 32 Trục I 28 8x7 4 59327,74 39,2 14,7 36
36 10x8 5 191141,91 78,6 23,6 45 Trục
II 38 10x8 5 50 191141,91 67 20,1
50 14x9 5,5 474606,06 86,1 21,5 63 Trục
III 42 12x8 5 474606,06 134,5 33,6 56
Ta thấy đa số then đều thỏa điều kiện bền dập và độ bền cắt. Tại nơi không
thỏa mãn điều kiện dập ta có thể sử dụng 2 then đặt cách nhau 180 ,khi đó
48
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
mỗi then có thể tiếp nhận 0,75T.
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
Phần 4 : TÍNH TOÁN CHỌN Ổ VÀ NỐI TRỤC:
4.1 Tính toán chọn ổ hộp giảm tốc
4.1.1 Chọn ổ cho trục 1
=>Nên ta dung ổ bi đỡ - chặn
- Xét tỉ số :
Với đường kính ngõng trục d = 25 mm, chọn sơ bộ ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp
46305 (bảng P2.11/trang 263 (tập 1), có: C = 21,1 (KN) ;
Co = 14,9 (KN)
Chọn ổ theo khả năng tải động :
Ở phần tính trục 1 ta đã tính được: RAx =983,1 (N) ; RAy = 585,5 (N)
RBx = 754,2 (N) ; RBy = 178,5 (N)
2 = √983,12 + 585,52 = 1144,24 (𝑁)
Vậy phản lực tổng trên 2 ổ là:
2 + 𝑅𝐴𝑦
2 = √754,22 + 178,52 = 775 (𝑁)
𝐹𝑟𝐴 = √𝑅𝐴𝑥
2 + 𝑅𝐵𝑦
𝐹𝑟𝐵 = √𝑅𝐵𝑥
Theo bảng 11.4/trang 215-216 (tập 1) thì ổ bi đỡ chặn có:
- Lực dọc trục phụ Fs do các lực hướng tâm tác dụng lên ổ sinh ra:
FsA = e.FrA = 0,31.1144,24 =354,71 (N)
FsB = e.FrB = 0,31.775 = 240,25 (N)
- Tổng lực dọc trục tác dụng vào ổ:
ΣFaA = FsB + Fat =240,25 + 437,2 = 677,45 (N)
49
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
ΣFaB = FsA - Fat = 354,71 – 437,2 = -82,49 (N)
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
=> Vậy lực dọc trục tác dụng lên mỗi ổ:
FaA = max{ΣFaA, FsA} = max{667,45 , 354,71} = 667,45 (N)
FaB = max{ΣFaB, FsB} = max{-82,49 , 240,25} = 240,25 (N)
667,45
- Xác đinh các hệ số X, Y:
1.1144,24
𝐹𝑎𝐴 𝑉.𝐹𝑟𝐴
Với ổ A : = = 0,58 > 𝑒 = 0,31
240,25
Vậy theo bảng 11.4/trang 215-216 ta có: XA = 0,45; YA = 1,76
1.775
𝐹𝑎𝐵 𝑉.𝐹𝑟𝐵
Với ổ 1: = = 0,31 = 𝑒
Vậy theo bảng 11.4/trang 215-216 ta có: XB = 1; YB = 0
- Các hệ số: kt = 1 (nhiệt độ t < 100oC)
kd = 1 (tải trọng tĩnh)
V = 1 (vòng trong quay)
=> Tải trọng động quy ước trên các ổ A và B:
QA = (XA.V.FrA + YA.FaA).kt.kd = (0,45.1.1144,24 + 1,76.667,45).1.1 = 1689,62 (N)
QB = (XB.V.FrB + YB.FaB).kt.kd = (1.1.775 + 0.240,25).1.1 = 775 (N)
=> Vậy ta tính chọn ổ cho ổ A là ổ chịu tải lớn hơn, Q = QA = 1689,62 (N)
- Khả năng tải động của ổ: 𝐶𝑑 = 𝑄 √𝐿𝑚
