Đề tài Cơ sở thiết kế máy

- Nút tháo dầu : Sau một thời gian làm việc , dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn (do bụi bặm và do hạt mài ), hoặc dị biến chất do đó cần phải thay dằu mới . Để tháo dầu cũ , ở đáy hộp có lỗ tháo dầu . Lúc làm việc , lỗ được bịt kín bằng nút tháo dầu . Kết cấu và kích thước của nút tháo dầu tra trong bảng 18-7 và cho như hình vẽ :

doc77 trang | Chia sẻ: lylyngoc | Ngày: 21/08/2014 | Lượt xem: 1878 | Lượt tải: 0download
Bạn đang xem nội dung tài liệu Đề tài Cơ sở thiết kế máy, để tải tài liệu về máy bạn click vào nút DOWNLOAD ở trên
n Pt = 28,573 £ [P] = 34,8 KW. Theo bảng 5-5 (I) thì p = 38,1 a = 1513,053 – 3,026 = 1510,027 mm +) Số lần va đập: i = < [i] = 20 3- Kiểm nghiệm xích về độ bền: Với bộ truyền xích khả năng bị quá tải lớn nhất khi mở máy. Vậy ta phảI kiểm nghiệm độ bền của xích theo hệ số an toàn. Theo công thức 5.15 có S = Q/( kđ.Ft +Fo +Fv ) tra bảng 5-2 có: Tải trọng phá hỏng Q = 127.103N Khối lượng 1 mét xích q =5,5 kg Tải trọng động kđ= 1,7 Lực vòng Ft =1000.PIII/ v với v = Z1.p.nIII/60.103 = 27.38,1.140,176.60.103 = 1,786 m/s => Ft = 100.9,89 /1,786 = 5537,212 N Lực căng phụ Fv = q.v2 = 5.5.1,7862 = 17,544 N Lực căng do nhánh bị động sinh ra Fo = 9,81.kf.q.a kf Hệ số phụ thuộc vào độ võng f và vị trí bộ truyền.(Vì bộ truyền nằm ngang) nên kf = 14 = > Fo = 9,81.4.5,5.1510,027.10-3 = 325,894 N => S = 127.103 /(1,7.5537,514 + 325,894 + 17,544) = 13,06 theo bảng 5-10(I) vói n01 = 200 v/ph => [S] = 8,2 Vậy S < [S] thoả mãn điều kiện bên. 4- Kiểm nghiệm độ bèn tiếp xúc của đía xích: Theo công thức 5.18 ta có ứng suất tiếp xúc sH trên bề mặt đĩa xích là. Với vật liệu là thép 45 tôi cải thiện => [sH] = 600 Mpa Lực vòng Ft = 5537,514 N Hệ số kr = 0,42 Fvd Lực va đập tính theo công thức Fvd = 13.1-7.nIII/p3.m Fvd = 13.10-7.104,176.38.13 .1 =7,49 N kd Hệ số phân bố không đều tải trọng trên các dãy kd = 1 kđ Hệ số tải trọng động theo bảng 5-6(I) kđ = 1 Theo bảng 5-12(I) ta có A = 395 mm và E = 2,1.105 Mpa => Mpa Vậy sH < [sH] bộ truyền đảm bảo độ bền tiếp xúc 5- Xác định các thông số của đĩa xích và lực tác dụng nên trục. - Đường kính đĩa xích: theo công thức 5.17 ta có: d1 = p/sin( p/Z1) = 328,185 mm d2 = p/sin( p/Z2) = 691,624 mm da1 = p[0,5 + cotg(p/Z1) = 345,016 mm da2 = p[0,5 + cotg(p/Z2) = 709,016 mm df1 = d1 – 2r với d1 = 22,23 mm và r = 0,5025d1 +0,05 =11,22 mm => df1 = 328,185 – 2.11,22 = 305,745 mm Các kích thước khác tra theo bảng 13-4 -Xác lức tác dụng lên trục theo công thức: Fr = kx.Ft kx Hệ số kể đến ảnh hưởng của trọng lượng xích kx = 1,115 (vì bộ truyền nằm ngang) => Fr = 5537,514.1,155 = 6368,141 N II – THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CẤP NHANH . 1 -Chọn vật liệu. Do không có yêu cầu gì đặc biệt nên ta chọn vật liệu như sau: - Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241 ¸ 285 có sb1= 850 MPa, sch1 = 580 MPa - Bánh lớn : Thép 45 tôI cảI thiện đạt độ răn: HB192 ¸ 140 có sb2 = 750 MPa, sch2 = 450 Mpa 2- Xác định ứng suất cho phép. a) Ứng suất cho phép: Ta có công thức [sH] = ở bước tính sơ bộ ta chọn ZR.Zv.kxh = 1 vậy ta có : [sH] = Trong đó SH Là hệ số an toàn,tra bảng 6-2(I) ta có SH = 1,1 ứng suất tiếp xúc ứng với chu kì cơ sở. = 2HB + 70 HB là độ cứng Brinen. Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB1 = 245 , bánh răng lớn là HB2 = 220 => = 2.245 + 70 = 560 Mpa = 2.220 + 70 = 510 Mpa - kHL hệ số tuổi thọ kHL = - NHO Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về độ bền tiếp xúc. NHO1 = 30.(HHB1)2,4 = 30.2452,4 = 1,6.107 NHO2 = 30.(HHB2)2,4 = 30.2202,4 = 1,26.107 - NHE Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Vì tải trọng không đổi quay 1 chiều nên ta có NHE = 60.c.n.tS - c : Là số lần ăn khớp trong một vòng quay c = 1 - n : Số vòng quay n=nI = 1460 v/ph n = nII = 331,592 v/ph. - tS: Là tổng số giờ làm việc tS = 7.12.30.2/3.1/3.24 = 13440 giờ. Vậy NHE1 = 30.1.1460.13440 = 1,8.109 NHE2 = 30.1.331,592.13440 = 2,67.108 Do đó ta thấy NHE1 > NHO1 Vậy chọn NHE1 = NHO1 NHE2 > NHO2 NHE2 = NHO2 => kHL = 1 Vậy [sH1] = Mpa [sH2] = Mpa Cấp nhanh là bánh răng côn nên chọn [sH]sb= [sH2] = 463,64 MPa b) Ứng uốn cho phép: Ta có công thức [sF] = ở bước tính sơ bộ ta chọn YR.YS.kXF = 1 vậy ta có : [sH] = Trong đó SF Là hệ số an toàn,tra bảng 6-2(I) ta có Sf = 1,75 ứng suất uốn ứng với chu kì cơ sở. = 1,8HB . => = 1,8.245 = 441 Mpa = 1,8.220 = 396 Mpa - kFC Hệ số xét đến ảnh hưởng của việc đặt tải, vì đặt tảI một phía nên kFC = 1 - kFL hệ số tuổi thọ kFL = - NFO Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về độ bền uốn với mọi loại thép ta đều có NFO = 4.106. - Lại có NFE = NHO => NFE1 = NHO1 =1,18.109 > NFO NHE2 > NHO2 NFE2 = NHO2 = 2,67.108 > NFO => kFL = 1 Vậy [sF1] = Mpa [sH2] = Mpa c) Ứng suất quá tải. +) ứng suất tiếp xúc khi quá tải. [sH]max = 2,8sch vậy ta có [sH1]max = 2,8.580 = 1624 MPa [sH2]max = 2,8.450 = 1260 MPa +) ứng suất uốn khi quá tải. [sF]max = 0,86sch vậy ta có [sF1]max = 0,86.580 = 498,8 MPa [sF2]max = 0,86.450 = 387 Mpa Xác định các thông số của bộ truyền. a) Xác định chiều dài côn ngoài: Ta có công thức : Re = - kR Hệ số phụ thuộc vào vật liệu răng và loại răng kR = 0,5.kd . với bánh răng côn răng thẳng băng thép nên kd = 100Mpa1/3 => kR = 50Mpa1/3 - kbe: Hệ số chiều rộng vành răng lấy kbe = 0,25 - kHb: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tảI trọng trên chiều rộng vành răng. Với bánh răng côn Theo bảng 6-21(I) với sơ đồ I , HB kHb = 1,15 - T1: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động T1 = 70879,315 Nmm - [sH]sb ứng suất tiếp xúc cho phép tính sơ bộ. [sH]sb= 463,64 Mpa => Re = mm 4- Xác định các thông số ăn khớp. a) Số răng bánh răng nhỏ: Ta có de1 = 2.Re/= 2.174,187/ = 77,157 mm Từ đó tra bảng 6-22 (I) => Z1p = 17 Với HB Z1 = 1,6.Z1p = 1,6.17 = 27,2 vậy lấy Z 1 = 27 b) Đường kính trung bình & môđun trung bình: dm1 = (1-0,5.kbe)de1 =(1-0,5.0,25)77,157 = 67,512 mm mtm = dm1/Z1 = 67,512/27 = 2,52 mm c) Xác điịnh môđuntiêu chuẩn: Ta có công thức: mte = mtm/(1- 0,5.kbe) = 2,857 mm Theo bảng 6-8(I) chọn môđun tiêu chuẩn mte = 3 mm Do đó mtm =mte(1- 0,5.kbe) = 2,625 mm => dm1 = Z1.mtm = 27.2,625 = 70,875 mm d) Xác định số răng bánh 2 và góc côn chia. Ta có: Z2 = u.Z1 = 4,403. 