Đề tài Đồ án thiết kế chi tiết máy

ỷ lệ số giờ làm việc/ngày: Vânj tốc vòng băng tải:v=0,77m/s Tỷ lệ số giờ làm việc /năm:4/5 T/chất tải trọng:quay đều,làm việc êm Sơ đồ khai triển hệ dẫn động Sơ đồ tải trọng:Kbd=1.5 THUYẾT MINH ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY PHẦN I/TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN –PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN I)Chọn động cơ điện 1)chọn loại động cơ Chọn động cơ điện đẻ dẫn động máy móc hoặc các thiết bị công nghệ là công việc đầu tiên trong quá trình tính toán thiết kế máy.Trong công nghiệp sử dụng nhiều loại động cơ như: Động cơ điện một chiều , động cơ điện xoay chiều.Mỗi loại động cơ có một ưu nhược điểm riêng, tùy thuộc vao các yêu cầu khác nhau mà ta chọn loại động cơ cho phù hợp. Với yêu cầu thiết kế trạm dẫn động băng tải đã cho, dựa vào đặc tính và phạm vi sử dụng của loại động cơ ta chọn động cơ ba pha không đồng bộ rô to lồng sóc (còn gọi là rô to ngắn mạch) vì nó các ưu điểm đó là:Kết cấu đơn gản giá thành thấp , rễ bảo quản,làm việc tin cậy.Tuy nhiên loại này có nhược điểm là hiệu suất thấp , hệ số cos thấp so với động cơ đòng bộ , không điều chỉnh vận tốc được. 2)Chọn công suất động cơ +) Công suất động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ , đảm bảo cho khi động cơ làm việc nhiệt độ sinh ra không được lớn hơn nhiệt độ cho phép.Muốn vậy cần có: trong đó : công suất định mức của động cơ :công suát đẳng trị của động cơ +)Do tải trọng không đổi nên ta có: : công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ +) :giá trị công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác: = Ft =4250 N :lực vòng trên băng tải V=0,77 m/s :vận tốc vòng băng tải → kw :hiệu suất truyền động(toàn hệ thống) với hệ thống đã cho: ta có 4 cặp ổ lăn,2 cặp bánh răng,1 khớp nối, 1 bộ truyền xích Tra bảng 2.3(HD) ta có: ,,, →0,994.1.0,972.0,93 =0,84% →công suất làm việc danh ngiã trên trục động cơ kw Vậy công suất đẳng trị trên trục động cơ: kw 3)Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ:ndb 3.1)Số vòng quay trên trục công tác: nct :nct = v/ph +) v:vận tốc vòng băng tải: v =0,77 m/s +)D: dường kính tang băng tải: D=350mm → v/ph +) Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ:ndb = 1500 v/ph như vậy tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống: Usb = .ta thấy tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống nằm trong khoảng tỉ số truyền nên dùng của bộ truyền bánh răng trụ hai cấp(8÷40) Vậy số vòng quay đồng bộ được chọn của động cơ là 1500 v/ph 3.2)Chọn động cơ sử dụng -Động cơ loại 4A có khối lượng nhẹ hơn loại K và DK.Phạm vi công suất lớn và số vòng quay đồng bộ lớn loại Kvà DK -căn cứ vào giá trị công suất đẳng trị và số vòng quay đồng bộ của động cơ ta chọn động cơ sao cho: . Tra bảng P1.3 phụ lục ta chọn động cơ: 4A100L4Y3: Bảng thông số: kiểu động cơ Công suất Vòng quay cos % 4A100L4Y3 4,0 1420 0,84 84 2,2 2,0 4)Kiểm tra điều kiện mở máy điều kiện quá tải cho động cơ a)Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ - Khi khởi động , động cơ cần sinh ra một công suất mở máy đủ lớn để thắng sức ỳ của hệ thống : điều kiện mở máy : kw -) :công suất mở máy của động cơ =Kmm. Kmm==2,0 →=2,0.4=8 kw -) công suất cản banđầu trên trục động cơ Kbd =1,5;hệ số cản ban đầu → kw Vậy →đảm bảo điều kiện mở máy II)PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN tỉ số truyền chung của toàn hệ thống: U U= số vòng quay đã chọn của động cơ =42,01 :số vòng quay trên trục công tác →, Với hệ dẫn động gồm các bộ truyền mắc nối tiếp Ung tỉ số truyền của bộ truyền ngoài hộp Uh = U1 . U2 , tỉ số truyền của hộp giảm tốc U1 tỉ số truyền của cặp bánh răng 2 ( cấp nhanh) U2 tỉ số truyền của xặp bánh răng 3(cấp chậm) 1)Tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp +)Với hệ dẫn động gồm HGT 2 cấp bánh răng nối với bộ truyền xích ngoài hộp ta có Ung===(2,25÷1,83). Ta chọn Ung=1,83 →Uh= 2)Tỉ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc Uh=U1.U2 U1 =0,85=5,76 →U2 = III)XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ TRÊN CÁC TRỤC 1)Tính tốc độ quay của các trục(v/ph) số vàng quay trên trục i-1,và truc i Ui-1→I tỉ số truyền giữa trục i-1 và trục i Vậy: +) Tốc độ quay trục I : nI = ndc =1420 (v/ph) +) Tốc độ quay trên trục II: nII = v/ph +) Tốc độ quay trên trục III; nIII = v/ph +) tốc độ quay trên trục IV : nIV = v/ph 2)Tính công suất danh nghĩa trên các trục (kw) +)trục I : PI = =3,895.1.0,99=3,85 kw +) Trục II : PII =PI .=3,85. =3,85.0,97.0,99=3,7 kw +) Trục III; PIII = PII. = 3,7.0,97.0,99 = 3,55 kw +)Trục IV: PIV = PIII.=3,555.0,93.0,99 =3,273 kw 3)+Tính mô men xoắn trên các trục (N.mm) Ti = -)Pi công suất trên trục i -)ni số vòng quay trên trục i TI= N.mm TII = N.mm TIII = N.mm TIV = N.mm 4)Từ các kết quả tính được ta có bảng số liệu tính toán: Tốc độ quay v/ph Tỉ số truyền Công suất Kw Mômen xoắn(N.mm) Trục đông cơ 1420 1 4,0 26195,25 TrụcI 1420 3,85 25892,6 5,76 TrụcII 246,52 3,7 143335,22 3,2 TrụcIII 77,03 3,55. 440120,73 1,83 TrụcIV 42,1 3,27. 741769,6 PHẦN II/THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG A:THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN I/THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH 1)Chọn loại xích Có ba loại xích:xích ống ,xích con lăn,và xích răng.Trong ba loại xích trên ta chọn xích con lăn để thiết kế vì chúng có ưu điểm: Có thể thay thế ma sát trượt giữa ống và răng đĩa(ở xích ống) bằng ma sát lăn giữa con lăn và răng đĩa (ở xích con lăn).Kết quả là độ bền của xích con lăn cao hơn xích ống chế tạo xích con lăn không khó bằng xích răngNgoài ra: Xích con lăn có nhiều trên thị trường →dễ thay thế Phù hợp với vận tốc yêu cầu Vì công suất sử dụng không quá lớn nên chọn xích một dãy 2) Xác định các thong số của xích và bộ truyền xích a)Chọn số răng đĩa xích -số răng đĩa xĩch càng ít , đĩa bị động quay càng không đều, động năng va đập càng lớn và xích mòn càng nhanh.Vì vậy