Đối với ổ bi: m = 3
Với L = 60.10-6.n.Lh
Thời gian làm việc của ổ là 2 năm thay 1 lần:
Lh = 2.300.2.8 = 9600 (h)
3
=> L = 60.10-6.1460.9600 = 840,96 (triệu vòng)
= 15948,3 (𝑁) = 15,9483(𝐾𝑁) < 𝐶 =
Vậy 𝐶𝑑 = 𝑄 √𝐿𝑚 = 1689,62. √840,96 21,1(𝐾𝑁)
Như vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động
50
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
Ổ đã chọn là loại ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp 46305 có các thông số:
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
Kí hiệu
46305 d mm 25 D mm 62 T mm 17 r mm 2,0 r1 mm 1,0 C KN 21,1 C0 KN 14,9
- Xét tỉ số
Nên ta dùng ổ bi đỡ - chặn
4.1.2 Chọn ổ cho trục 2
Với đường kính ngõng trục d = 35 mm, chọn sơ bộ ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp
46307 (bảng P2.11/trang 263 (tập 1), có: C = 33,4 (KN) ;
Co = 25,2 (KN)
Chọn ổ theo khả năng tải động :
Ở phần tính trục 2 ta đã tính được: RAx =2835,9 (N) ; RAy =435,9 (N)
RBx = 3768 (N) ; RBy = 540,27 (N)
2 = √2835,92 + 435,92 = 2869,2 (𝑁)
Vậy phản lực tổng trên 2 ổ là:
2 + 𝑅𝐴𝑦
2 = √37682 + 540,272 = 3806,5 (𝑁)
𝐹𝑟𝐴 = √𝑅𝐴𝑥
2 + 𝑅𝐵𝑦
𝐹𝑟𝐵 = √𝑅𝐵𝑥
Theo bảng 11.4/trang 215-216 (tập 1) thì ổ bi đỡ chặn có:
- Lực dọc trục phụ Fs do các lực hướng tâm tác dụng lên ổ sinh ra:
FsA = e.FrA = 0,3.2869,2 = 860,76 (N)
FsB = e.FrB = 0,3.3806,5 = 1141,95 (N)
51
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
- Tổng lực dọc trục tác dụng vào ổ:
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
ΣFaA = FsB + Fat =1141,95 -340,8 = 801,15 (N)
ΣFaB = FsA - Fat = 860,76 + 340,8 = 1201,56 (N)
=> Vậy lực dọc trục tác dụng lên mỗi ổ:
FaA = max{ΣFaA, FsA} = max{801,15 , 860,76} = 860,76 (N)
FaB = max{ΣFaB, FsB} = max{1201,56 , 1141,95} = 1201,56 (N)
860,76
- Xác đinh các hệ số X, Y:
1.2869,2
𝐹𝑎𝐴 𝑉.𝐹𝑟𝐴
Với ổ A : = = 0,3 = 𝑒
1201,56
Vậy theo bảng 11.4/trang 215-216 ta có: XA = 1; YA = 0
1.3806,5
𝐹𝑎𝐵 𝑉.𝐹𝑟𝐵
Với ổ 1: = = 0,32 > 𝑒 = 0,3
Vậy theo bảng 11.4/trang 215-216 ta có: XB = 0,45; YB = 1,76
- Các hệ số: kt = 1 (nhiệt độ t < 100oC)
kd = 1 (tải trọng tĩnh)
V = 1 (vòng trong quay)
=> Tải trọng động quy ước trên các ổ A và B:
QA = (XA.V.FrA + YA.FaA).kt.kd = (1.1.2869,2 + 0.860,76).1.1 = 2869,2 (N)
QB = (XB.V.FrB + YB.FaB).kt.kd = (0,45.1.3806,5 + 1,76.1201,56).1.1 = 3827,67 (N)
=> Vậy ta tính chọn ổ cho ổ A là ổ chịu tải lớn hơn, Q = QA = 3827,67 (N)