27 = 118,881 chọn Z1 = 119 Vậy ta có TST mới um = Z2/Z1 = 119/27 = 4,4074 Góc côn chia d1 = arctg(Z1/Z2) = 12,783o d2 = 90o - d1 = 90o – 12,783o = 77,217o e) Chọn hệ số dịch dao: Theo bảng 6-20 với Z1 = 27 chọn hệ số dịch dao dịch chỉnh đều x1 = 0,4 và x2 = - 0,4 - Xác định lại chiều dài côn ngoài. Re = 0,5.mte. = 183,037 mm 5- kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc. Ứng suất tiếp xúc phải thoả mãn điều kiện sau: Trong đó - ZM: Hệ số kể đến cơ tính của các vật liệu của các bánh răng ăn khớp. Theo bảng 6-5 (I) ta có ZM = 270 Mpa1/3 - ZH: Hệ số kể đến ảnh hưởng của hình dáng bề mặt tiếp xúc. Theo 6-12 (I) với x1 + x2 = 0 => ZH = 1,76. - Ze: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng được xác địnhnhư sau: Với bánh răng côn răng thẳng Ze = - ea : Hệ số trùng khớp ngang ea = [1,88 – 3,2.(1/Z1 +1/Z2)] =1,735 => Ze = =0,869 - kH: Hệ số tảI trọng kH = kHb.kHa.kHV - kHb : Hệ số phân bố không đều tảI trọng trên chiều dài vành răng. Tra bảng 6-21 (I) ta có kHb= 1,15 - kHa : Hệ số phân bố tải trọng cho các đôI răng ăn khớp kHa = 1 - kHV: Hệ số tảI trọng đông xuất hiện trongvùng ăn khớp. kHV = 1 + Với b là bề rộng vành răng b = kbe.Re = 0,25.183,037 = 45,759 mm nH = v = p.dm1.nI.60.10-3 = 3,14.70,875..1460.60.10-3 = 5,415 m/s Tra bảng 6-13 (I) ta được cấp chính xác là . Với bánh răng thẳng không vát đầu có HB tra bảng 6-15 (I) ta được - dH: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp là dH = 0,006 - go: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch các bước răng bánh 1&2 và m = 3 go = 47 => nH = Vậy kHV = 1 + Suy ra kH = 1,15.1,283.1 = 1,476 Thay các giá trị vừa tính được vào biểu thức tính sH ta được: Mpa +) Xác định chính ứng suất cho phép: [sH]cx [sH]cx = [sH]sb.Zv.ZR.kXH - Zv: Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng, với v = 5,415 m/s >5 m/s , bánh răng có HB Zv = 1 - ZR: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt răng làm việc. Với cấp chính xác 7, cấp chính xác động học 6 cần gia công bề mắt đạt độ nhám Ra = 2,5 ¸ 1,25 mm => ZR = 0,95 - kXH :Hệ số kể đến sự ảnh hưởng của kích thước bánh răng phụ thuộc vào kích thước vòng đỉnh bánh răng vì dae kXH = 1. Suy ra [sH]cx =463,63.1.0.95.1 = 443,28 Mpa Vậy sH = 439,15 < [sH]cx = 443,28 Mpa D% = 6- Kiểm nghiệm độ bền uốn. Điều kiện bền uốn của bánh răng côn được viết như sau: và Trong đó - Yb: Hệ số kể đến độ nghiên của răng. Với răng thẳng ta có Yb = 1 - YF1, YF2 : Hệ số dạng răng được tra theo bảng 6-18 (I) theo số răng tương đương Zv1 = Z1/cosd1 = 27/ cos 12,783 = 27,69 => YF1 = 3,45 Zv2 = Z2/cosd2 = 119/ cos 77,217 = 537,831 => YF2 = 3,63 - Ye : Hệ số kể đến sự trùng khớp răng. Ye = 1/ea = 1/1,735 = 0,5764 - kF: Hệ số tải trọng tinhd về uốn. KF = kFb.kFa.kFV - kFb : Hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều dài vành răng. Tra bảng 6-21 (I) ta có kFb= 1,25 - kFa : Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng ăn khớp kFa = 1 - kFV: Hệ số tải trọng đông xuất hiện trongvùng ăn khớp khi tính về uôn. kFV = 1 + nH = Tra bảng 6-15 (I) ta được - dF: Độ rắn mặt răng dF = 0,016 và go = 47 => nF = Vậy kFV = 1 + Suy ra kF = 1,25.1,695.1 = 2,12 Thay các giá trị vừa tính được vào biểu thức tính sH ta được: Mpa Mpa +) Xác định chính ứng suất cho phép: [sF]cx [sF]cx = [sF]sb.YR.YS.kXF - YR: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng YR = 1 - YS: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhạy của vật liệu đối với trnạg thái ứng suất YS = 1,08 – 0,0695.ln3 = 1,00365 - kXF :Hệ số kể đến sự ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến độ bền uốn với dae2 kXF = 1. Suy ra [sF1]cx =252.1. 1,00365.1 = 252,91 Mpa [sF2]cx =236,5.1. 1,00365.1 = 237,35 Mpa Vậy sF1 = 82,6 < [sF1]cx và sF2 = 86,9 < [sF2]cx Thoả mãn điều kiện bền uốn. 7- kiểm nghiệm độ bền quá tải. +) Kiểm nghiệm quá tải tiếp xúc: sHmax = sH. với kqt = kbđ => sHmax = 439,15. = 555,48 < [sH]max = 1624 Mpa +) Kiểm nghiệm quá tải uốn: Theo 6.48 sF1max = sF1.kqt = 82,6.1,6 = 132,16 < [sF1]max = 498,8 Mpa sF2max = sF2.kqt = 86,9.1,6 = 139,04 < [sF2]max = 387 Mpa Vậy bánh răng đảm bảo độ bền quá tải. 8- Lập bảng thông sô. (trang bên)  STT Thông số Kí hiệu Giá trị 1 Chiều dài côn ngoài Re 183,037 mm 2 Chiều dài côn trung bình Rm 160,16 mm 3 hiều rộng vành răng b 45,759 mm 4 Môđun mte 3 mm 5 Môđun vòng trung bình mtm 2,625 mm 6 Đường kính chia ngoài de de1 = 81 mm de2 = 357 mm 7 Đường kính trung bình dm dm1 = 70,875 mm dm2 = 312,375 mm 8 Góc côn chia ( lăn) d d1 = 12,783o d2 = 77,217o 9 Chiều cao răng ngoài he he = 6,6 mm 10 Chiều cao đầu răng ngoài hae hae1 = 4,2 mm hae2 = 1,8 mm 11 Chiều cao chân răng ngoài hfe hfe1 = 2,4 mm hfe2 = 4,8 mm 12 Đường kính đỉnh răng ngoài dae dae1 = 89,192 mm dae2 = 357,796 mm 13 Góc chân răng qf qf1 = 0,77o qf2 = 1,4834o 14 Góc côn đỉnh da da1 = 14,266o da2 = 77,987o 15 Góc côn đáy df df1 = 13,013o df2 = 75,734o III -THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM (Bánh răng trụ răng nghiêng) 1- Chọn vật liệu. Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192 ¸ 240 có sb3= 750 MPa, sch3 = 450 MPa - Bánh lớn : Thép 45 thường hoá đạt độ răn: HB170 ¸ 217 có sb2 = 600 MPa, sch4 = 340 Mpa 2 -Xác định ứng suất cho phép. a) Ứng suất tiếp xúc cho phép: Ta có : [sH] = với SH = 1,1 = 2HB + 70. Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB3 = 190 , bánh răng lớn là HB3 = 1700 => = 2.190 + 70 = 510 Mpa = 2.170 + 70 = 410 Mpa - kHL hệ số tuổi thọ kHL = Với NHO3 = 30.(HHB3)2,4 = 30.1902,4 = 1,68,83.106 NHO4 = 30.(HHB4)2,4 = 30.17002,4 = 6,67.106 - NHE = 60.c.n.tS - c = 1 , n=nII = 331,592 v/ph , n = nIII = 104,167 v/ph. , tS = 13440 giờ. Vậy NHE3 = 30.1.331,592.13440 = 2,67.108 NHE4 = 30.1.104,1671,592.13440 =8,4.107 Do đó ta thấy NHE3 > NHO43 Vậy chọn NHE3 = NHO3 NHE4 > NHO4 NHE4 = NHO4 => kHL = 1 Vậy [sH3] = Mpa [sH4] = Mpa Cấp chậm là bánh răng trụ nên [sH]sb=([sH3] + [sH4])/2= 391,315 MPa b) Ứng uốn cho phép: Ta có [sH] = với SF = 1,75 , kFC = 1 - = 1,8HB . => = 1,8.190 = 342 Mpa = 1,8.220 = 306 Mpa - kFL hệ số tuổi thọ kFL = - NFO Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về độ bền uốn với mọi loại thép ta đều có NFO = 4.106. - Lại có NFE = NHO => NFE3 = NHO3 =2,67.108 > NFO NHE2 > NHO2 NFE4 = NHO4 = 8,4.107 > NFO => kFL = 1 Vậy [sF3] = Mpa [sH4] = Mpa c) Ứng suất quá tải. +) ứng suất tiếp xúc khi quá tải. [sH]max = 2,6sch vậy ta có [sH3]max = 2,8.450 = 1260 MPa [sH4]max = 2,8.340 = 952 MPa +) ứng suất uốn khi quá tải. [sF]max = 0,86sch vậy ta có [sF3]max = 0,86.450 = 387 MPa [sF4]max = 0,86.340 = 292,4 Mpa 3 - Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền. a) Xác định khoảng cách trục: Ta có công thức : aw = ka.