ta chọn số răng tối thiểu của đĩa xích (thường là đĩa chủ động) là: Z≥ Z=1315 Theo công thức thự ngiệm Z=29-2u =29-2.1,83 = 25,34 Theo bảng 5.4(hd) chọn :Z = 27 (răng) -từ số răng đĩa xích nhỏ : Z =27 răng ta có số răng đĩa xích lớn là: Z = u.Z Zmax =120 đối với xích con lăn →Z =1,83.27 = 56,25 →chọn Z2 =49 ≤Zmax Như vậy tỉ số truyền thực của bộ truyền xích là: Ux ==1,81 b)Xác định bước xich p: -Bước xích p được xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích được viết dưới dạng: Pt = P.k.k.kn ≤ [P] Pt là công suất tính toán (kw) P:công suất cần truyền trên trục ba (kw) :P=PIII =3,55. [P]:công suất cho phép (kw) Kz: hệ số số răng Kz = (Z01 số răng đĩa nhỏ tiêu chuẩn) Kn = :hệ số vồng quay +n01 tra bảng 5.5 (hd) gần nhất với n1 →kn ==0,65 K hệ số sử dụng K=k0.ka.kdc.kbt.kd.kc +k0 :hệ số kể đến vị trí của bộ truyền +k0 =1 (tra bảng 5.6)góc nối hai tâm đĩa xích hợp với phương ngang góc≤600 +ka hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích +ka =1 vì ta chọn a = (30 ÷ 50)p +kdc hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng +kdc=1,25 vị trí trục không điều chỉnh được +kbt hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn +kbt =1,3(có bụi nhưng vẫn đảm bảo bôi trơn) +kd hệ số tải trọng động +kd =1:tải trọng làm việc êm +kc hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền + kc =1 làm việc 1 ca →K =1.1.1,25.1,3.1.1=1,625 Vậy :Pt=3,55..1,625.1.0,.65 =3,05(kw) Tra bảng 5.5(hd) với n01 =50 (v/ph) Chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích : p= 31,75 (mm) thỏa mãn điều kiện bền: Pt = 3,465 ≤ [p] =5,83 (kw) đồng thời theo bảng 5.8(hd) ta có :p ≤ pmax =50,8 mm c)Khoảng cách trục và số mắt xích +)khoảng cách trục:chọn a =30p = 30. 31,75 =952,5mm +)Số mắt xích x : x = ==98,4 (mắt xích) chọn x = 98 mắt xích +) tính lại khoảng cách trục theo x đã chọn: : a = 0,25p{xc -0,5(Z2 +Z1) +} →a=946mm Để xích không phải chịu lực căng quá lớn giảm a đi một lượng : a = 0,003a = 0,003.946 =2,838 →a = 946-2,838 =943,162 mm Chiều dài xích:L =p.x=31,75.98 =3111,5mm +)Số lần va đập i của bản lề xích trong 1 giây :i = ≤ [i] →i= ≤ [i] =30 (với p=31,75mm) d)Kiểm ngiệm xích về độ bền: Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu trọng va đập trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm ngiệm về quá tải theo hệ số an toàn: : s= Trong đó:Qlà tải trọng phá hỏng,tra bảng 5.2 (hd)Q=88,5 N k:hệ số tải trọng động k= 1,2 (bộ truyền làm việc trung bình) Ft lực vòng:Ft = (v=) →Ft = N +) lực căng ly tâm: Fv =q.v2 =3,8.1,12 =4,6 N (q:khối lượng 1 mét xích tra bảng 5.2) F0 =9,81.kf.qa (kf=4 bộ truyền ngiêng góc < 400) =9,81.4.2,6.0,750 =76,518 N →s= theo bảng 5.10(hd) với n=50v/ph →[s]=7→ s > [s]→bộ truyền xích đảm bảo độ bền e) Đường kính đĩa xích +) Đường kính vòng chia của đĩa xích được xác định: : d1 == mm :d2 = mm +) đường kính vòng đỉnh: :da1 =p[0,5+cotg] = 31,75[0,5+cotg] = 287,51 :da2 = 31,75[0,5+cotg] =510,4 +) đường kính vònh chân: df1 =d1 -2r với r =0,5025.d1 +0,05 =0,5025.15,8+0,05=8,03mm d1 =15,88 tra bảng 5.2(hd) →df1=273,48-2.9,62 =254,2 mm → df2 =d2 -2r =495,55-2.9,62 = 476,31 mm Các kích thước còn lại tính theo bảng13.4 (hd) f)Kiểm ngiệm độ bền tiếp xúc của bộ truyền +) ứng suất tiếp xúc: trên mặt răng đĩa xích phải thỏa mãn điều kiện : Trong đó: ứng suất tieeps xúc cho phép MPa Fvđ lực va đập trên m dãy xích N Fvđ =13.10-7.n1.p3.m = 13.10-7.77,03.31,753.1 = 3,2 N Ft =3555 N [H ] tra bảng 5.11(hd) = [550÷650] MPa *)với đĩa xích nhỏ kd = 1: hệ số phân bố không đều tải cho các dãy(xích một dãy) *)kd = 1 hệ số tải trọng động *)kr : hệ số kể sự ảnh hưởng của số răng đĩa xích , phụ thuộc vào Z Z1 = 27→k = 0,42 *) E = 2,1.105 MPa *)A = 180 mm2 tra bảng 5.12(hd) → = 475,92 Như theo bảng 5.11(hd) dung gang xám tôi ram có độ rắn bề mặt 321÷429HB . Ứng suất tiếp xúc cho phép : MPa lfà vật liệu đảm bảo để chế tạo đĩa xích *)Với đĩa xích lớn :Z2 =55 →kr2 =0,23 Fvd =13.10-7.nct.p3.m +)với nct=42,04 số vòng quay của trục công tác , trục 4 →Fvd =13.10-7.42,1.31,753.1 = 1,75 =362,62 MPa Vật liệu và nhieetj luyện của đĩa xích 2 tương tự của đĩa xích 1 g)Xác định lực tác dụng lên trục Có : Fr = kx.Ft +) kx hệ số kể đến trọng lượng xích : kx=1,15(bộ truyền nằm ngang) →Fr = 1,15.3227,27 =3711,36N II)THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG II)THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG: 2.1)Bộ truyền bánh răng cấp nhanh 1)Chọn vật liệu :theo bảng 6.1(hd) -) Ta chọn vật liệu nhóm I có độ rắn HB<350:cụ thể tra bảng 6.1(hd) ta chọn +)Baánhrăng nhỏ: thép 45 tôi cải thiện, đạt độ rắn HB = 241÷285 Có:, , chọn HB1 =250 +) Bánh răng lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn:192÷240, có: , , chọn HB2 =230 2)T ính ứng suất cho phép : tra bảng 6.2(hd) ta chọn Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở : = 2HB+70 Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc SH = 1,1 Ứng suất ýôn cho phép khi tính về uốn , ứng với số chu kì cơ sở:=1,8.HB Hệ số an toàn khi tinh về uốn SF =1,75 Vậy : Ứng suât tiếp xúc cho phép: [] Ứng suất tiếp xúc cho phép được tính theo công thức: Tính sơ bộ lấy: ZR .ZV .KXH = 1 Bộ truyền quay 1 chiều và tải trọng đặt 1 phía nên hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải : KFC =1 +)KHL hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạnh phuụcvụ và chế độ tải trọng của bộ truyền: KHL = +) NHO là số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc: NHO1 =30.HHB2,4 →NHO1 =30.2502,4 =1,7.107 →NHO2 =30.2302,4 =1,39.107 +) Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương: NHE =60 .c.n.t trong đó : +)n: số vòng quay +)ttổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét +)c số lần ăn khớp trong 1 vòng quay: c=1 +) t=giờ →NHE1 =60.1.282,86.16352 =27,759.107 →NHE2 = 60.1.94,6.16352= 92,81.106. Ta thấy NHE>NHO→KHL=1 +) Bánh nhỏ: [] = +)Bánh lớn: [] = Ta sử dụng bánh răng ngiêng có: <1,25.481,81=602,26 MPa(thỏa mãn) +)Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: b) Ứng suât uốn cho phép : Ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức : với : +)Ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở +) = 1,8.HB1 =1,8.250 =450 MPa +) = 1,8.HB2 =1,8.230 =414 MPa +)KFC hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải bằng 1 (bộ truyền quay 1 chiều) +) số chu kì thay đổi ứng suất khi thử về uốn : NFO1 =NFO2=4.106(mọi loại thép) Vì bộ truyền chịu tải trọng tĩnh:NFE = NHE: NFE1 =NHE1=139,319.107 NFE2 = NHE2 =24,18.107 Ta thấy :NFE >NFO→Lấy NFE= NFo →KFl =1 +)YS hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập chung ứng suất :< _)KXF hệ số xét đến kích thước bánh răng , ảnh hưởng đến độ bền uốn Trong bước tính toán sơ bộ lấy:YR.YS.KXF =1 Do vậy → Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:vìHB=241÷285<350 nên: 3)Tính sơ bộ khoảng cách trục: a)khoảng cách trục được xác định theo công thức: a=K.(u+1). Trong đó +)Khệ số vật lieu của ặpp bánh răng:Ta có+)T1 mô men xoắn trên trục chủ động:trục I +) =500 MPa ứng suất tiếp xúc cho phép +)u tỉ số truyền của bộ truyền +)Khệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc +) Tra bảng 6.6(hd)chọn =0,3 +) Tra bảng 6.5(hd)chọn K=43 (MPa1/3) +)Với hệ số: =0,53Tra bảng(hd), chọn (sơ đồ3) Vậy a=43.(5,76+1).119,86:chọn bằng 120mm b)Xác định các thông số ăn khớp : -) Mô đun :m=(0,01÷0,02)a=(1,2÷2,4) Tra bảng 6.8(hd)ta chọn mô đun pháp m=.1,25 -Chiều rộng vành răng:b Chọn b và để đảm bảo chất lượng ăn khớp ta chọn b=40mm>b -)Xác định số răng Z1, Z2, chọn sơ bộ +) số răng bánh nhỏ: Z1=, chọn Z1 = 27răng +) số răng bánh lớn:Z2 = u.Z1 =5,76.27=155,2 chọn Z2 =155răng →tỉ số truyền thực:ut = Với Z1=27 ta dung dịch chỉnh góc với:x1 = x2 =0,5 Theo bảng 6.10B ta tra được ky =0,21 Góc ngiêng : : cos==→18,57thuộc khoảng:8÷200 (với cặp bánh răng trụ răng ngiêng) 4)Kiểm ngiệm răng về độ bền tiếp xúc. Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện : Trong đó : +)Zm :hệ số kể đến cơ tính của vật liệu , của các bánh răng ăn khớp , tra bảng 6.5(hd) được: Zm =274 (MPa1/3) +)ZH hệ số kể đến hình dạng tiếp xúc : +) góc ngiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở: ZH = +) tg, đối với bánh răng ngiêng không dịch chỉnh: =arctg(tg/cos)=27,03 cos=0,91932→tg=cos =0,91932.tg18,57=0,933 →=17,4.Vậy ZH = +)Z hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Ta có : =>1→Z= +) hệ số trùng khớp dọc: →Z= +)KH hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :KH =KH.KH.KHV TRONG ĐÓ: KH =1,06, tra bảng 6.7(hd) ưứngvới sơ đồ 3 KH hệ số kể đến sưựphân bố không đều tải trọng cho các đôi răng +) vận tốc vòng của bánh răng:v= +) d đường kính vòng lăn bánh nhỏ(bánh chủ động) 34,4mm v=<4m/s. tra bảng 6.13(hd) chọn cấp chính xác 9 +) tra bảng 6.14(hd)ta được K=1,13 Tra bảng:p2.3(hd)ta chọn KHV =1,03 KH =1,15.1,16.1,03=1,37 vậy 1,73.0,77. Xác địng chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép: Trong đó ,;- Với v=2,55<5m/s , lấy Zv =1 Đường kính vòng đỉnh da <700→lấy KXH =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÷1,5m, lấy ZR =0,95 .Như vậy: Ta có độ chênh lệch giữa và : Có: Như vậybộ truyền thỏa mãn điều kiện bền về tiếp xúc và vật liệu chế tạo bánh răng dược tiết kiệm tối ưu d)Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn -)để đảm bảo độ bền uốn cho răng , ứng suất sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép : Trong đó T1 mô men xoắn trên bánh chủ động Nmm M: mô đun pháp mm bw: chiều rộng vành răng : dw1: đường kính vòng lăn bánh chủ động mm (dw = 34,4mm) Y = : là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng với là hệ số trùng khớp ngang : hệ số kể đến độ ngiêng của răng : và aYF2 hệ số dạnh răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh +)số răng tương đương :Zv1 = tương tự ta có : Zv2 ==181,96 Vì dùng răng dịch chỉnh với hệ số dịch chỉnh : x=0,5 Tra bảng 6.18 (hd) ta có: =3,4, YF2 =3,52 KF hệ số tải trọng khi tính về uốn: KF =KF . KF. KFv tra bảng 6.10(hd) : KF = 1,4 (v<5m/s) KF =1,32 KFv là hệ số kể dến tải trọng động xúât hiện trong vùng ăn khớp Trong đó:vH = →KFv=1+ →Hệ số tải trọng khi tính về uốn: KF =1,.2.1,37.1,07 =2 Ứng suất sinh ra tại chân răng bánh chủ động +)Ứng suất sinh ra tại chân răng bánh bị động *)xác định chính xác ứng suất ứng suất uốn cho phép với m=1,25→Ys = 1,08-0,0695.ln1,25=1,06 YR =1, phụ thuộc vào độ nhám KXF =1 vì da <400 Vậy: [> []cx = [].YR.Ys.KXF =236,57.1.1,06.1=250,76> Vậy điều kiện bền uốn đã được thỏa mãn 2.1.b)Kiểm ngiệm răng về quá tải Khi làm việc răng có thể bị quá tải(lúc mở , hãm máy) với hệ số quá tải : Kqt = 1,5 +) ứng suất tiếp xúc cực đại : <[]max =1624 →thỏa mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gãy giòn lớp bề mặt. Để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất uốn cực đại phải thỏa mãn điều kiện : []max =109,87.1,5 =164,8 <464 MPa []max =101,41.1,5 =152,11 <464 MPa Vậy đã thỏa mãn điều kiện phòng biến dạnh dư hoặc phá hủy mặt lượn chân răng Qua phần tính toán ,kết hợp với các công thức tính trong bảng 6.11 (hd) ta có : +) Khoảng cách trục : a=120 mm +)chiều rộng vành răng : b=40 mm, b =34 mm +) góc prôfin gốc = 200 +)Góc ngiêng răng : +)Góc frôfin răng: +) Hệ số trùng khớp ngang +) Hệ số trùng khớp dọ: =1,51 +) đường kính vòng chia: d1 = : d2 = m +)Đường kính vòng lăn: Đường kính đỉnh răng:da1 =35,6+2(1+0,5-0,038).1,25=39,25mm da2 =204,4+2(1+0,5-0,038).1,25=208,05mm Đường kính đáy răng:df1 ==35,6-(2,5-2.0,5).1,25=33,725mm Df2 =204,4-(2,5.