- Khả năng tải động của ổ: 𝐶𝑑 = 𝑄 √𝐿𝑚
Đối với ổ bi: m = 3
Với L = 60.10-6.n.Lh
Thời gian làm việc của ổ là 2 năm thay 1 lần:
Lh = 2.300.2.8 = 9600 (h)
3
=> L = 60.10-6.430,68.9600 = 248,07 (triệu vòng)
= 24050 (𝑁) = 24,05 (𝐾𝑁) < 𝐶 =
Vậy 𝐶𝑑 = 𝑄 √𝐿𝑚 = 3827,67. √248,07 33,4 (𝐾𝑁)
52
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
Như vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
Ổ đã chọn là loại ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp 46307 có các thông số:
Kí hiệu
46307 d mm 35 D mm 80 T mm 21 r mm 2,5 r1 mm 1,2 C KN 33,4 C0 KN 25,2
- Xét tỉ số
Nên ta dùng ổ bi đỡ - chặn
4.1.3 Chọn ổ cho trục 3
Với đường kính ngõng trục d = 45 mm, chọn sơ bộ ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp
46309 (bảng P2.11/trang 263 (tập 1), có: C = 48,1 (KN) ;
Co = 37,7 (KN)
Chọn ổ theo khả năng tải động :
Ở phần tính trục 2 ta đã tính được: RAx =1474,46 (N) ; RAy =1338,89 (N)
RBx = 3125,84 (N) ; RBy = 6660,36 (N)
2 = √1474,462 + 1338,892 = 1991,64 (𝑁)
Vậy phản lực tổng trên 2 ổ là:
2 + 𝑅𝐴𝑦
2 = √3125,842 + 6660,362 = 7357,4 (𝑁)
𝐹𝑟𝐴 = √𝑅𝐴𝑥
2 + 𝑅𝐵𝑦
𝐹𝑟𝐵 = √𝑅𝐵𝑥
Theo bảng 11.4/trang 215-216 (tập 1) thì ổ bi đỡ chặn có:
- Lực dọc trục phụ Fs do các lực hướng tâm tác dụng lên ổ sinh ra:
FsA = e.FrA = 0,3.1991,64 = 597,5 (N)
FsB = e.FrB = 0,3.7357,4 = 2207,22 (N)
53
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
- Tổng lực dọc trục tác dụng vào ổ:
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
ΣFaA = FsB + Fat =2207,22 +778 = 2985,22 (N)
ΣFaB = FsA - Fat = 597,5 -778 = -180,5 (N)
=> Vậy lực dọc trục tác dụng lên mỗi ổ:
FaA = max{ΣFaA, FsA} = max{2985,22 , 597,5} = 2985,22 (N)
FaB = max{ΣFaB, FsB} = max{-180,5 , 2207,22} = 2207,22 (N)
2985,22
- Xác đinh các hệ số X, Y:
1.1991,64
𝐹𝑎𝐴 𝑉.𝐹𝑟𝐴
Với ổ A : = = 1,5 > 𝑒 = 0,3
2207,22
Vậy theo bảng 11.4/trang 215-216 ta có: XA = 0,35; YA = 0,57
1.7357,4
𝐹𝑎𝐵 𝑉.𝐹𝑟𝐵
Với ổ 1: = = 0,3 = 𝑒
Vậy theo bảng 11.4/trang 215-216 ta có: XB = 1; YB = 0
- Các hệ số: kt = 1 (nhiệt độ t < 100oC)
kd = 1 (tải trọng tĩnh)
V = 1 (vòng trong quay)
=> Tải trọng động quy ước trên các ổ A và B:
QA = (XA.V.FrA + YA.FaA).kt.kd = (0,35.1.1991,64+ 0,57.2985,22).1.1 = 2398,6 (N)
QB = (XB.V.FrB + YB.FaB).kt.kd = (1.1.7357,4 + 0.2207,22).1.1 = 7357,4 (N)