(u + 1). trong đó: - ka: Hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng va loại răng. Với cặp bánh răng nghiêng làm bằng thép tra bảng 6-5 (I) => ka = 43 Mpa1/3 - T2 : Mômen xoắn trên trục chủ động T2 = 296644,672 Nmm - [sH]sb = 391,315 Mpa - yba = bw/aw Hệ số chiều rộng tra bảng 6-6 (I) ta có yba = 0,4 - u Là TST u = uII = 3,183 - kHb: Hệ số được xác định dựa vào hệ số đường kính ybd ybd = 0,5. yba/(u + 1) = 0,887 Tra bảng 6-7 (I) bộ truyền ứng với sơ đồ 5 và HB kHb = 1,06 và kFb = 1,16 vậy aw = 43.(3,183 + 1). mm Chọn aw = 210 mm 4- Xác định thông số ăn khớp. +) Xác định môđun ta có m = (0,001 ¸ 0,02)aw = 2,1 ¸ 4,2 mm Kết hợp với bảng 6-8 (I) chọn môđun tiêu chuẩn m = 3 mm Sơ bộ chọn góc nghiêng b = 10o +) Số răng bánh nhỏ: Z3 = Chọn Z3 = 33 +) Số răng bánh lớn: Z4 = u.Z3 = 3,183.33 = 105,039 vậy chọn Z4 = 105 => TST thực là: um = Z4/Z3 = 105/33 = 3,182 và góc nghiêng thực tế là: cosb = => b = 9,696o Î [8 ¸ 20o ] Với bánh răng nghiêng có Z3 = 33 > 30 nên không cần dịch chỉnh +) Chiều rộng vành răng: bw = yba.aw = 0,4.210 = 84 mm +) Hệ số trùng khớp dọc là: eb = Thoả mãn điều kiện trùng khớp. - Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Điều kiện đảm bảo độ bền tiếp xúc là: Ứng suất tiếp xúc phảI thoả mãn điều kiện sau: Trong đó - Đã có ZM = 270 Mpa1/3 - ZH: Hệ số kể đến ảnh hưởng của hình dáng bề mặt tiếp xúc. ZH = - atw = at = arctg(tga/cos bm) = 20,2664 o - bb : Góc nghiêng trên mặt trụ cơ sở; tg bb = cos at . tg b => tg bb = cos 20,2664o.tg 9,696o = 0,165 => bb = 9,363o vậy ZH = - Ze: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng được xác định dựa vào eb như sau: eb = 1.50184 > 1 nến ta có Ze = - ea : Hệ số trùng khớp ngang ea = [1,88 – 3,2.(1/Z3 +1/Z4)]cos b =1,7275 => Ze = =0,761 - kH: Hệ số tải trọng khi tinhd về tiếp xúc kH = kHb.kHa.kHV - Đã có kHb= 1,06 - kHa : Hệ số phân bố tải trọng cho các đôi răng ăn khớp xác định dựa theo; v = p.dw3.nII.60.10-3 Với dw3 = mm = > v = 3,14.100,43.331,592.60.10-3 = 1,743 m/s Tra bảng 6-14 (I) được kHa = 1,13 - kHV = 1 + nH = Tra bảng 6-15 (I) với HB dH = 0,002 Với m = 3 go = 73 => nH = Vậy kHV = 1 + Suy ra kH = 1,06.1,02454.1,13 = 1,2272 Thay các giá trị vừa tính được vào biểu thức tính sH ta được: Mpa +) Xác định chính ứng suất cho phép: [sH]cx [sH]cx = [sH]sb.Zv.ZR.kXH - Zv: với v = 1,743 m/s >5 m/s , bánh răng có HB Zv = 1 - ZR: Với cấp chính xác 9, cấp chính xác động học 8 cần gia công bề mắt đạt độ nhám Ra = 2,5 ¸ 1,25 mm => ZR = 0,95 - kXH :Hệ số kể đến sự ảnh hưởng của kích thước bánh răng phụ thuộc vào kích thước vòng đỉnh bánh răng vì da4 kXH = 1. Suy ra [sH]cx =391,315.1.0.95.1 = 371,75 Mpa Vậy sH = 386,13 Bộ truyền đảm bảo điều kiện bền tiếp xúc. 6- Kiểm nghiệm độ bền uốn. Điều kiện bền uốn của bánh răng côn được viết như sau: và Trong đó - Yb: Hệ số kể đến độ nghiên của răng. Yb = 1-bo/140 = 1 – 9,696/140 = 0,931 - YF1, YF2 : Hệ số dạng răng được tra theo bảng 6-18 (I) theo số răng tương đương Zv3 = Z3/cos3b = 33/ cos3 9,696 = 34,45 Zv4 = Z4/cos3b = 33/ cos3 9,696 = 109,63 => YF2 = 3,63 và với x1 = x2 = 0 => YF3 = 3,75 ; YF4 = 3,63 - Ye : Hệ số kể đến sự trùng khớp răng. Ye = 1/ea = 1/1,7275 = 0,579 - kF: Hệ số tải trọng tinhd về uốn. KF = kFb.kFa.kFV - Tra bảng 6-21 (I) ta có kFb= 1,16 - kFa : với v = 1,743 m/s, cấp chính xác là 9 tra bangr 6-14 (I) => kFa = 1,37 - Tính kFV: kFV = 1 + nH = Tra bảng 6-15 (I) ta được dF = 0,006 và go = 73 => nF = Vậy kFV = 1 + Suy ra kF = 1,16.1,37.1,06 = 1,685 Thay các giá trị vừa tính được vào biểu thức tính sF ta được: Mpa Mpa +) Xác định chính ứng suất cho phép: [sF]cx [sF]cx = [sF]sb.YR.YS.kXF - YR: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng YR = 1 - YS: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhạy của vật liệu đối với trnạg thái ứng suất YS = 1,08 – 0,0695.ln3 = 1,00365 - kXF với da4 kXF = 1. Suy ra [sF1]cx =195,43.1.1,00365.1 = 196,14 Mpa [sF2]cx =174,86.1.1.1 = 175,5 Mpa Vậy sF3 = 127,3 < [sF3]cx và sF4 = 122,2 < [sF4]cx Thoả mãn điều kiện bền uốn. 7- Kiểm nghiệm độ bền quá tải. +) Kiểm nghiệm quá tải tiếp xúc: sHmax = sH. với kqt = kbđ = 1,6 => sHmax = 370,98. = 469,26 < [sH]max = 952 Mpa +) Kiểm nghiệm quá tải uốn: Theo 6.48 sF3max = sF3.kqt = 127,3.1,6 = 203,68 < [sF3]max = 387 Mpa sF4max = sF4.kqt = 122,2.1,6 = 195,52 < [sF4]max = 292,4 Mpa Vậy bánh răng đảm bảo độ bền quá tải. 8- Lập bảng thông số STT Thông số Kí hiệu Giá trị 1 Khoảng cách trục aw 210 mm 2 Tỷ số truyền u 3,182 3 Chiều rộng vành răng bw 91 mm 4 Môđun pháp m 3 mm 5 Góc nghiêng răng b 9,696o 6 Hệ số dịch chỉnh x x1 = x2 =0 7 Số răng Z Z3 = 33 mm Z4 = 105 mm 8 Đường kính vòng lăn dw dw3 = 100,43 mm dw4 = 319,57 mm 9 Đường kính vòng đỉnh da da3 = 106,43 mm da4 = 325,57 mm 10 Đường kính đáy răng df df3 = 92,93 mm df4 =312,07 mm 11 Đường kính vòng cơ sở db db3 = 94,373 mm db4 = 300,3 mm 12 Đường kính đỉnh răng ngoài dae dae1 = 89,192 mm dae2 = 357,796 mm 13 Góc Propin răng at at = 20,2664o 14 Góc côn đỉnh atw atw = 20,2664o 15 Góc côn đáy ea ea= 1,7275 IV- kiểm tra bôi trơn và chạm trục. 1 -Kiểm tra bôi trơn. Với vận tốc vòng nhỏ hơn 12 ¸ 15 m/s thì ta chọn phương pháp bôi rơn băng ngâm dầu: Gọi khoảng cách từ tâm các bộ truyền tới mức dầu lớn nhất và nhỏ nhất của hộp giảm tốc là x2max, x2min, x4max , x4min. +)Xác định mức dầu thối thiểu xmin. Với bộ truyền cấp nhanh v = 5,415 > 1,5 m/s nên ta có : x2min = dae2/2 – b.sin d2 +5 =141,3 mm Với bộ truyền cấp chậm x4min = da4/2 – hmax trong đó: hmax = (0,75 ¸ 2).h h = 2,25.m = 2,25.3 = 6,75 mm => hmax = 2.6,75 = 13,5 mm Vậy ta có x4min = 325,57/2 – 13,5 = 146,28 mm +) Xác định mức dầu tối đa: Với bánh răng côn số2 v = 5,415 > 1,5 m/s mức dầu max cách mức dầu min 10 mm => x2max = x2min - 10 = 131,3 mm Với bánh răng số 4 v = 1,743 >1,5 m/s ta cũng có => x4max = x4min – 10 = 136,28 mm vậy mức dầu chung cho toàn hộp giảm tốc là: xmin = min{ x2min ; x4min} = 141,3 mm xmax = min{x2max ; x4max} = 136,2 mm = > Dx = xmin – xmax = 141,3 -136,2 = 5,1 mm > (3 ¸ 5) mm Vậy điều kiện bôi trơn đợc đảm bảo. 2 – Kiểm tra chạm trục. Với hộp giảm tốc côn trụ ta có điều kiện chạm trục như sau: - Để bánh răng 1 và bánh răng 3 không chạm nhau phải có x1 = dae2/2 –bsin d2 – da3/ 2 > 5 mm x1 = 357,796/2 – 45,759.sin 77,217 – 100,43/2 = 81,06 mm > 5 mm Vậy hai banh răng không chạm n - Để bánh răng côn số 2 không chạm vào trục III ta có điều kiện: x2 = aw – dae2/2 –dIIIsb/2 > 5 mm với dIIIsb = mm => x2 = 210 – 357,796/2 –53,2/2 = 4,52 5 mm Vậy bánh răng côn số 2 không chạm vào trục III 2 - Kiểm tra sai số vận tốc. Điều kiện: Dv% = [(vth- v)/vth].100 £ [Dv] = 4% Ta có v = 1,35 m/s; vth = p.D.nth.60.10-3 Trong đó vth ; nth là vận tốc vòng và số vòng quay thực trên băng tải. Đã có D = 520 mm; nth = v/ph => vth = 3,14.520.49,315.60.10-3 = 1,342 m/s Vậy Dv% = < 4% Vậy sai số vận tốc trên băng tải là không đáng kể. Bộ truyền thiết kế đạt yêu cầu. PHẦN III THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY ĐỠ NỐI I – THIẾT KẾ TRỤC. 1- Chọn vật liệu. Với hộp giảm tốc chịu tải trọng trung bình chọn vật liệu là thép 45 thường hoá đạt độ rắn HB170 ¸ 217 và có sb = 600 Mpa; sch = 340 Mpa. Với trục số 3 chịu mômen xoắn lơn hơn nên chọn vật liệu là thép hợp kim 40X. 2- Tính thiết kế trục. a) Chiều nghiêng hợp lý: Với hệ thống thiết kể là băng tải nhánh căng ở phía trên. Do đó chiều quay chủa các trục và chiều nghiêng hợp lí của bánh răng được thể hiện như trên hình vẽ sau: b) Xác định tải trọng tác dụng lên trục +) Lực tác dụng từ cấp nhanh: Ft1 = N Ft2 = N Fa1 = Ft1.tga.sind1 =2000,122.tg20.sin12,783 = 161,073 N Fa2 = Ft2.tga.sind2 =1899,286.tg20.sin77,217 = 674,150 N Fr1 = Ft1.tga.cosd1 =2000,122.tg20.cos12,783 = 709,942 N Fr2 = Ft2.tga.cosd2 =1899,186.tg20.cos77,217 = 152,953 N +) Lực tác dụng từ cấp chậm: Ft3 = N Ft4 = N Fa3 = Ft3.tgb = 5907,491.tg9,696 = 1009,361 N Fa4 = Ft4.tgb = 5674,087.tg9,696 = 989,482 N Fr3 = Ft3.tgatw = 5907,491.tg20,2664 = 2212,921 N Fr4 = Ft4.tgatw = 5674,087.tg20,2664 = 2125,489 N +) Lực tác dụng từ bộ truyền xích: Đã tính ở phần trước Fx = kx.Ft = 6368,141 N +) Lực tác dụng từ khớp nối: Dùng khớp nối trục đàn hồi nên ta có: FKN = (0,2¸ 0,3).2.Tđc/Dt Trong đó Dt là đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của nối trục vòng đàn hồi. Tra bảng 16-10a (I) ta có Dt = 105 mm => FKN = 0,25.2.71598,836/105 = 340,95 N 3- Tính sơ bộ trục. Đường kính sơ bộ trục được tính theo công thức 10.9 d trong đó T là mômen xoăn trên trục [t] là ứng suất xoắn cho phép với thép 45; 40X có [t] = 12 ¸ 30 Mpa Chọn [t] = 20 với thép 45 thường hoá và [t] = 30 với thép 40X Vậy ta có đường kính sơ bộ của các trục là: d1sb = mm chọn d1sb = 30 mm d2sb = mm chọn d2sb = 45 mm d3sb = mm chọn d3sb = 55 mm Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực. +) Tđường kính sơ bộ của các trục ta có thể chọn gần đúng bề rộng của ổ lăn bo như sau: Trục I II III Đường kính mm 30 45 55 Bề rộng ổ mm 19 25 29 +) Xác định chiều dài moay ơ các chi tiết quay: - Chiều dài moay ơ khớp nối: lm12 = (1,4 ¸ 12,5)d1sb = (1,4 ¸ 2,5).30 = 42 ¸ 70 mm Ta chọn lm12 = 60 mm - Chiều dài moay ơ bánh răng côn. Bánh nhỏ: lm13 = (1,2 ¸ 1,4)d1sb = (1,2 ¸ 1,4).30 = 36 ¸ 42 mm Ta chọn lm13 = 50 mm Bánh lớn: lm22 = (1,2 ¸ 1,4)d2sb = (1,2 ¸ 1,4).45 = 54 ¸ 63 mm Ta chọn lm22 = 60 mm - Chiều dài moay ơ bánh răng trụ: Bánh nhỏ: lm23 = (1,2 ¸ 1,5)d2sb = (1,2 ¸ 1,5).45 = 54 ¸ 67 mm Ta chọn chiều dài moayơ bánh răng trụ băng bw = 91 mm = > lm23 = 91 mm Bánh lớn: lm32 = (1,2 ¸ 1,5)d3sb = (1,2 ¸ 1,5).55 = 66 ¸ 82 mm Ta chọn lm32 = 91 mm - Chiều dài moay ơ đĩa xích: Bánh nhỏ: lm33 = (1,2 ¸ 1,5)d3sb = (1,2 ¸ 1,5).55 = 60 ¸ 82,5 mm Ta chọn l33 = 70 mm +) Sơ đồ tính khoảng cách đối với hộp giảm tốc bánh răng Côn _ Trụ. Trị số của các khoảng cách k1 , k2 , k3 ,hn được lấy theo bảng 10-3 (I) - Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay tới thành trong của hộp giảm tốc hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay. K1 = 10 mm - Khoảng cách từ mặt cạnh của ổ tới thành trong của hộp. K2 = 8 mm - Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay tới lắp ổ. K3 = 15 mm - Chiều cao lắp ổ và đầu Bulông. hn = 20 mm +) Xác định điểm đặt lực: HGT bánh răng côn- trụ theo bảng 10-4 (I) ta có: -Trục I l12 = - lc12 = - 74,5 mm lc12 = 0,5.( lm12 + bo) +k3 + hn = 0,5(60 + 19) + 15 + 20 = 74,5 mm l11 = ( 2,5 ¸ 3).30 = 75 ¸ 90 mm Ta chọn l11 = 80 mm l13 = l11 +k1 + k2 +lm13 + 0,5(bo - b13 . cosd1) = 80 + 10 + 8 + 50 + + 0,5( 19 – 45,759 .cos12,783 ) = 135,188 mm - Trục II l22 = 85,44 mm ; l23 = 130,5 mm l21 = lm22 + lm23 + bo +3k1 + 2k2 = 60 + 91 + 25 + 3.10 + 2.8 = 222 mm - Trục III lc32 = 0,5(lm32 + bo) + k3 + hn = 0,5.(70 + 29) + 15 + 20 = 84,5 mm l32 = l21 + lc32 = 222 + 84,5 = 306,5 mm Tính gần đúng trục. a) Tính toán trục I: Các lực tác dụng lên trục I gồm: Ft1 = 200,122 N ; Fa1 = 161,073 N; Fr1 = 709,942 N T1= 70879,315 Nmm; FKN = 340,95 N Ma1 = 1/2.Fa1.dm1 = 5708,02 Nmm Giả sử các phản lực tại các gối 0 và 1 có chiều như hình vẽ. Áp dụng các phương trình cân bằng tĩnh học ta tìm được các phản lực. +) Tìm phản lực theo phương ngang: Ta có: SMA = R1X.l11 – Ft.l13 +FKN.lc12 =0 => R1X = N SFX = FKN +Ft1 –R1X – R0X = 0 => R0X = FKN +Ft1– R1X = = 340,95 + 200,122 - 2812,38 = - 471,308 N (chiều ngược lai với giả thiết) +) Tìm phản lực theo phương thẳng đứng: Ta có: SMA = R1Y.l11 – FR.l13 + Ma1=0 => R1Y = N SFX = R0Y – R1Y + Fr1 = 0 => R0X = R1X - Ft1 = 1039,6 – 709,94 = 329,658 N (chiều cùng với giả thiết). Từ đó vẽ được biểu đồ MX; MY; TZ như hình vẽ trang bên. +) Tính gần đúng trục I. Dựa vào biểu đồ mômen ta có thể tính gần đúng trục I như sau: - Tại vị trí lắp bánh răng côn (vị trí 3) ta có: Momen uốn tổng Mut = Nmm Mômen tương đương Mtđ= Nmm Ta có dI3 = Chọn sơ bộ dI = 30 mm nên theo bảng 10-5 => [s] = 63 => dI3 = mm Vì tại tiết diện 3 có lăp rãnh then nên ta phải lắy đường kính tăng nên 4% => dI3 = 21,39 + 0,04.21,39 = 22,24 mm Chọn theo tiêu chuẩn ta có d13 = 24 mm - Tại vị trí lắp ổ đũa (tiết diện 1) ta có: Mômen uốn tổng :Mut = Nmm M2 tương