-2.0,5)1,25=202525mm 2.2)BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM: 1)Chọn vật liệu : -) Ta chọn vật liệu nhóm I có độ rắn HB<350:cụ thể tra bảng 6.1(hd) ta chọn Bánh nhỏ : thép 45 tôi cải thiện +)Giới hạn bền =750MPa, giới hạn chảy = 450MPa độ cứngHB =200 Bánh lớn: thép 45 thường hóa giới hạn chảy = 340MPa độ cứngHB =180, Giới hạn bền =600MPa 2)T ính ứng suất cho phép : a) Ứng suât tiếp xúc cho phép: [] tra bảng 6.2(hd) ta chọn Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở : = 2HB+70 Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc SH = 1,1 Ứng suất ýôn cho phép khi tính về uốn , ứng với số chu kì cơ sở:=1,8.HB Hệ số an toàn khi tinh về uốn SF =1,75 Chọn độ rắn bánh răng nhỏ :HB1 = 275 Chọn độ rắn bánh răng lớn HB2 = 260 Vậy : Bộ truyền quay 1 chiều và tải trọng đặt 1 phía nên hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải : KFC =1 +) số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc: NHO1 =30.HHB2,4 →NHO1 =30.2752,4 =2,145.107 →NHO2 =30.2602,4 =1,875.107 +) Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương: NHE =60 .c.n.t trong đó : +)n: số vòng quay +)ttổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét +)c số lần ăn khớp trong 1 vòng quay: c=1 +) t=giờ →NHE1 =60.1.282,86.16352 =27,759.107 →nhe2 = 60.1.94,6.16352= 92,81.106. Ta thấy NHE>NHO→KHL=1 +)Ứng suât uốn cho phép: []= Tính sơ bộ lấy: ZR .ZV .KXH = 1 +) Bánh nhỏ: [] = +)Bánh lớn: [] = Ta sử dụng bánh răng ngiêng có: <1,25.536,36=670,45 MPa(thỏa mãn) +)Ứng sut tiếp xúc cho phép khi quá tải: b) Ứng suât uốn cho phép : Ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức : với : +)Ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở +) = 1,8.HB1 =1,8.200 =360 MPa +) = 1,8.HB2 =1,8.180 =324 MPa +)KFC hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải bằng 1 (bộ truyền quay 1 chiều) +) số chu kì thay đổi ứng suất khi thử về uốn : NFO1 =NFO2=4.106(mọi loại thép) Vì bộ truyền chịu tải trọng tĩnh:NFE = NHE: NFE1 =NHE1=27,7519.107 NFE2 = NHE2 =92,813.106 Ta thấy :NFE >NFO→Lấy NFE= NFo →KFl =1 +)YS hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập chung ứng suất : _)KXF hệ số xét đến kích thước bánh răng , ảnh hưởng đến độ bền uốn Trong bước tính toán sơ bộ lấy:YR.YS.KXF =1 Do vậy → Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: 3)Tính sơ bộ khoảng cách trục: a)khoảng cách trục được xác định theo công thức: a=K.(u+1). Trong đó +)Khệ số vật liu của ặpp bánh răng: +)T1 mô men xoắn trên trục chủ động:trục II +)ứng suất tiếp xúc cho phép +)u tỉ số truyền của bộ truyền +)Khệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc +) Tra bảng 6.6(hd)chọn =0,38 +) Tra bảng 6.5(hd)chọn K=43 (MPa1/3) +)Với hệ số: =0,53Tra bảng(hd), chọn (sơ đồ3) Vậy a=43.(3,2+1).137,4:chọn bằng 140mm b)Xác định các thông số ăn khớp : -) Mô đun :m=(0,01÷0,02)a=(1,4÷2,8) Tra bảng 6.8(hd)ta chọn mô đun pháp m=1,5 -Chiều rộng vành răng:b Chọn b và để đảm bảo chất lượng ăn khớp ta chọn b=60mm>b -)Xác định số răng Z1, Z2, chọn sơ bộ +) số răng bánh nhỏ: Z1=, chọn Z1 = 43 răng +) số răng bánh lớn:Z2 = u.Z1 =3,2.43=137,6 chọn Z2 =137răng →tỉ số truyền thực:ut = Góc ngiêng : : cos==0,96→=15,36thuộc khoảng:8÷200 (với cặp bánh răng trụ răng ngiêng) Vì Z1 =43 >30→không cần dung bánh răng dịch chỉnh, vì hiệu quả dịch chỉnh cải thiện chất lượng ăn khớp kém. 4)Kiểm ngiệm răng về độ bền tiếp xúc. Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện : Trong đó : +)Zm :hệ số kể đến cơ tính của vật liệu , của các bánh răng ăn khớp , tra bảng 6.5(hd) được: Zm =274 (MPa1/3) +)ZH hệ số kể đến hình dạng tiếp xúc : +) góc ngiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở: ZH = +) tg, đối với bánh răng ngiêng không dịch chỉnh: =arctg(tg/cos)=20, 680 cos=0,937→tg=cos =0,937.tg15,36=0,257 →=14,40.Vậy ZH = +)Z hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Ta có : =>1→Z= +) hệ số trùng khớp dọc: →Z= +)KH hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :KH =KH.KH.KHV TRONG ĐÓ: KH =.1,12, tra bảng 6.7(hd) .ứngvới sơ đồ 3 KH hệ số kể đến sưựphân bố không đều tải trọng cho các đôi răng +) vận tốc vòng của bánh răng:v= +) d đường kính vòng lăn bánh nhỏ(bánh chủ động) 66,66 mm v=<4m/s. tra bảng 6.13(hd) chọn cấp chính xác 9 +) tra bảng 6.14(hd)ta được K=1,13 +) Khệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùngăn khớp: K Với: Ta cóvH = trong đó hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp. Tra bảng 6.15 ta được ,g0=73 tra bảng 6.16 (hd) K →KH =1,12.1,13.1,1=1,265 vậy 1,71.0,78. Xác địng chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép: Trong đó ,;- Với v=0,92<5m/s , lấy Zv =1 Đường kính vòng đỉnh da <700→lấy KXH =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÷1,5m, lấy ZR =0,95 .Như vậy: Ta có độ chênh lệch giữa và : Có: thỏa mãn điều kiện tiếp xúc 5)Kiểm ngiệm răng về độ bền uốn +)Để đảm bảo điều kiện bền uốn cho răng, ứng suất sinh ra tại chân răng không đwowcj vượt quá một giá trị cho phép: Trong đó T1=143335,22 mô men xoắn trên bánh chủ động Nmm M: mô đun pháp mm bw: chiều rộng vành răng : dw1: đường kính vòng lăn bánh chủ động mm (dw = 66,66mm) Y = : là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng với là hệ số trùng khớp ngang : hệ số kể đến độ ngiêng của răng : và aYF2 hệ số dạnh răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh +)số răng tương đương :Zv1 = tương tự ta có : Zv2 ==152,79 Vì dùng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh : x=0 Tra bảng 6.18 (hd) ta có: =3,7, YF2 =3,6 KF hệ số tải trọng khi tính về uốn: KF =KF . KF. KFv tra bảng 6.10(hd) : KF = 1,37 (v<2,5m/s) KF =1,37 KFv là hệ số kể dến tải trọng động xúât hiện trong vùng ăn khớp Trong đó:vH = →KFv=1+ →Hệ số tải trọng khi tính về uốn: KF =1,32.1,4.1,17 =2,16 Ứng suất sinh ra tại chân răng bánh chủ động +)Ứng suất sinh ra tại chân răng bánh bị động *)xác định chính xác ứng suất ứng suất uốn cho phép với m=2→Ys = 1,08-0,0695.ln1,5=1,03 YR =1, phụ thuộc vào độ nhám KXF =1 vì da <400 Vậy: [> []cx = [].YR.Ys.KXF =185,143.1.1,03.1=190,69> Vậy điều kiện bền uốn đã được thỏa mãn 2.1.b)Kiểm ngiệm răng về quá tải Khi làm việc răng có thể bị quá tải(lúc mở , hãm máy) với hệ số quá tải : Kqt = 1,5 +) ứng suất tiếp xúc cực đại : <[]max =1624 →thỏa mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gãy giòn lớp bề mặt. Để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất uốn cực đại phải thỏa mãn điều kiện : []max =165,54.1,5 = 248,31<464 MPa []max =156,82.1,5 =235,23 <464 MPa Vậy đã thỏa mãn điều kiện phòng biến dạnh dư hoặc phá hủy mặt lượn chân răng Qua phần tính toán ,kết hợp với các công thức tính trong bảng 6.11 (hd) ta có : +) Khoảng cách trục : a=140 mm +)chiều rộng vành răng : b=53 mm, +) góc prôfin gốc = 200 +)Góc ngiêng răng : Góc ăn khớp : = 20,68 0 +) đường kính vòng chia: d1 = : d2 = m Đường kính vòng cơ sở: db1 = d1cos = 66,89.cos20 =69,89mm db2 =d2.cos20 = 213,11.cos20 =200,25 mm Đường kính vòng đỉnh: da1 = d1 +2m =66,89+2.1,5=69,89mm da2 =d2 + 2m =213,11+2.1,5=216,11mm Đường kính vòng chân: df1 = d1 -2,5m =66,89-2,5.1,5=63,14mm df2 = d2 -2.5m = 213,11-2,5.1,5=209,36mm B)KIỂM TRA CÁC ĐIỀU KIỆN : I)KIỂM TRA ĐIỀU KIỆN TRẠM TRỤC Kiểm tra điều kiện trạm trục: Ta có:D D D Vậy: a1 =a.