=> Vậy ta tính chọn ổ cho ổ A là ổ chịu tải lớn hơn, Q = QA = 7357,4 (N)
- Khả năng tải động của ổ: 𝐶𝑑 = 𝑄 √𝐿𝑚
Đối với ổ bi: m = 3
Với L = 60.10-6.n.Lh
Thời gian làm việc của ổ là 2 năm thay 1 lần
Lh = 2.300.2.8 = 9600 (h)
3
=> L = 60.10-6.165.9600 =95,04 (triệu vòng)
= 33576 (𝑁) = 33,576 (𝐾𝑁) < 𝐶 = Vậy 𝐶𝑑 = 𝑄 √𝐿𝑚 = 7357,4. √95,04
48,1 (𝐾𝑁)
54
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
Như vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
Ổ đã chọn là loại ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp 46309 có các thông số:
Kí hiệu
46309 d mm 45 D mm 100 T mm 25 r mm 2.5 r1 mm 1,2 C KN 48,1 C0 KN 37,7
4.2 Nối trục đàn hồi:
Ta chọn khớp nối trục vòng đàn hồi vì:
- Có bộ phận đàn hồi cho nên nó có khả năng: giảm va đập và chấn động, đề phòng
cộng hưởng do dao dộng xoắn gây nên và bù lại độ lệch trục.
- Nối trục có cấu tạo đơn giản, dễ chế tạo, dễ thay thế, làm việc tin cậy, nên
được sử dụng khá rộng rãi.
Trong phần thiết kế trục, ta đã có mômen xoắn tính toán là: Tt = 59,32774 (Nm)
Vậy dựa vào bảng 16-10a/trang 68 (tập 2), ta có kích thước cơ bản của nối trục
55
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
vòng đàn hồi (mm):
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
d D L l dm d1 D0 Z nmax B B1 l1 D3 l2
20 100 36 104 50 36 71 6 5700 4 28 21 20 20
Theo bảng 16-10b/trang 69 (tập 2), ta có kích thước cơ bản của vòng đàn hồi
(mm):
l h dc d1 D2 l1 l2 l3
10 M8 15 42 20 10 15 1,5
Kiểm nghiệm điều kiện bền của vòng đàn hồi và chốt:
- Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi:
𝜎𝑑 = ≤ [𝜎𝑑] 2𝑘𝑇 𝑍. 𝐷0. 𝑑𝑐. 𝑙3
Trong đó: [σd]: ứng suất dập cho phép của vòng cao su, có thể lấy: [σd] = (2 ÷ 4)
MPa
K: hệ số chế độ làm việc
Theo bảng 16-1, [II], do loại máy ta thiết kế là loại máy băng tải, chọn k = 1,5
T = 59327,74 (Nmm)
- Vậy:
- Ta thấy σd = 2,78 MPa thỏa mãn điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi.
𝑘𝑇𝑙0
- Điều kiện sức bền uốn của chốt:
3.𝑍.𝐷0
0,1.𝑑𝑐
- 𝜎𝑢 = ≤ [𝜎𝑢]
- Trong đó: [σu]: ứng suất uốn cho phép của chốt, [σu] = (60 ÷ 80)
15
MPa.
𝑙3 2
2
56
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
- = 20 + = 27,5 (𝑚𝑚) 𝑙0 = 𝑙1 +
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
𝑘𝑇𝑙0
1,5.59327,74.27,5 0,1.103.6.100
3.𝑍.𝐷0
0,1.𝑑𝑐
- Nên ta có: = 𝜎𝑢 = = 40,78 < [𝜎𝑢] =
(60 ÷ 80)𝑀𝑃𝑎
- Vậy chốt thỏa mãn điều kiện sức bền uốn.