đương Mtđ = Nmm => dI3 = mm Chọn theo tiêu chuẩn dI2 = 30 mm - Tai vị trí lắp Nối trục (tiết diện 2) theo bảng 16-10a (II) ta chọn d12 = 28 mm. + Sơ đồ hoá và biểu đồ mômen của trục I b) Tính gần đúng trục II. Các lực tac dụng lên trục II là : Ft2 = 1899,286 N; Fa2 = 674,15 N ; FR2 = 152,593 N ; TII = 296644,672 Nmm Ft3 = 5907,491 N ; Fa3 = 1009,361N ; FR3 = 2212,921 N Ma2 = 1/2.Fa2.dm2 = 105293,8 Nmm ; Ma3 = 1/2.Fa3.dw3 = 50685,06 Nmm Tính phản lực tại các gối đỡ. Giả sử chiều phản lực như hình vẽ, áp dụng phương trình cân băng tính học xác định được các phản lực. +) Xác định phản lực theo phương ngang: Ta có : SM = Ft2.l22 + Ft3. l23 – R1X.l21 = 0 => R1X = N SF = R0X + R1X – Ft2 – Ft3 = 0 => R0X = Ft2 + Ft3- R1X => R0X = 1899,286 + 5907,491 – 4885,877 = 2920,6 N( chiều như chiều giả thiết). +) Xác định lực theo phương đứng: Ta có : SM = FR2.l22 - FR3. l23 + R1Y.l21 – Ma2 - Ma3 = 0 => R1Y = = SF = R0Y - R1Y + FR2 – FR3 = 0 => R0Y = FR3 - FR2+R1X => R0X = 152,953 + 2260,2 – 2212,921 = 200,23 N( chiều như chiều giả thiết). Từ đó ta vẽ được biểu đồ mômen MX ; MY ; Tz như hình vẽ trang bên. +) Tính gần đúng trục II. Dựa vào biểu đồ mômen ta có thể tính gần đúng trục II như sau: - Tại vị trí lắp bánh răng côn (vị trí 2) ta có: Mômen uốn tổng Mut = Nmm Mômen tương đương Mtđ= Nmm Ta có dII2 = Chọn sơ bộ dII = 45 mm nên theo bảng 10-5 => [s] = 58 => dII2 = mm Vì tại tiết diện 2 có lăp rãnh then nên ta phải lắy đường kính tăng nên 4% => dII2 = 39,915 + 0,04. 39,915 = 41,512 mm Chọn theo tiêu chuẩn ta có dII2 = 42 mm - Tại vị trí lắp bánh răng trụ (tiết diện 3) ta có: Mômen uốn tổng :Mut = Nmm M2 tương đương Mtđ = Nmm => dII3 = mm Vì tại tiết diện 3 có lăp rãnh then nên ta phải lắy đường kính tăng nên 4% => dII3 = 41,042 + 0,04.41,402 = 42,684 mm Chọn theo tiêu chuẩn dII2 = 45 mm - Tai vị trí lắp ổ lăn theo bảng ta chọn d12 = 40 mm. + Sơ đồ hoá và biểu đồ mômen của trục I b) Tính gần đúng trục III. Các lực tac dụng lên trục III là : Ft4 = 5674,087 N; Fa4 = 969,482 N ; FR4 = 2125,489 N ; Fx = 6368,141 N; TIII = 906633,966 Nmm Ma4 = 1/2.Fa4.dw4 = 154908,68 Nmm ; Tính phản lực tại các gối đỡ. Giả sử chiều phản lực như hình vẽ, áp dụng phương trình cân băng tính học xác định được các phản lực. +) Xác định phản lực theo phương ngang: Ta có : SM = Ft4.l32 – R1X.l31 = 0 => R1X = N SF = R0X + R1X – Ft4 = 0 => R0X = Ft4 - R1X => R0X = 5674,087 – 3876,8 = 1797,287 N( chiều như chiều giả thiết). +) Xác định lực theo phương đứng: Ta có : Ta có : SM = FR4.l32 + Fx.(l31 +lc33) – Ma4– R1Y.l31 = 0 => R1X = = N SF = R0Y + R1Y - FR4 – Fx = 0 => R0Y = FR4 + Fx - R1X => R0Y = 2125,489 +6368,141 – 9826,65 = -1333,02 N ( chiều ngược chiều giả thiết). Từ đó ta vẽ được biểu đồ mômen MX ; MY ; Tz như hình vẽ trang bên. +) Tính gần đúng trục III. Dựa vào biểu đồ mômen ta có thể tính gần đúng trục III như sau: - Tại vị trí lắp bánh răngỉtụ số4 (vị trí 2) ta có: Mômen uốn tổng Mut = Nmm Mômen tương đương Mtđ= Nmm Ta có dIII2 = Chọn sơ bộ dII = 55 mm và là thép hợp kim nên theo bảng 10-5 => [s] = 60 => dIII2 = mm Vì tại tiết diện 2 có lăp rãnh then nên ta phải lắy đường kính tăng nên 4% => dIII2 = 52,8 + 0,04. 52,8 = 54,91 mm Chọn theo tiêu chuẩn ta có dIII2 = 60 mm - Tại vị trí lắp ổ lăn (tiết diện 1) ta có: Mômen uốn tổng :Mut = Nmm M2 tương đương Mtđ = Nmm => dIII1 = mm Chọn theo tiêu chuẩn dIII1 = 55 mm - Tai vị trí lắp ổ đĩa xích (tiết diện 3) dIII3 = 50 mm. + Sơ đồ hoá và biểu đồ mômen của trục III Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi. Để đảm bảo trục vừa thiết kế làm việc an toàn ta phải tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi theo hệ số an toàn: Điều kiện: Sj = Ssj. Stj/ ³ [S] = 1,5 ¸ 2,5 trong đó : Ssj, Stj Hệ số an toàn chỉ xét riêng ưng suất pháp và ứng suất tiếp; ta có: Ssj = ; Stj = . - s-1; t-1 : Giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng. s-1 = 0,436. sb = 0,436.600 = 261,6 MPa t-1 = 0,58. s-1 = 0,58.261,6 = 151,728 Mpa - saj ; taj ; smj ; tmj: Hệ số biên độ và hệ số trung bình ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j . saj = (smaxj - sminj)/2 ; smj = (smaxj + sminj)/2 - Đối với trục quay ứng suất thay đổi theo chu kỳ do đó: smj = 0 ; saj = smaxj = Mj/Wj - Khi trục quay một chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động do đó: tmj = taj = tmaxj/2 = Tj/2Woj - Woj Mômen cản xoắn tại j xác định theo bảng 10-6 (I) - ys ; yt Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số trung bình đến độ bền mỏi tra bảng 10-7 . - ksdj ; ktdj Hệ số được xác định theo công thức: ksdj = ; ktdj = - kx : Hệ số tập trung ứng suất do trang thái bề mặt phụ thuộc vào phương pháp gia công theo bảng 10-8(I) ta có kx = 1,06 - ky: Hệ số tăng bền mặt trụ. Vì không tăng bền nên ky = 1 - es ;et : Hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước trục đến giới hạn mỏi tra bảng 10-10 - ks ; kt: Hệ số tạp trung ứng suất thực tế khi uốn; xoắn tra theo bảng 10-12 (I) +) Kiểm nghiệm mỏi cho trục I. Với trục I dựa vào biểu đồ mômen ta thấy tiết diện 1 là tiết diện nguy hiểm vậy ta kiểm nghiệm độ bền mỏi cho tiết diện này. - sa1 = smax1 = M1/W1 với M1 = Mutb = 94151 Nmm W1 mômen cản uốn được tính theo công thức: W1 = mm3 => sa1 = smax1 =94151/2649,375 = 35,54 Mpa - tm1 = ta1 = tmax1/2 = T1/2Wo1 với T1 = 70879,315 Nmm Wo1 mômen cản xoắn được tính theo công thức: Wo1 = mm3 => tm1 = ta1 = 70879,315/5298,75 = 13,38 Mpa - Ta có : ksd1 = ; ktd1 = kx = 1,06 ; ky = 1 ; tra bảng 10-7(I) => ys = 0,05 , yt = 0 Tra bảng 10-10 (I) => es = 0,88 , et = 0,81 Tra bảng 10-12 (I) => ks = 1,76 , k t = 1,54 Vậy ta có: ksd1 = ; ktd1 = Thay các giá trị vào công thức tính Ss1 , St1: Ta có: Ss1 = St1 = Vậy S1 = ³ [S] = 2,5 Tức là thoả mãn điều kiện: +) Kiểm nghiệm mỏi cho trục II. Với trục II dựa vào biểu đồ mômen ta thấy tiết diện 3 là tiết diện nguy hiểm vậy ta kiểm nghiệm độ bền mỏi cho tiết diện này. - sa3 = smax3 = M3/W3 với M3 = Mutb = 307867,76 Nmm W3 = với trục II có đường kính dII3 = 45 mm tra bảng 9-1a (I) ta có b= 12 mm, t1 = 5 mm => W3 = mm3 => sa3 = smax3 =307867,76/680,31 = 45,22 Mpa - tm3 = ta3 = tmax3/2 = T2/2Wo3 với T2 = 296644,672 Nmm Wo1 = mm3 => tm1 = ta1 = 296644,672/15749,95 = 18,835 Mpa - Ta có : ksd3 = ; ktd3 = kx = 1,06 ; ky = 1 ; tra bảng 10-7(I) => ys = 0,05 , yt = 0 Tra bảng 10-10 (I) => es = 0,83 , et = 0,77 Tra bảng 10-12 (I) => ks = 1,76 , k t = 1,54 Vậy ta có: ksd3 = ; ktd3 = Thay các giá trị vào công thức tính Ss3 , St3: Ta có: Ss3 = St3 = Vậy S3 = ³ [S] = 1,5 Vậy trục II thoả mãn độ bền mỏi: +) Kiểm nghiệm mỏi cho trục III. Với trục III dựa vào biểu đồ mômen ta thấy tiết diện 1 là tiết diện nguy hiểm vậy ta kiểm nghiệm độ bền mỏi cho tiết diện này. - sa1 = smax1 = M1/W1 với M1 = Mutb = 442585,8 Nmm W1 = mm3 => sa1 = smax1 =442585,8/16325,55 = 27,11 Mpa - tm1 = ta1 = tmax1/2 = T3/2Wo1 với T3 = 906633,966 Nmm Wo1 = mm3 => tm1 = ta1 = 906633,966/32651,1 = 27,77 Mpa - Ta có : ksd1 = ; ktd1 = kx = 1,1 ; ky = 1 ; tra bảng 10-7(I) => ys = 0,1 , yt = 0,05 Tra bảng 10-10 (I) => es = 0,72 , et = 0,76 Tra bảng 10-12 (I) => ks = 1,76 , k t = 1,54 Vậy ta có: ksd1 = ; ktd1 = Thay các giá trị vào công thức tính Ss1 , St1: Ta có: Ss1 = St1 = Vậy SIII1 = ³ [S] = 1,5 Vậy trục III thoả mãn độ bền mỏi: 7- Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh. Để đề phòng khả năng biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột ta cần kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh theo điều kiện: stđ = Trong đó: s = Mmax/0,1.d3 với Mmax = Mut.kqt (ta có kqt = kbđ = 1,6) t = Tmax/0,2.d3 với Tmax = T.kqt +) Trục I Ta có Mut = 94151 Nmm; T = 70879,315 Nmm => s Mpa ; t = Mpa => stđ = MPa +) Trục II Ta có: Mut = 307867,76 Nmm ; T = 296644,672 Nmm => s = Mpa ; t = Mpa => stđ = Mpa +) Trục III Ta có: Mut = 442585,8 Nmm; T = 906633,966 Nmm Trục III làm bằng thép hợp kim có [s] =0,8.sch = 0,8.550 = 440 MPa => s = Mpa ; t = Mpa => stđ = Mpa Vậy tất cả các trục đều đảm bảo điều kiện bền tĩnh. Tính kiểm nghiệm trục về độ cứng. (kiểm nghiệm cho trục II) Để trục không bị hỏng do biến dang ta phải tiến hành kiểm nghiệm trục về độ cứng theo điều kiện: f £ [f] ; q £ [q] *) Tính độ võng f: Với [f] = (0,0002 ¸ 0,0003)l = (0,0002 ¸ 0,0003).191 = 0,0382 mm f = với fx, fy : chuyển vị theo phương ngang va phương đứng. a) Xét tại vị trí lắp bánh răng côn (tiết diện 2) - Tính các diện tích hình phẳng và h theo sơ đồ trang sau : W1 = 1/2.(60,5.295595,58) = 8941766,295 mm2 h1 = 17,854 mm W2 = 45,06.249536,06 = 11244094,86 mm2 h2 = 36,755 mm W3 = 1/2.45,06.(295595,58 – 249536,06) = 1037720,986 mm2 h3 = 33,43 mm W4 = 1/2 . 85,44.249536,06 = 10660180,48 mm2 h4 = 31,152 mm W5 = 1/2 . 60,5.136 742,1 = 4136448,525 mm2 h5 = 17,854 mm W6 = 45,06 . 86057,04 = 3877730,222 mm2 h6 = 36,755 mm W7 = 1/2 . 45,06 .(88187,43 – 86057,4) = 47997,688 mm2 h7 = 40,079 mm W8 = 1/2 . 85,44 . 17107,82 = 730846,07 mm2 h8 = 31,152 mm - Tính chuyển vị theo phương ngang: Ta có: f2x = (W1h1 + W2h2 +W3h3 +W4h4 ) Với J2 = mm4 ; E = 2,1.105 MPa => f2x = (8941766,295.17,854 + 11244094,86.36,755 + 1037720,986.33,43 + + 10660180,48.31,152 ) = mm - Tính chuyển vị theo phương đứng: Ta có: f2y = ( - W5h5 - W6h6 - W7h7 + W8h8 ) => f2y = (- 4136448,525.17,854 – 3877730,222.36,755 – 47997,688.40,079 - + 730846,07.31,152) = mm Chiều biến dạng ngược lại với chiều lực đơn vị. Vậy ta có: f2 = mm f2 = 0,029 mm f3x = (8941766,295.27,557 + 11244094,86.34,2 + 1037720,986.36,578 + + 10660180,48.18,042 ) = mm Tính chuyển vị theo phương đứng: Ta có: f3y = ( - W5h’5 - W6h’6 - W7h’7 + W8h’8 ) => f3y = (- 4136448,525.27,557 – 3877730,222.34,2 – 47997,688.31,821 - + 730846,07.18,042) = mm Chiều biến dạng ngược lại với chiều lực đơn vị. Vậy ta có: f3 = f3 = mm f3 = 0,0135 mm Trục đảm bảo điều kiện cứng xoay: Vậy trục thiết kế đảm bảo độ cứng vững. Biểu đồ mômen đơn vị *) Tính độ cứng xoắn: Trục thiết kế cần hạn chế biến dạng xoắn nên ta phải tiến hành kiểm nghiệm độ cứng xoắn theo điều kiện sau: j = = 20’/m Trong đó: T = 296644,672 Nmm ; G = 8.104 MPa - Jo mômen quán tính độc cực. Jo = p.d4/32 trên trục II tiết diện nguy hiểm là tại tiết diện 2 có Jo2 = 3,14 . 454/32 = 402373,828 mm4 - l Chiều dài đoạn trục đang tính l = 45,06 mm - k Hệ số tính theo công thức: k = ta đã có h = 9 mm dII2 = 45 mm - g Hệ số phụ thuộc số rãnh then. Vì chỉ có 1 rãnh then nên g = 0,5 => k = => j = độ hay j = Vậy j = 0,9234 ‘/m Trục thiết kế đảm bảo độ cứng về xoắn. KL: Trục thoả mãn tất cả các điều kiện bền mỏi, bền tĩnh, điều kiện cứng. Vậy trục đủ điều kiện làm việc. II – TÍNH CHỌN THEN Chọn loại then đầu vuông (hình vẽ) Trong quá trình sử dụng then co thể hỏng do dập bề mặt làm việc hoặc do cắt. Khi thiết kế thượng chọn then theo đường kính trục. Kiểm nghiệm then theo điều kiện bền dập và bền cắt sau: sd = ; tc = Trong đó : sd ; tc :ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán MPa - lt, b, h, t1: Các kích thước then tra theo bảng 9-1 hoặc 9-2 (I) - [sd] ứng suất dập cho phép tra bảng 9-5 (I) có [sd] = 150 MPa - [tc] ứng suất cắt cho phép [tc] = 60 ¸ 90 MPa Tính then trên trục I. Mômen xoắn trên trục I T1 = 70879,315 Nmm Từ đường kính các tiết diện lắp then: +) Then bánh răng côn: Có d13 = 24 mm tra bảng 9-1a (I) Ta có : b . h . t1 . t2 = 8 . 7 . 4 . 2,8 với lm13 = 40 mm lt =(0,8 ¸ 0,9) lm13 = (0,8 ¸ 0,9)40 = 32 ¸ 36 mm Chọn lt = 36 mm Bán kính góc lượn của rãnh rmax = 0,25 mm ; rmin = 0,16 mm +) Then khớp nối: Có d12 = 28 mm tra bảng 9-1a (I) Ta có : b . h . t1 . t2 = 8 . 7 . 4 . 2,8 với lm12 = 60 mm lt = (0,8 ¸ 0,9) lm12 = (0,8 ¸ 0,9)60 = 48 ¸ 54 mm Chọn lt = 50 mm Bán kính góc lượn của rãnh rmax = 0,25 mm ; rmin = 0,4 mm +) Kiểm nghiệm then: - Then bánh răng côn: sd = => sd = MPa tc = MPa sd = MPa tc = MPa Vậy then tại khớp nối đủ điều kiện làm việc. Tính then trên trục II. Mômen xoắn trên trục II T2 = 296644,672 Nmm Từ đường kính các tiết diện lắp then: +) Then bánh răng côn: Có d22 = 42 mm tra bảng 9-1a (I) Ta có : b . h . t1 . t2 = 12 . 8 . 5 . 3,3 với lm22 = 60 mm lt =(0,8 ¸ 0,9) lm22 = (0,8 ¸ 0,9)60 = 48 ¸ 54 mm Chọn lt = 50 mm Bán kính góc lượn của rãnh rmax = 0,25 mm ; rmin = 0,16 mm +) Then của bánh răng trụ: Có d23 = 45 mm tra bảng 9-1a (I) Ta có : b . h . t1 . t2 = 14 . 9 . 5,5 . 3,8 với lm23 = 60 mm lt = (0,8 ¸ 0,9) lm23 = (0,8 ¸ 0,9)60 = 48 ¸ 54 mm Chọn lt = 50 mm Bán kính góc lượn của rãnh rmax = 0,25 mm ; rmin = 0,4 mm +) Kiểm nghiệm then: - Then bánh răng côn: sd = => sd = MPa tc = MPa sd = MPa tc = MPa Vậy then của bánh răng trụđủ điều kiện làm việc. Tính then trên trục III. Mômen xoắn trên trục III T3 = 906633,966 Nmm Từ đường kính các tiết diện lắp then: +) Then bánh răng trụ: Có d32 = 60 mm tra bảng 9-1a (I) Ta có : b . h . t1 . t2 = 18 . 