- a2 =a Vậy điều kiện trạm trục được đảm bảo 2)kiểm tra điều kiện bôi trơn Để giảm mất mát công suất vì ma sát, gỉm mài mòn răng, đảm bảo thoát nhiệt tốtvà đề phòng các chi tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc. *)đối với hộp giảm tốc đang thiết kế ta dung phương pháp bôi trơn trong dầu , ngâm các chi tiết trong dầu chứa ở hộp (vì v<12m/s) Với bộ truyền cấp nhanh -)chiều cao răng: h=h1 =h2 =2,25.m=2,25.1,25=2,8125mm -)Chiều sâu ngâm dầu tối thiểu: Lmin =(0,75÷2)h = (2,53÷6,75) Vì lmin≥10 nên chọn lmin = 10mm -)Mức dầu tối thiểu: -)x2min = Vì v1 = 2,55>1,5m/s nên mức dầu tối đa:xmax =x2min-10 =94,02-10=84,02mm →x2max=84m02 và l2max =l2min +10=20mm 2)Với bộ truyền cấp chậm -)Chiều cao răng : h3 =h4 =h= 2,25.m =2,25.1,5=3,375mm -) Chiều sâu ngâm răng tối thiểu: lmin = (0,75÷2)h =(2,53÷6,75).Nhưng: lmin ≥10 nên ta lấy lmin=10mm -)mức dầu tối thiểu: ,xmin = L2max =l2min +10 =20mm mức dầu tối đa: xmax = xmin-10 =93,05 →xmax =79,5mm 3)mức dầu chung cho cả hộp : Ta có : xmin = min (x2min ; x4min )=103,05 xmax = max (x2max; x4max) = 94,02 Ta có: ∆x= Xmin- Xmax = 103,05 = 9,02>5(mm). Vậy đã thỏa mãn điều kiện bôi trơn *KIểm tra sai số vận tốc: Ta có: vớinth =ndc/uth với →nth =1420/18,29=43,56 → THỏa mãn điều kiện sai số vận tốc PHẦN II)THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI Chương I):Tính toán thiết kế trục I. Chọn vật liệu: Ta chọn vậtliệu cho cả 3 trục là thép 45 thường hoá có σb = 600(MPa), σch = 340(MPa), ứng suất xoắn thép [t] = 12¸20 (MPa). II/- Tính sức bền trục. 1/- Tính các lực tác dung lên trục. a)Bộ truyền cấp nhanh Ft1 = Ft2 = Fr1 = Fr2 = Fa1 = Fa2 = Ft1.tgb = 1505,38.tg18,570= 505,74 (N). b)Bộ truyền cấp chậm Ft3 = Ft4 = Fr3 = Fr4 = Fa3 = Fa4 = Ft3.tgb = 4300,48.tg15,36= 1181,32(N). 2/- Xác đinh sơ bộ đường kính trục: di Với T: Mô men xoắn T1= 25892,6(N.mm); T2 = 143335,22(N.mm); T3 = 440120,73 (Nmm) Lấy [t] = 18 (MPa). Vậy đường kính sơ bộ của các trục là: Lấy dSb1 =20 (mm). dSb2 = 35 (mm). dSb3 =50 (mm). Dựa thao đường kính sơ bộ ta sử dụng bảng 10.2(hd) đẻ chọn chiều rộng ổ lăn bo : d(mm) 20 35 50 bo(mm) 15 21 27 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực Tính sơ bộ chiều dài các đọan trục. +)Chiêu dài moay ơ đĩa xích và bánh răng Lmki =(1,2÷1,5)dk Dk đuờng kính trục thứ k Lmki chiều dài moay ơ của chi tiết quay thứ i lăp trên tiết diện thứ I trên trục thứ k +)ta có chiều dài moay ơ bánh răng trụ và đĩa xích Lm1i =(1,2÷1,5)dIsb=(1,2÷1,5)20=(24÷30) mm Lm21 = (1,2÷1,5)35=(42÷52,5)mm Chọn lm22 =lm23 =50mm Lm3i =(1,2÷1,5)50=(60÷75)mm chọn lm32 =lm34 =70mm +) chiều dài moay ơ nủa khớp nối:lm12 =(1,4÷2,5)dI=(1,4÷2,5)20=(28÷50) chọn lm12 =45mm +)Khoảng gây công xôn trên trục tính từ chi tiết ngoài HGT đến gối đỡ . áp dụng công thức 10-14 (hd)có: Lcki =0,5(lmki+bo)+k 3+hn +)lcki khoảng công xôn +)bo chiều rộng ổ lăn +)hn chiều cao nắp ổ và đầu bu long +)k3 khoảng cách từ cạnh chi tiết quay đến nắp ổ : Tra bảng 10.3(hd) chọn:k3 =15 =hn vậy: lc12 =0,5(lm12 + 15)+15+15 =0,5(45+15)+30 =60mm +)lc33 =0,5(lm33 +27)+15+15=0,5(70+27)+30 =78,5mm +)Tren trục II trục chung gian tra bảng 10.3 (hd)ta chọn Tên gọi Kí hiệu và giá trị Khoảng cách từ mặt cạnh của bánh răng đến thành trong của hộp giảm tốc hoặc khoảng cách giữa hai bánh răng. K1 = 12 (mm). Khoảng cách từ mặt cạnh của ổ đến thành trong của hộp K2 = 5 (mm). Khoảng cách từ mặt cạnh của bánh răng đến nắp ổ. K3=15(mm) Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông hn = 15 (mm). Theo bảng 10.4(hd)loại hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp có: L22 =0,5(lm22 +bo)+k1 +k2 =0,5(50+21)+12+5=52,5mm L23 =l22 +0,5(lm22 +l23)+k1 =114,5mm L21=lm22 +lm23 +3k1+2k2 +bo= 50+50+3.12+2.5+21=167mm 4/- TÍnh đuờng kính và chiều dài các đoạn trục: a. Trục 1: Xác đinh điểm đặt các kực và trị số phản lực trục 1 ta có Ft1 = 1505,38 (N); Fr1 = 679,66 (N); Fa1 = 505,74 (N). Lực tác dụng lên khớp nối là: Fx11=(0,2÷0,3)Ft =(0,2÷0,3)2T1/D Tra bảng 16.2có D=35mm vậy: Fx11=0,25.2.25892,66/35=369,89(N) Sơ đồ chịu lực: Dời các lực về trục ta được lục và các mô men Ma1 = Fa1. (Nmm). Ta có: theo phương ngang ox ta có:Fr.60+Ft1.52,5-Rcx .167=0 và Fr+Rcx-Ft1 –Rax =0 →Rcx =606,14,Rax = -529,35 (chiều Rax ngược chiều giả thiết) ÞTa vẽ được biểu đồ mômen uốn Mx như hình vẽ: Theo phương thẳng đúmh oY ta có: Rcy.167-Fr152,5+Ma1 =0 Rcy+Ray –Fr1 =0 →Rcy =161,57 N , RAy =518,09N Ta vẽ được biểu đồ mômen uốn My như hình vẽ: Tìm đường kính trục tại các tiết diện: ; (Nmm). Xét mặt cắt nguy hiểm tại O,A,B,C TẠI O: (Nmm). Bên phải B: BÊN TRÁI ĐIỂM B (Nmm). Tại có Tra bảng 10.5 ta chọn [s] = 63. (mm); (mm). ĐỂ ĐẢM BẢO CHO VIỆC LẮP GÉP , THAY THẾ VÀ ĐIỀU KIỆN BỀN ta chọn đường kính trục như sau: dO= 25 (mm) dA = 30(mm) dB= 35 (mm). +)Tại vị trí lắp bánh răng 1 :chiều cao tính từ chân răng bánh răng 1 đến trục là : lf = (df1 –d)/2 - t2 :t2 chiều sâu rãnh then trên bánh răng 1 .Tra bảng 9.1(hd) ta được t2 =3,3 vậy: Lf =(33,725 -35)/2 - 3,3 =-3,9735 < 2,5 m = 3,125. Vậy bánh răng 1 thiết kế liền trục. b. Tính trục II: Trên trục II gồm 2 chi tiết quay là bánh răng Z3 và bánh răng Z2 do đó các lực tác dụng lên trục gồm: Fr3 = 1683,43 (N) Ft3 = 4300,48 (N) Fa3 = 1181,32 (N) Fr2 = 679,66 (N) Ft2 = 1505,38 (N) Fa2 = 505,74 (N) Dời các lực về trục ta được lục và các mô men Ma2 = Fa2. (Nmm) Ma3 = Fa3. (Nmm) Theo phương ngang ox ta có: ® Ft3.114,5+ Ft2.52,5 –RDx.167 = 0. → RDx = 3421,78 RAx = 2384,08 >0 Xét theo phương ngang oy ® -Fr3114,5 + Ma2 + Ma3 + Fr2.52,5 – RDy.167 = 0® →RDy=392,09N RAy=-674,68N vậy chiều của RAy ngược chiều giả thiết Tính đường kính trục tại các tiết diện: tại điểm B ta có (Nmm) (Nmm). Tại C: (Nmm) Ta có: dB = (mm) dC = Để thuận tiện cho lắp gép và đảm bảo tính công ngệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau: Đường kính đoạn trục lắp với ổ lăn :d=35mm Đường kính đoạn trục lắp với bánh răng 2 và bánh răng 3 là d=40mm Tại vị trí lắp bánh răng 3 chiều cao đoạn từ chân răng đến trục là :lf Lf =(df3 –d )/2:t2 chiều sâu rãnh then trên bánh răng 3 tra bảng 9.1a ta được : với d=40 ta có t2 =3,3mm: Vậy lf =(63,14-40) /2 -3,3,=8,27>2,5.1,5=3,75.Vậy bánh reăng 3 không thiết kế liền trục: c. Tính trục III: Trên trục III có 2 chi tiết quay là bánh răng Z4 và đĩa xích 1, các lực tác dụng bao gồm: Fr4 = 1683,43 (N); Ft4 = 4300,48 (N); Fa4 = 1181,32 (N); Fr=3852,91(N) Đưa các lục về trục ta được lực và các mô Ma4 = Fa4.(Nmm). Theo phương x có: ta có Ft4 .114,5-Rcx.167 =0 Rax +Rcx –Ft4 =0 →Rcx =2948,53N . Rax =1351,95 N>0 →các lực cùng chiều gả thiết Theo phương y ta có:Fr4 .114,5+Ma4 –Rcy.167+Fr.245,5=0 Ray =Fr4-Rcy +Fr →Rcy =7364,58N RAy= -1969,79<0 chiều ngược lại Tính đường kính trục: (Nmm). (Nmm) (Nmm). Ta có (mm). (mm). (mm). Để thỏa mãn cho việc lắp ghép ,thay đổi điều kiện bền ta chọn đường kính trục như sau: Đường kính đoạn trục lắp với đĩa xích :d=40mm Đường kính đoạn trục lắp với ổ lăn:d=45mm Đường kính đoạn trục lắp với bánh răng : d= 50mm. 5/- Kiểm nghiệm độ bền tĩnh. Đề phòng biến dạng quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh. Theo công thức: std = . Trong đó: s= (10.28) t = (10.29 [s] = 0,8.sch = 0,8.340 = 272 (Mpa) MMax, TMax: mômen uốn lớn nhất và mômen xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải(N.mm). Trong 3 trục thì trục II chịu tải trọng lớn nhất so với hai trục còn lại vậy ta chỉ cần kiểm nghiệm cho trục II. Tại B:Mmax =kqt.MuB =1,5.). →, Tmax=kqt .TII =1,5.1143335,22=1715002,83 → Tại C:Mmax =kqt .Muc =1,5. TMax = 1,5.143335,2 =215002,8(Nmm). ® s = (Mpa). t = ® std = (Mpa). Vậy smaxtd = 234 < [s] = 272 (Mpa). Vậy trục II đã thỏa mãn điều kiện bền tĩnh.Hay các trục trong hộp giảm tốc đã thỏa mãn độ bền tĩnh 6/- Kiểm nghiệm độ bền mỏi: Khi xác định đường kính trục ta chưa xét đến một số ảnh hưởng đến độbền mỏi trục như: đặc tính thay đổi chu kỳ ứng suất ,chất lượng bề mặt …vì vậy ta cần kiểm ngiệm trục về độ bền mỏi Kết cấu trục vừa thiết kế để đảm bảo độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thoả mãn các điều kiện sau: ( 10.19 ) Trong đó: [s] = 1,5 ¸ 2,5 hệ số an toàn cho phép. Chọn [s]=2 Ssj, Stj: Hệ số chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp ở tiết diện thứ j. Theo công thức 10.20 và công thức 10.21 ta có: Ssj = Stj = saj, taj, smj, tmj : Lần lượt là biên độ trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp xúc tại tiêt diện thứ j. s-1,t-1: lần lượt là gới hạn mỏi uốn xoắn với chu kì đối xứng. có thể láy gần đúng: σ-1=0,436σb=0,436.600=261,6 (vì là thép các bon). t-1=0,58.σ-1=0,58.261,6=151,73. σaj = σmj = Đối với trục quay I ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng do đó: σmj = 0; σaj = σMax = (10.22) Wj- mômen cản uốn tại tiết diện thứ j của trục xác định theo bảng 10.6 Khi trục quay 1 chiều ứng suất thay đổi theo chu kì mạch động do đó ta có: (10.23) T: Mô men xoắn tại tiết diện thứ j Woj: mômen cản xoắn tại tiết diện thứ j của trục. Theo bảng 10.6 với trục có rãnh then: W0j= js, jt: hệ số kể đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi. Theo bảng 10.7 ta có sb = 600 (Mpa)® js= 0,05; jt = 0. Ksdj và Ktdj hệ số xác định theo công thức (10.25) và (10.26). Ksdj = Ktdj = Trong đó: Kx: Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhãn bề mặt, tra theo bảng 10.8. Ra = 2,5 và σb = 600 (Mpa) ® Kx = 1,06 (Tiện ra Ra = 2,5). Ky: Hệ số tăng bền của bề mặt trục phụ thuộc vào phuơng pháp tăng bền bề mặt. Tra theo bảng 10.9. es, et: hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thứơc tiết diện trục tra bảng (10.10) Ks, Kt: Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn trị số của chúng phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất tại các bề mặt lắp có độ dôi có thể tra trực tiếp tỷ số , .tra bảng10.12. ảnh huởng của góc lượn lỗ ngang tra bảng 10.13 a. Trục I: Với MU =(Nmm). Với d1=30(mm) Tra bảng (9.1a) ta có t = 4, b = 8 ® W01 = sm1=0 sa1 = smax = Với T1=25892,6(Nmm) ® ta1 = tm1 = tMax1/2 = . Lấy Ky = 1,7 tăng kín bề mặt bằng phương pháp phun bi. Với s = 600 tra bảng (10.11). Chọn kiểu lắp k6 ta có: Tra bảng 10.10 ta có es = 0,88; et = 0,81 (mm) Tra bảng (10.12): Ks = 1,76; Kt = 1,54 ® Ksd1 = Ktd1 = ss1 = ; st1 = Thay vào công thức: s1 = →trục I đảm bảo bền mỏi b. Trục II: (N.mm) Với d2 = 40 tra bảng 9.1a ta có: t = 5; b = 12 W2 = (mm2) W02 = (mm2) sm2 = 0; sa2 = sMax2 = Với T2=143335,22(N.mm) ® tm2= ta2 = = Tra bảng (10.7) có js = 0,05, jt = 0. Kx = 1,06 Ky = 1,7 tăng bền bằng phun bi bề mặt. Tra bảng(10.10) ® es = 0,86, et = 0,79. Tra bảng (10.11) chọn kiểu lắp ghép là k6 Tra bảng (10.12) với trục có rãnh then dung dao phay ngón: Ks = 1,76, Kt = 1,54. Ksd2 = ; Ktd2 = ss2 = ; s2 = Vậy trục II đảm bảo độ bền mỏi c. Trục III: Với d3 = 50 tra bảng 9.1a ta có: t = 5,5; b = 14 W3 = (mm2) W03 = (mm2) sm3 = 0. sa3 = sMax3 = Với T3=440120,73(N.mm) ® tm3= ta3 = = Tra bảng (10.7) có js = 0,05, jt = 0. Kx = 1,06 Ky = 1,7 tăng bền bằng phun bi bề mặt. Tra bảng(10.10) ® es = 0,81, et = 0,76. Tra bảng (10.11) chọn kiểu lắp ghép là k6 Tra bảng 10.12 víới trục có rãnh then dung dao phay ngón. Ks = 1,76 Kt = 1,54 Ksd3 = ; Ksd3 =. ss3 = ; st3 = s3 = > [s] Vậy cả 3 trục đều thoả mãn độ bền mỏi. 7/- Kiểm nghiệm về độ cứng: Kích thước của trục được xác định theo độ bền không phải bao giờ cũng đủ cứng cần thiết cho sự làm việc bình thường của các bộ truyền và các ổ, cũng như độ chính xác của cơ cấu. vì vậy cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ cứng. Ngưòi ta phân biệt độ cứng uốn và độ cứng xoắn liên quan đến biến dạng uốn và biến dạng xoắn của trục Tính độ cứng uốn. Điều kiện đảm bảo độ cứng uốn là: f £ [f] q £ [q] Trong đó: [f]: độ võng cho phép, đối với trục lắp bánh răng trụ ta có [f]=0,01m (trong đó m là môđun ăn khớp). [f] = 0,01.1,5 = 0,015 (mm). [q]: Góc xoay cho phép. [q] = 0,005 (Rad)( đối với ổ bi đỡ) Trong cả 3 trục ta thấy trục II là trục chịu tải trọng lớn nhất, ta thấy mặt cắt tại bánh răng thứ 3 là nguy hiểm nhất. Tại vị trí bánh răng thứ 3 ta đặt một lực đơn vị P=1. ® fK = Mx.MQ = Trong đó: E: Môđun đàn hồi; E = 2.105 (N/mm2). J: Mômen quán tính. Jx = Jy = Tại bánh răng 3 có d = 40(mm). Jx = Jy= (mm). Tính chuyển vị theo phương x, y đạt lực Pk=1 vào điểm nguy hiểm nhất(vị trí bánh răng số 3). fKy = . Ω1 = Ω2 = Ω3 = Ω4= h1 = 16 h2 = 27,87 h3 = 46,82 h4 = 35 Thay giá trị váo công thức ta có: fky = =0.002786 (mm) fkx = Ω 5 = Ω 6 = Ω 7 = Ω8 = h8= h5 = h6 = 38,28 h7 = 43,02 Thay giá trị vào ta có: Fx = =0,0142. Vậy f = (mm) f < [f] = 0,015 (mm)Vậy trục II đã thỏa mãn độ bền cứng b. Kiểm nghiệm góc xoay [q] = 0,005 rad. Ta đặt lực mômen đơn vị Mk=1 vào vị trí bánh răng số 3 theo hai phương x và y ta có: Ta có : = . Ω1 = Ω2 = Ω3 = Ω4= h*1 = 0,79 h*2 = 0,66 h*3 =0,42 h*4 = 0,21 Thay giá trị váo công thức ta có: θky = =0,0000441 (mm) = Ω 5 = Ω 6 = Ω 7 = Ω8 = h*8=0,21 h*5 = 0,79 h*6 = 0,5 h*7 = 0,483 θkx = Vậyθ= (mm) θ < [θ] = 0,005 (mm) c.Tính độ cứng xoắn: Ta thấy trên trục II chỉ có đoạn giữa hai bánh răng chiu mômen xoắn, và có rãnh then. à Góc xoắn được tính theo công thức: Trong đó: h : Chiều sâu rãnh then. Tra bảng 9.1a à h = 8 khi d = 40 Hệ số g = 0,5 ( có 1 rãnh then) T = 143335,22 : mômen xoắn. G môđun đàn hồi trượt. G = 8.104 ( MPa ) J0 : Mômen quán tính độc cực, vì trục là tiết diện tròn ta có d = 40 J0 = l = 62 chiều dài đoạn trục cần tính k = Vậy góc xoắn j là: rad →j < [j] =30’. thoả mãn điều kiện cứng xoắn CHươngII tính chọn khớp nối Có nhiều loại khớp nối khác nhau có tính năng khác nhau ta cần chọn khớp nối có cấu tạo đơn giản , thỏa mãn yêu cầu kinh tế .Vâậyta chọn loại nối trục đàn hồi vì nó có nhiều ưu điểm Nối trục vòng đàn hòi có cấu tạo đơn giản dễ chế tạo, dễ thay thế. Nó dung để truyền mômen xoắn nhỏ và trung bình. Có thể làm việc ở chế độ lệch tâm Δr=0,2 ¸ 0,6 (mm), độ lệch góc đến 10. Vậy ta chọn khớp nối trục vòng đàn hồi, mômen xoắn tính toán là: Tt = k. T £ [T] Trong đó: T: mômen xoắn trên trục động cơ. T=T1=26195,25(N.mm)=26,19525(N.m). k: hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào từng loại máy. Tra bảng 16.1 với băng tải chọn k=1,5 [T]: mômen xoắn cho phép. Tt=1,5.26,19525=39,29(N.m). Tra bảng 16.2 với số hiệu nối trục 2 Số hiệu nối trục [T]Nm d D L e d1 2 125 25 40 75 20 M6 Đường kính trục tại khơp nối là d=25mm.TRa bảng 16.10a(hd) ta có: T(N.m) d D dm L l d1 D0 Z nmax B B1 l1 D3 l2 125 32 125 65 165 80 60 90 4 4600 5 42 30 28 32 . Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi: sd = ; Với [sd] = ( 2 ¸ 4 ) ( MPa ) su = ; [su] = 60 ¸ 80 ( MPa ) Kích thước vòng đàn hồi theo bảng 16.10b ta có: T (Nm) dc d1 D2 l l1 l2 l3 h 125 14 M10 20 62 34 15 28 1,5 sd = ( MPa ) sd = 0,556(MPa )< [sd]. su =(MPa ). Vậy su = 16,51 < [su] = 60 ¸ 80 ( MPa ).Thỏa mãn yêu cầu Chương III/Tính chọn then Để truyền mômen xoắn từ trục tới các chi tiết lắp trên trục hoặc ngược lại ta dung then bằng đầu tròn .Gia công rãnh then trên trục dùng phương pháp phay bằng dao phay ngón Tính mối ghép then với trục I. TRên trục I có một chỗ láp then là chỗ khớp nối với trục với trục động cơ có d=28 Tra bảng 9.1a(hd) kích thước của then là:b=8(mm); h=7(mm), Chiều sâu rãnh then trên trục t1=4(mm). Chiều sâu rãnh then trên lỗ t2=2,8(mm). Chiều dài may ơ lm12 = 45(mm). à lt1 = 0,9lm12 = 0,9.45 = 40,5(mm).chọn lth =40(theo dãy tiêu chuẩn).Chiều dài đoạn làm việc của then:llv =40-8=32mm T1: mômen xoắn trên trục I qua mối ghép,T1 = 26195,25 (Nmm). 1/- Kiểm tra điều kiện bền dập cho then: sd12 = Tra bảng 9.5 à [sd] = 150 ( MPa ). à sd12 = ( MPa ) à sd12 = 19,49 (( MPa )) < [sd] = 150 ( MPa ) Vậy then đảm bảo độ bền dập. 2/- Kiểm tra độ bền cắt cho then: tc12 = Với then làm bằng thép 45 thì ta có [tc] = 60¸90 (MPa). à tc12 = ( MPa ) Vậy: tc12 = 7,3 ( MPa ) < [tc] = 60¸90 (MPa). Vậy then đảm bảo độ bền cắt. II)Với trục II. 1/- Chọn mối gép then bằng: Trục II có 2 then, có đường kính d=40(mm). Tra bảng 9.1a ta có:b = 12(mm); h =8(mm); t1=5(mm); t2=3,3(mm) Chiều dài mayơ của từng vị trí lắp bánh răng là: lm22=50(mm); lm23=50(mm). Ta có: à lth = 0,9lm22 = 0,9.50 = 45 (mm).→llv =45-12=33mm T2: mômen xoắn trên trục II qua mối ghép,T2 = 143335,22 (Nmm). 2/- Kiểm tra điều kiện bền dập cho then: Lắp trên bánh răng 2 và 3 .tại điểm lắp bánh răng 2 và 3 có cùng đường kính trục và cùng nằm trên trục II và cùng chiều dài moay ơ nên ta chọn then giống nhau. sd = Tra bảng 9.5 à [sd] = 150 ( MPa ). sd= ( MPa ) à sd = 72,39 (( MPa )) < [sd] = 150 ( MPa ) Vậy then đảm bảo độ bền dập. 3/- Kiểm tra độ bền cắt cho then: tc = ; Với then làm bằng thép 45 thì ta có [tc] = 60¸90 (MPa). tc = ( MPa ) àtc = 18,09 ( MPa ) < [tc] = 60¸90 (MPa). Vậy then đảm bảo độ bền cắt. III)Tính mối ghép then với trục III.