Phần 5. Chọn thân máy, bulông và các chi tiết phụ khác:
5.1. Vỏ hộp:
Nhiệm vụ của vỏ hộp giảm tốc là bảo đảm vị trí tương đối giữa các chi tiết
và bộ phận máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến,
đựng dầu bôi trơn, bảo vệ các chi tiết tránh bụi bặm
Vật liệu phổ biến nhất dùng để đúc hộp giảm tốc là gang xám GX 15-32.
5.1.1 Chọn bề mặt lắp ghép giữa nắp và thân
Bề mặt ghép của vỏ hộp (phần trên của vỏ là nắp, phần dưới là thân) thường
đi qua đường tâm các trục, nhờ đó việc lắp ghép các chi tiết sẽ thuận tiện
hơn.
Bề mặt ghép thường chọn song song với mặt đế.
5.1.2 Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp ( bảng 18.1 trang 85 [2])
Chiều dày:
- Thân hộp: δ = 0,03a + 3 = 0,03.150 + 3 = 7,5 (mm)
Với a = 150 mm: khoảng cách tâm(khoảng cách giữa trục II và III.)
Lấy δ = 11 (mm) > 6 (mm).
- Nắp hộp: δ1 = 0,9δ = 0,9.11 ≈ 10(mm).
Gân tăng cứng:
- Chiều dày: e = (0,8 ÷ 1)δ = (8,8 ÷ 11) mm. Chọn e = 10 (mm).
- Chiều cao: h < 58 mm. Chọn h = 40 (mm).
57
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
- Độ dốc: 2o
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
Đường kính:
- Bulông nền: d1 > 0,04a + 10 > 12 (mm) .
Ta có: d1 > 0,04.150 + 10 = 16 mm > 12 (mm) .
=> Chọn d1 = 20 (mm)
- Bulông cạnh ổ: d2 = (0,7 ÷ 0,8)d1 = (0,7 ÷ 0,8).20 = (14 ÷ 16) (mm).
=> Chọn d2 = 16 (mm).
- Bulông ghép bích nắp và thân: d3 = (0,8 ÷ 0,9)d2 = (0,8 ÷ 0,9).16 = (12,8 ÷ 14,4)
(mm)
=> Chọn d3 = 14 (mm)
- Vít ghép nắp ổ: d4 = (0,6 ÷ 0,7)d2 = (0,6 ÷ 0,7)16 = (9,6 ÷ 11,2) (mm).
=> Chọn d4 = 10 (mm).
- Vít ghép nắp cửa thăm: d5 = (0,5 ÷ 0,6)d2 = (0,5 ÷ 0,6)16 = (8 ÷ 9,6) (mm).
=> Chọn d5= 8 (mm).
Kích thước gối trục:
- Đường kính ngoài và tâm lỗ vít: D3, D2
Tra bảng 18–2/trang 88 (tập 2), ta có: Với đường kính lỗ lắp ổ lăn: D = 62 (mm) => D3 = 90 (mm); D2 = 75 (mm) Với đường kính lỗ lắp ổ lăn: D = 100 (mm) => D3 = 150 (mm); D2 = 120 (mm) - Tâm lỗ bulông cạnh ổ: E2 ≈ 1,6d2 = 1,6.16 = 25,6 (mm). Chọn E2 = 26 (mm). R2 ≈ 1,3d2 = 1,3.16= 20,8 (mm). Chọn R2 = 21 (mm).
- Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ:
K2 = E2 + R2 + (3 ÷ 5) (mm) = 26 + 21 + (3 ÷ 5) = (50 ÷ 52) (mm).
Chọn K2 = 50 (mm).
- Khoảng cách từ tâm bulông tới mép ổ: k ≥ 1,2d2 = 1,2.16 = 19,2 mm.
Lấy k = 20 (mm).