11 . 7 . 4,4 với lm32 = 70 mm lt =(0,8 ¸ 0,9) lm32 = (0,8 ¸ 0,9)70 = 56 ¸ 63 mm Chọn lt = 60 mm Bán kính góc lượn của rãnh rmax = 0,25 mm ; rmin = 0,4 mm +) Then đĩa xích: Có d23 = 50 mm tra bảng 9-1a (I) Ta có : b . h . t1 . t2 = 16 . 10 . 6 . 4,3 với lm33 = 70 mm lt = (0,8 ¸ 0,9) lm33 = (0,8 ¸ 0,9)70 = 56 ¸ 63 mm Chọn lt = 60 mm Bán kính góc lượn của rãnh rmax = 0,25 mm ; rmin = 0,4 mm +) Kiểm nghiệm then: - +) Then bánh răng trụ: sd = => sd = MPa tc = MPa sd = MPa tc = MPa Vậy then của bánh răng trụ đủ điều kiện làm việc. III – TÍNH CHỌN Ổ LĂN. Kết cấu trục bánh răng côn có yều cầu cao về độ cứng , vững nên phải đảm bảo cố định chính xác vị trí trục & chi tiết quay theo phương dọc trục do đó ta chọn ổ đũa côn cho hộp HGT. Tính chọn ổ cho trục I. Chọn loại ổ đũa côn và bFs1 Fro ố trí các ổ như sơ đồ tren hình vẽ. Fa1 Fso Với đường kính ngõng trục d = 30 mm theo bảng P2- 11 chọn sơ bộ ổ cơ trung có các thông số a = 13,67o; c = 29,8 KN ; co = 22,3 KN. +) Tính khả năng tải đọng: Vì đầu vào của trục có lắp nối trục vòng đan hồi nên ta phải chọn chiều của lực Fr (của khớp nối) sao cho làm tăng biến dạng (nghĩa là ngựoc lại so vơí chiều đã chọn khi tính trục . Khi đó phản lực ngang là: X1 Xo Fr Ft 74,5 80 45,18 0 1 2 3 X1 = N Xo = Fr + X1 – Ft1 = 3447,4 + 340,95 – 2000,122 = 1788,23 N => Lưc phản tác dụng lên ổ là: Fr0 = N Fr1 = N Theo 11.4 với ổ đũa côn ta có: e = =1,5.tga = 1,5.tg13,67 = 0,36483 - Lưc dọc trục do lực hướng tam sinh ra là: Fs0 = 0,83.e.Fr0 = 0,83.0,3683.1818,36 = 550,615 N Fs1 = 0,83.e.Fr1 = 0,83.0,3683.3600,74 = 1090,336 N - Theo bảng 11-5(I) với sơ đò bố trí như thế ta có: å Fa0 = Fs1 + Fa1 = 1090,336 + 161,073 = 1251,409 N Ta thấy å Fa0 > Fs0 = 550,615 N do đó Fa0 = å Fa0 = 1251,409N - å Fa1 = Fs0 – Fa1 = 550,615 – 161,073 = 389,,542 N Ta thấy å Fa1 Fa1 = Fs1 = 1090,366 N - Xác định X; Y : Ta có : Fa0/V.Fr0 = 1251,409/1.1818,36 = 0,688 > e Vậy theo bảng 11-4(I) => X0 = 0,4 ; Yo = 0,4.tga = 0,4.tg13,67 = 1,645 Fa1/V.Fr1 = 1090,336/1.3600,74 = 0,3 X1 = 0 ; Yo = 0 - Tính tải trọng quy ước: Qo = [ X0.V.Fr0 + Y0.Fa0] .kđ.kt - kt: Hệ số anh hưởng của nhiệt độ với to kt = 1 - kđ: Hệ số đặc tính tải trọng theo bảng 11-3(I) => kđ = 1 => Tải trọng quy ước : Qo = [ X0.V.Fr0 + Y0.Fa0] .kđ.kt = [ 0,4.1.1818,36 + 1645.1251,409].1.1 = = 2785,912 N Q1 = [ X1.V.Fr1 + Y1.Fa1] .kđ.kt = [ 1.1.3600,74 + 0].1.1 = 3600,74 N Vậy chỉ tính theo Q1: Khả năng tải động : Cđ = Q. Trong đó m là bậc của đương cong mỏi đối với ổ đũa m = 10/3 - L: là tuổi thọ l = Lh.60.n.10-6 Với Lh đã tính theo giờ làm việc Lh = 13440 giờ Trục I n = 1460 v/ph => L = 13440.60.1460.10-6 = 1177,344 (triệu vòng) => Cđ = 3600,74. N Cđ = 29,793 KN < C = 29,8 KN Vậy ta chọn ổ loại 7206 với các thông số: d mm D mm D1 mm B mm C1 mm T mm r mm r1 mm a mm a (độ) C Kn C0 KN 30 62 67 16 14 17,25 1,5 0,5 4,5 13,67 29,8 22,3 - Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh : Ta có điều kiện: Qt £ C0 Theo bảng11-6(I) tra các hệ số tải trọn hướng tâm và tải trọng dọc trục Xo ; Yo Với ổ đũa côn một dãy : Xo = 0,5 ; Yo = 0,22.cotga = 0,22cotg13,67 = 0,9 Ta có: Qt = Xo.Fr + Yo.Fa = 0,5.3456,623 + 0,9.1045,7 = 2669,44 N Thấy Qt < Fr . Vậy phải chọn Qt = Fr = 3456,623 N Vậy Qt = 3,4566 N < Co = 22,3 KN Tức là ổ thoả mãn điều kiện tĩnh. Tính chọn ổ cho trục II. Chọn loại ổ đũa côn và bố trí ổ theo sơ đồ như hình vẽ sau: Fs0 2 3 Fa3 1 Fr1 Fa2 0 Fr0 Fs1 Tương tự như trục I với đường kính d = 40 mm sơ bộ chọn nhẹ loại 7208 có các thông số a = 14,33; c = 42,4 KN ; Co = 32,7 KN. +) Tính khả năng tải động: Lưc phản tác dụng lên ổ là: Fr0 = N Fr1 = N Theo 11.4 với ổ đũa côn ta có: e = =1,5.tga = 1,5.tg14,33= 0,3832 - Lưc dọc trục do lực hướng tâm sinh ra là: Fs0 = 0,83.e.Fr0 = 0,83.0,3832.2927,456 = 931,1 N Fs1 = 0,83.e.Fr1 = 0,83.0,3832.5383,335 = 1712,2 N - Lực dọc trục do các chi tiết quay sinh ra trên các ổ là: Fat = Fa – Fa2 = 1009,361 – 574,15 = 335,221 N - Theo bảng 11-5(I) với sơ đò bố trí như thế ta có: å Fa0 = Fs1 – Fat = 1712,2 – 335,221 = 1376,979 N Chiều từ trái sang phải Ta thấy å Fa0 > Fs0 = 9311,4 do đó Fa0 = å Fa0 = 1376,979 N - å Fa1 = Fs0 + Fat = 931,1 + 335,221 = 1266,321 N Ta thấy å Fa1 Fa1 = Fs1 = 1712,2 N - Xác định X; Y : Ta có : Fa0/V.Fr0 = 1376,979/1.2927,456 = 0,47 > e Vậy theo bảng 11-4(I) => X0 = 0,4 ; Yo = 0,4.tga = 0,4.tg14,33= 1,566 Fa1/V.Fr1 = 1266,321/1.5358,335 = 0,235 X1 = 0 ; Yo = 0 - Tải trọng quy ước: Qo = [ X0.V.Fr0 + Y0.Fa0] .kđ.kt => Qo = [ X0.V.Fr0 + Y0.Fa0] .kđ.kt = [ 0,4.1.2927,456 + 1,566.1376,979].1.1 = = 3327,33 N Q1 = [ X1.V.Fr1 + Y1.Fa1] .kđ.kt = [ 1.1.5383,335 + 0].1.1 = 5383,335 N Vậy chỉ tính theo Q1: Trục II có n =331,592 v/ph => L = 13440.60.331,592.10-6 = 267,396 (triệu vòng) => Cđ = 5383,335. N Cđ = 28,787 KN < C = 42,4 KN Vậy ta tháy thừa bên quá nhiều nên ta chọn ổ loại đặc biết nhẹ với các thông số: d mm D mm D1 mm B mm C1 mm T mm r mm r1 mm a mm a (độ) C Kn C0 KN 40 68 72 18 16 19 1,5 0,5 3,5 10,25 31.9 28,4 - Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh : Ta có điều kiện: Qt £ C0 Theo bảng11-6(I) tra các hệ số tải trọn hướng tâm và tải trọng dọc trục Xo ; Yo Với ổ đũa côn một dãy : Xo = 0,5 ; Yo = 0,22.cotga = 0,22cotg10,25= 1,2166 Ta có: Qt = Xo.Fr + Yo.Fa = 0,5.5383,335 + 1,12166.1712,2= 4774,73 N Thấy Qt < Fr . Vậy phải chọn Qt = Fr = 5383,335 N Vậy Qt = 5383,335 N < Co = 28,4 KN Tức là ổ thoả mãn điều kiện tĩnh. 3 - Tính chọn ổ cho trục III. Chọn loại ổ đũa côn và bố trí ổ theo sơ đồ như hình vẽ sau: Fs0 2 Fs1 1 Fr1 Fa4 0 Fr0 Tương tự như trục II với đường kính d = 55 mm sơ bộ chọn nhẹ loại 7211 có các thông số a = 15,33; c = 57,9 KN ; Co = 46,1 KN. +) Tính khả năng tải động: Lưc phản tác dụng lên ổ là: Fr0 = N Fr1 = N Theo 11.4 với ổ đũa côn ta có: e = =1,5.tga = 1,5.tg15,33= 0,4112 - Lưc dọc trục do lực hướng tâm sinh ra là: Fs0 = 0,83.e.Fr0 = 0,83.0,4112.2237,674 = 763,71 N Fs1 = 0,83.e.Fr1 = 0,83.0,4112.10563,74 = 3605,362 N - Lực dọc trục do các chi tiết quay sinh ra trên các ổ là: Fat = Fa3 = 969,482 N - Theo