Mặt bích ghép nắp và thân:
- Chiều dày bích thân hộp:
58
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
S3 = (1,4 ÷ 1,8)d3 = (1,4 ÷ 1,8)14 = (19,6 ÷ 25,2) mm
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
Chọn S3 = 24 (mm).
- Chiều dày bích nắp hộp:
S4 = (0,9 ÷ 1)S3 = (0,9 ÷ 1)24 = (21,6 ÷ 24) mm
Chọn S4 = 22 (mm).
- Bề rộng bích nắp và thân:
K3 = K2 - (3 ÷ 5) mm.
Lấy K3 = K2 – 4 = 50 – 4 = 46 (mm)
Mặt đế hộp:
- Chiều dày khi không có phần lồi: S1 ≈ (1,3 ÷ 1,5)d1 = (26 ÷ 30) mm.
Lấy S1 = 28 (mm).
- Khi có phần lồi: S1 ≈ (1,4 ÷ 1,7)d1 = (1,4 ÷ 1,7).20 = (28 ÷ 34) mm.
Lấy S1 = 28 (mm).
S2 ≈ (1 ÷ 1,1)d1 = (1 ÷ 1,1).20 = (20 ÷ 22) mm.
Lấy S2 = 21 (mm).
- Bề rộng mặt đế hộp: K1 ≈ 3d1 = 3.20 = 60 mm.
q ≥ K1 + 2δ = 60 + 2.11 = 82 mm. Lấy q = 82 (mm).
Khe hở giữa các chi tiết:
- Giữa bánh răng với thành trong hộp:
Δ ≥ (1 ÷ 1,2)δ = (1 ÷ 1,2).11 = (11 ÷ 13,2) mm. Lấy Δ = 12 (mm).
- Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp:
Δ1 ≥ (3 ÷ 5)δ = (3 ÷ 5).11 = (33 ÷ 55) mm. Lấy Δ1 = 40 (mm).
- Giữa mặt bên các bánh với nhau: Δ ≥ δ = 11 mm. Lấy Δ = 11 (mm).
Số lượng bulong nền :
Lấy Z = 4
59
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
Sơ bộ chọn L = 535 mm, B = 230 mm.
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
5.2 Một số chi tiết khác:
5.2.1.Vòng móc:
Để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc (khi gia công, khi lắp ghép…) trên nắp và
thân thường lắp thêm bulông vòng hoặc móc vòng. Hiện nay vòng móc được dùng
nhiều. Kích thước vòng móc có thể được xác định như sau:
Chiều dày vòng móc: S = (2 ÷ 3).δ = (22 ÷ 33) mm. Chọn S = 30 (mm).
Đường kính: d = (3 ÷ 4).δ = (33 ÷ 44) mm. Chọn d = 36 (mm).
5.2.2.Chốt định vị:
Để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như
khi lắp ghép, ta dùng 2 chốt định vị. Nhờ chốt định vị, khi xiết bulông không làm
biến dạng vòng ngoài của ổ (do sai lệch vị trí tương đối của nắp và thân), do đó
loại trừ được một trong các nguyên nhân làm ổ chóng bị hỏng.
Chọn chốt định vị hình côn: d = 15 mm
C = 1,6 mm
l = 36 ÷ 220 mm
5.2.3.Cửa thăm:
Để kiểm tra, quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đẩu dầu vào
hộp trên đỉnh hộp có làm cửa thăm. Cửa thăm được đậy bằng nắp. Trên nắp có thể
lắp thêm nút thông hơi. Kích thước cửa thăm chọn theo bảng 18-5/trang 92 (tập 2).
B A1 B1 C k R Vít Số lượng A
60
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
75 150 100 125 87 12 M8x22 4 100
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
5.2.4.Nút thông hơi:
Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên. Để giảm áp suất và điều hòa không khí
bên trong và bên ngoài hộp, người ta dùng nút thông hơi. Nút thông hơi thường
được lắp trên nắp cửa thăm hay ở vị trí cao nhất của nắp hộp.
Hình dạng kích thước nút thông hơi
Các thông số có trong bảng 18-6 tập 2 trang 93:
A B C D E G H I K L M N O P Q R S
M27x2 15 30 15 45 36 32 6 4 10 8 22 6 32 18 36 32
61
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
5.2.5.Nút tháo dầu:
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
Sau 1 thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn (do bụi bặm và hạt
mài), hay bị biến chất, do đó cần phải thay dầu mới. Để tháo dầu cũ, ở đáy hộp có
lỗ tháo dầu. Lúc làm việc, lỗ được bịt kín bằng nút tháo dầu. Ta chọn nút tháo dầu
trụ có kết cấu và kích thước như sau:
Các thông số trong bảng 18-7 tập 2 trang 93(đối với nút tháo dầu trụ) và bảng 18-8
tập 2 trang 94(đối với nút tháo dầu côn):
d b m f L c q D S D0
M20x2 15 9 3 28 2,5 17,8 30 22 25,4
5.2.6.Que thăm dầu:
Que thăm dầu dùng để kiểm tra dầu trong hộp giảm tốc. Vị trí lắp đặt nghiêng 55°
62
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
so với mặt bên, kích thước theo tiêu chuẩn.
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
Mức dầu ngâm : chiều sâu ngâm dầu bằng 1/6 bán kính răng cấp nhanh, còn
răng cấp chậm khoảng 1/4.
5.2.7.Vòng chắn dầu:
Nhằm để bảo vệ ổ khỏi bị bụi bặm, chất bẩn, hạt cứng và các tạp chất khác xâm nhập
vào ổ. Những chất này làm ổ chóng bị mài mòn và han rỉ. Ngoài ra còn đề phòng
dầu chảy ra ngoài ra dùng vòng phớt. Theo bảng 15.17 [2] ta có:
Vòng gồm 2 rãnh tiết diện tam giác có góc ở đỉnh là 600. Khoảng cách giữa các
đỉnh là 3 (mm). Vòng cách mép trong thành hộp khoảng (0,5÷1) mm. Khe hở giữa
63
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
vỏvới mặt ngoài của vòng ren là 0,4 (mm).
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
Phần 6 : CHỌN DUNG SAI LẮP GHÉP
Mối ghép giữa bánh răng và trục với yêu cầu không tháo lắp thường xuyên,
khả năng định tâm đảm bảo, không di trượt dọc trục nên ta dùng kiểu lắp .
Mối ghép then và trục ta dùng mối ghép trung gian
Mối ghép giữa ổ và trục thì lắp theo hệ thống lỗ ta chọn kiểu lắp k6, còn mối
ghép giữa vòng ngoài ổ và lỗ hộp thì ta dùng mối ghép H7.
Trục 1
Kiểu lắp
Chi tiết ổ lăn và trục Bánh răng nghiêng 1 và trục Ф28
ổ lăn và thành hộp Ф25𝑘6 𝐻7 𝑘6 Ф62𝐻7
Trục 2 Chi tiết Kiểu lắp
Bánh răng nghiêng2 và trục Ф36
ổ lăn và trục 𝐻7 𝑘6 Ф35𝑘6
Ф100𝐻7
64
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
ổ lăn và thành hộp Bánh răng nghiêng 3 và trục Ф38 𝐻7 𝑘6
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
Trục 3
Kiểu lắp
Chi tiết ổ lăn và trục Bánh răng nghiên 4 và trục Ф50 Ф45𝑘6 𝐻7 𝑘6
ổ lăn và thành hộp Ф120𝐻7
TÀI LIỆU THAM KHẢO
1. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí (tập 1,2) , Trịnh Chất – Lê Văn Uyển,
nhà xuất bản Giáo dục Việt Nam.
65
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
2. Tập bản vẽ chi tiết máy thư viện ĐH GTVT TP.HCM.