bảng 11-5(I) với sơ đò bố trí như thế ta có: å Fa0 = Fs1 + Fat = 3605,362 + 969,482 = 4574,844 N Chiều từ phảii sang trái Ta thấy å Fa0 > Fs0 = 763,71 do đó Fa0 = å Fa0 = 4574,844 N - å Fa1 = Fs0 - Fat = 763,71 – 969,482 = -205,772 N Ta thấy å Fa1 Fa1 = Fs1 = 3605,362 N - Xác định X; Y : Ta có : Fa0/V.Fr0 = 4574,844/1.2237,674 = 2,044 > e Vậy theo bảng 11-4(I) => X0 = 0,4 ; Yo = 0,4.tga = 0,4.tg15,33= 1,459 Fa1/V.Fr1 = 3605,362/1.10563,74 = 0,3413 X1 = 0 ; Yo = 0 - Tải trọng quy ước: Qo = [ X0.V.Fr0 + Y0.Fa0] .kđ.kt => Qo = [ X0.V.Fr0 + Y0.Fa0] .kđ.kt = [ 0,4.1.2237,674 + 1,459.4574,844].1.1 = = 7569,767 N Q1 = [ X1.V.Fr1 + Y1.Fa1] .kđ.kt = [ 1.1.10563,74 + 0].1.1 = 10563,74 N Vậy chỉ tính theo Q1: Trục III có n =104,176 v/ph => L = 13440.60.104,176.10-6 = 84,007 (triệu vòng) => Cđ = 5383,335. N Cđ = 39,913 KN < C = 57,9 KN Vậy ta thấy thừa bên quá nhiều nên ta chọn ổ loại đặc biết nhẹ với các thông số: d mm D mm D1 mm B mm C1 mm T mm r mm r1 mm a mm a (độ) C Kn C0 KN 55 90 94 22 19 23 2 0,8 4 12,5 49,1 45,2 - Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh : Ta có điều kiện: Qt £ C0 Theo bảng11-6(I) tra các hệ số tải trọn hướng tâm và tải trọng dọc trục Xo ; Yo Với ổ đũa côn một dãy : Xo = 0,5 ; Yo = 0,22.cotga = 0,22cotg12,5= 0,9923 Ta có: Qt = Xo.Fr + Yo.Fa = 0,5.10563,74 + 0,9923.3605,362 = 8859,672 N Thấy Qt < Fr . Vậy phải chọn Qt = Fr = 10563,74 N Vậy Qt = 10563,74 N < Co = 28,4 KN Tức là ổ thoả mãn điều kiện tĩnh. IV – TÍNH CHỌN KHỚP NỐI Chọn nối trục là loại nối trục vòng đàn hồi vì nó có khả năng giảm va đập và chấn động, đề phòng cộng hưởng do dao động xoắn và bù lại độ lệch trục, hơn nữa loại này lại rẻ tiền, dễ chế tạo. Ta có mômen xoắn trên trục I TI = 751598,836 Nmm » 71,6 KNmm Dựa vào TI và đường kính trục d tra bảng được kích thước của nối trục Thao bảng 16-10a (II) có: D = 140 mm ; L = 175 mm ; l = 110 mm ; d1 = 71 mm ; Do = 105 mm ; Z = 6 ; nmax = 3800 ; b = 5 ; B1 = 42 mm l1 =30 mm ; D3 = 28 mm ; l2 = 32 mm Ta bảng 16-10b(II) ta được kích thước vòng đàn hồi: d0 = 14 mm ; d1 = M10 ; D2 = 20 mm ; l = 62 mm ; l1 = 34 mm ; l2 = 15 mm ; l3 = 28 mm ; h = 1,5 mm +) Kiểm nghiệm độ bền của vòng đàn hồi và chốt: sd = Vơí k = 1,5 Với [sd] ứng suất dập cho phepd của vong đàn hồi có giá trị [sd] = (2 ¸ 3) MPa. => sd = - Điều kiện bền của chốt: sd = - [su] úng suất cho phép của chốt. - l0 = l1+ l2/2 = 34 + 15/2 = 41,5 mm sd = Vậy vòng đàn hồi và chốt đủ điều kiện làm viêc. PHẦN IV THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC I – CHỌN BỀ MẶT GHÉP VÀ VỎ HỘP. Ta chọn bề mặt ghép giữa lắp hộp và thân hộp đI qua tâm các trục. Nhờ đó việc lắp ghép các chi tiết sẽ thuận tiện hơn. II – XÁC ĐỊNH CÁC KÍCH THƯỚC CƠ BẢN CỦA VỎ HỘP. Hình dạng của lắp và thân chủ yếu xác định bởi số lượng và kích thước của bánh răng, vị trí mặt ghép và sự phân bố của các trục trong hộp, đồng thời còn phụ thuộc vào chỉ tiêu kinh tế, độ bền, đo lường. Nhìn chung, vỏ hộp các mặt phẳng và mặt trụ tạo thành, mặt phẳng thuận tiện cho làm khuân mẫu nhưng làm tăng khuôn khổ kích thước và trọng lượng vỏ hộp. Dựa theo bảng 18-1 và bảng 18-2(II) ta xác định được các kích thước của hộp như sau: - Chiều dày thân hộp: s = 10 mm - Chiều dày nắp hộp: s1 = 9 mm - Gân tăng cứng: + Chiều dày e = 8 mm + Chiều cao h = 45 mm + Độ dốc khoảng 2o - Đường kính: + Đường kính bulông nên d1 = 20 mm + Đường kính bucạnh ổ d3 = 16 mm + Đường kính bulông bích nắp và thân d3 = 14 mm + Vít ghép nắp ổ d4 = 8 mm + Vít ghép nắp củă thăm d5 = 8 mm - Mặt bích ghép nắp và thân: + Chiều dày bích thân hộp: S3 = 20 mm + Chiều dày bích nắp hộp: S3 = 20 mm + Bề rộng bích lắp và thân: K3 = 42 mm - Kích thước gối trục: Đường kính ngoài và đường kính tâm lỗ vít D3 ; D2 được xác định theo kích thước nắp ổ (theo bảng 18-2(I)) Với kích thước nắp ổ các trục như sau: Trục D (mm) D2(mm) D3(mm) D4(mm) h(mm) d4(mm) Z I 62 84 110 58 10 M8 6 II 68 84 110 58 10 M8 4 II 90 110 135 85 12 M8 6 - Bề mặt ghép bulông cạnh ổ : K2 = 40 mm - Mặt đế hộp : + Chiều rộng khi không có phần nồi S1 = 25 mm + Bề rộnh mặt đế hộp: k1 = 60 mm ; q = 80 mm - Khe hở giũă các chi tiết: + Giữa bánh răng với thành trong của hộp: D = 10 mm + Giữa đỉnh răng bánh lớn với đáy hộp: D1 = 40 mm + Giữa mặt bên các bánh răng với nhau: D2 = 10 mm + Số lượng các bulông nền : Z = 6 - Cửa thăm Để kiểm tra quan sát các chi tiết máy trang hợp khi lắp và để đổ dầu vào hộp, trên đỉnh hộp có làm cửa thăm. Có kích thước như sau A B A1 B1 C C1 K R Vít Số lượng 100 75 150 100 125 130 87 12 118x22 4 - Nút thông hơi: Khi làm việc , nhiệt độ trong hộp tăng lên .Để giảm áp suất và điều hoà không khí bên trong và bên ngoài hộp người ta dùng nút thông hơi . Nút thông hơi được lắp trên nắp cửa thăm hoặc ở vị trí cao nhất của nắp hộp . A B C D E G H I K L M N O P Q R S M27 X 2 15 30 15 45 36 32 6 4 10 8 32 6 32 18 36 32 R ỉA D P ỉG N C O E M I L ỉA B R H ỉQ Kết cấu và kích thước được cho như hình vẽ : - Que thăm dầu : kích thước đã được tiêu chuẩn hoá va cho như trên hình vẽ: - Nút tháo dầu : Sau một thời gian làm việc , dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn (do bụi bặm và do hạt mài ), hoặc dị biến chất do đó cần phải thay dằu mới . Để tháo dầu cũ , ở đáy hộp có lỗ tháo dầu . Lúc làm việc , lỗ được bịt kín bằng nút tháo dầu . Kết cấu và kích thước của nút tháo dầu tra trong bảng 18-7 và cho như hình vẽ : d b m f L c q D S Do M20x2 15 9 3 28 2,5 17,8 30 22 25,4 - Ngoài ra ta cũng phải chọn một số chi tiết nhỏ nữa như: + Vũ tra dầu + Chốt định vị. + Vòng phớt chắn dầu. + Vòng chăn dầu…. TÀI LIỆU THAM KHẢO [1] . Nguyễn Trọng Hiệp : CHI TIẾT MÁY , tập 1 và tập 2 Nhà suất bản Giáo dục , Hà Nội 1999 [2] Nguyễn Bá Dương, Nguyễn Văn Lẫm , Hoàng Văn Ngọc , Lê Đắc Phong TẬP BẢN VẼ CHI TIẾT MÁY Nhà xuất bản Đại học và Trung học chuyên nghiệp , 1978 [3] Trịnh Chất , Lê Văn Uyển : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ , tập 1 và tập 2 Nhà xuất bản Giáo dục , 1999 [4] Vũ ngọc Pi ; Trần Thọ ; Nguyễn thị Quốc Dung ; Nguyễn thị Hồng Cẩm. CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY VÀ CHI TIẾT MÁY Trường Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp TháI Mguyên , 2001

Các file đính kèm theo tài liệu này:

  • docctm_6251.doc