(tại chỗ lắp bánh răng 4 và tại chỗ lắp xích động) tại chỗ lắp bánh răng 4 có d=50mm tra bảng 9.1a(hd) có b=14,h=9,t1 =5,5,t2 =3,8: lth =0,9.lm32 =0,9.70=63→llv =63-9=54mm kiểm tra điều kiện bền dập sd = sd= ( MPa )<=150MPa (thỏa mãn) Kiểm tra điều kiện bền cắt tc = ; Với then làm bằng thép 45 thì ta có [tc] = 60¸90 (MPa). tc = ( MPa ) àtc = 23,28 ( MPa ) < [tc] = 60¸90 (MPa). Vậy then đảm bảo độ bền cắt. Tại chỗ lắp đĩa xích chủ động có d=40mm tra bảng 9.1a(hd) ta có :b=12,h=8,t1 =5,t2 =3,3 Lth =0,9.lm =0,9.70 =63 →llv =63-12=51mm kiểm tra điều kiện bền dập sd = sd= ( MPa )<=150MPa (thỏa mãn) Kiểm tra điều kiện bền cắt tc = ; Với then làm bằng thép 45 thì ta có [tc] = 60¸90 (MPa). tc = ( MPa ) àtc = 35,95 ( MPa ) < [tc] = 60¸90 (MPa). Vậy then đảm bảo độ bền cắt. Chương IV/TÍNH CHỌN Ổ LĂN : Do cấu tạo của bộ truyền hộp giảm tppcs là 2 cặp bánh răng trụ răng ngiêng ,vì vậy cả ba trục đều có lực dọc trục tác dụng do vậy ta chọn ổ lăn theo hai chỉ tiêu : +) Khả năng tải động nhằm đề phòng tróc rỗ các bề mặt làm việc : +) Khả năng tải tĩnh nhằm tránh biến dạng dư Do ổ làm việc với số vòng quay lớn nên không chọn ổ theo khả năng tải tĩnh mà ta chọn ổ theo khả năng tải động : Cd =Q: trong đó : Q là tải trọng làm việc quy ước L là tuổi thọ cần thiết (triệu vòng) Và m=3 (ta chọn ổ bi) Gọi Lh là tuổi thọ của ổ bi tính bằng giờ:Lh =(10÷25).103 giờ(bảng 11.2(hd) Lh =60.10-6 .n.lh trong đó : Lh =7.365.24.=16352(giờ) Xác định tải trọng quy ước Q=(X.V.Fr +Fa .Y).kd.kt X,Yhệ số tải trọng hướng tâm và rọc trục V:hệ số kể đến vòng nào quay.với ổ vòng trong quay V=1 Kthệ số kể đến ảnh hương của nhiệt độ kt =1() Kd hệ số kể đến đặc tính của tải trọng động:tra bảng11.3(hd)chọn kd =1 Fa , và Fr tải trọng dọc trục và tải trọng hướng kính I)Chọn ổ lăn cho trục I Theo kết quả tính toán trục ta có: Fa1 =505,74,Rax =529,35N, Ray =518,09N Rcx =606,14 Rcy =161,57 1)Tổng phản lực tác dụng nên 2 ổ +) Ổ 1 có: Fro1 = Ổ 2: Fro2= Ta thấy Fro1>Fro2 nên ta xét tỷ số:  ta thấy: 0,3<0,68<0,7 nên rta chọn ổ bi đỡ chặn góc tiếp xúc là.Căn cứ vào đường kính trục d=30mm và góc tiếp xúc ta chọn ổ bi đỡ chặn cỡ nhẹ, hẹp có các thong số sau Kí hiệu ổ d(mm) D(mm) b=T R(mm) R1(mm) C(kN) C0(kN) 36206 30 62 16 1,5 0,5 18,2 13,3 X ét tỷ số Tra bảng 11.4(hd) có e=0,35 chọn kết cấu ổ như hv ta có: Fso1 = e.Fro1 =0,35.740,69=259,24N Fso2 = e.Fro2 =0,35.627,3=219,55N Tổng lực tác dụng nên ổ: Fz1 = Fa1+Fso2 =507,74+219,55=727,29N Fz2 = Fa1-Fso1 =507,74-259,24=248,5N Vậy : Fa11 =max(Fso1 ,Fz1) = 727,29N Fa12 =max(Fso2 , Fz2 )= 248,5N Tìm X,Y: Xét tỷ số Tra báng 11.4 (hd) ta được:X1 =0,45, X2=0,45, Y1 =1,56, Y2 =1,56 *) Khả năng tải tĩnh: Q1 =(X1..V.Fro1 +Y1 .Fa11 ) =(0,45.1.740,69+1,56. 727,29)=1467,88N Q2 =(X2..V.Fro2 +Y2 .Fa12 ) =(0,45.1.627,3+1,56. 248,5)=669,945N Ta thấy Q1 >Q2 →chọn ổ 1 để kiểm tra khả năng tải động Ta có Cd = Q L=60.10-6.n.Lh =60.10-6.1420.16352=1393,19N →Cd =1467,88. =16394,34N<C=18200N Vậy ổ bi đã chọn thỏa mãn yêu cầu 2)Chọn ổ lăn cho trục II: Fa2 =505,74, Fa3 =1181,32N ,Rax =674,68N, Ray =2384,08N R Dx =3421,78 N R Dy =329,09N 1)Tổng phản lực tác dụng nên 2 ổ +) Ổ 1 có: Fro1 = Ổ 2: Fro2= Tổng lực tác dụng nên ổ:Fat = Fa3 –Fa2 =1181,32-504,74=676,58N Ta thấy Fro1<Fro2 nên ta xét tỷ số:  Vậy nên ta chọn ổ bi đỡ chặn góc tiếp xúc là.Căn cứ vào đường kính trục d=35mm và góc tiếp xúc ta chọn ổ bi đỡ cỡ trung, c ó các thông số sau Kí hiệu ổ d(mm) D(mm) B(mm) r(mm) đường kính bi C(kN) C0(kN) 307 35 80 21 2,5 14,29 26,2 17,9 X ét tỷ số Tra bảng 11.4(hd) có e=0,23 Tìm X,Y: Xét tỷ số Tra báng 11.4 (hd) ta được:X1 =1, X2=0,56, Y1 =0, Y2 =1,89 *) Khả năng tải tĩnh: Q1 =(X1..V.Fro1 +Y1 .Fat) =(1.1.2477,7+0.676,58)=2477,7N Q2 =(X2..V.Fro2 +Y2 .Fat) =(0,56.1.3437,56+1,89.676,58)=3203,76N Ta thấy Q1 < Q2 →chọn ổ 2 để kiểm tra khả năng tải động Ta có Cd = Q2 (ổ biđỡ chặn) L=60.10-6.n.Lh =60.10-6.246,52.16352=241,86N →Cd =3203,76. =19960,95N<C=26200N Vậy ổ bi đã chọn thỏa mãn yêu cầu 3)Chọn ổ lăn cho trục III Theo kết quả tính toán trục ta có: Fa4 =1181,32N, Rax =1351,95N, Ray =1969,79N Rcx =2948,53N Rcy =7364,58N 1)Tổng phản lực tác dụng nên 2 ổ +) Ổ 1 có: Fro1 = Ổ 2: Fro2= Ta thấy Fro1<Fro2 nên ta xét tỷ số:  Vậy nên ta chọn ổ bi đỡ chặn góc tiếp xúc là.Căn cứ vào đường kính trục d=45mm và góc tiếp xúc ta chọn ổ bi đỡ cỡ trung có các thông số sau Kí hiệu ổ d(mm) D(mm) B(mm) r(mm) đường kính bi C(kN) C0(kN) 39 45 100 25 2,5 17,46 37,8 26,7 X ét tỷ số Tra bảng 11.4(hd) có e=0,246 Tìm X,Y: Xét tỷ số Tra báng 11.4 (hd) ta được:X1 =1, X2=0,56, Y1 =0, Y2 =1,71 *) Khả năng tải tĩnh: Q1 =(X1..V.Fro1 +Y1 .Fa4) =(1.1.2389,1+0)=2389,1N Q2 =(X2..V.Fro2 +Y2 .Fa4) =(0,56.1.7932,89+1,71.1181,32)=6462,47N Ta thấy Q1 < Q2 →chọn ổ 2 để kiểm tra khả năng tải động Ta có Cd = Q2 L=60.10-6.n.Lh =60.10-6.77,03.16352=75,57N →Cd =6462,47.=27322N<C=37800NVậy trục II đã thỏa mãn khả năng tải: Sơđồkếtcấu: PHẦN III)THIẾT KẾ VỎ HỘP CHỌN CHẾ ĐỘ LẮP I)THIẾT KẾ CÁC KÍCH THƯỚC CỦA VỎ HỘP: 1)Chiều dầy thân hộp: =0,03a+3 : a là khoảng cách trục I và trụII A=aw1 +aw2 =120+140=260mm→=0,03.260+3=10,8mm chọn bằng 11mm Chiều dầy nắp hộp:=9,9mm chọn bằng 10mm 2)Đường kính: +)Bu long nền :d1 =0,04a+10=0,04.260+10=20,4mm, chọn bằng 20mm: +)Bulông cạnh ổ:d2 =(0,7÷0,8)d1 =(14,35→16,4) chọn d2 =14mm +)Bulông gép bích nnắp và thân :d3 =(0,8÷0,9)d2=(11,2÷12,6) chọn d3 =12mm +)Vít ghép nắo ổ d4 =(0,6÷0,7)d2=(8,4÷10,5), chọn d4 =10mm +)Vít ghép lắp cửa thăm:d5 =(0,5÷0,6)d2=(7÷8,4), chọn d4 =10mm Chọn d5 =8mm 3)mặt bích ghép nắp và than: Chiều dày bích than hộp S3 =(1,4÷1,8)d3=(16,8÷21,6), chọn Chọn S3 =18mm chiều dày bích nắp hộp :S4 =(0,9÷1)S3=(16,2÷18), chọn Chọn S4 =18mm Bề rông bích nằp và than:K3 =K2 –(3÷5)trong đó K 2 bề rộng mặt gép bu long cạnh ổ: K2 =E +R2(3÷5)E2 là tâm lỗ bu long cạnh ổ E2 =1,6d2 (không kể đến chiều dầy thân hộp):E2 =1,6.14=22,4mm R2=1,3.d2 =1,3.14=18,2mm→K2 =22,4+18,2+(3÷5) =(43,6÷45,6)Chọn K2 =44mm→K3 =44-(3÷5) =41÷39, Chọn K3 =40mm 4)KHe hở giữa các chi tiết: +) Giữa bánh răng và thành trong hộp chọn Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp : chọn 5)Số lượng bu lông nền Z: trong đó L,B lần lượt là chiều dài và chiêù rộng của hộp:L=a+0,5(da1 +da4)+2+2 =260+0,5(39,25+216,11)+2.12+2.11=433,68mm B=l21 +=167+11=178mm →Z=Chọn Z=4 5)Gân tăng cứng: chiều dày e=(0,8÷1) =(0,8÷1) 11=8,8→11,chọn e=10mm Chiều cao h=5=5.11=55mm 6)Gối trục trên vỏ hộp : đường kính gối trục chính là đường kính nắp ổ được xác định theo công thức :D3=D+4,4d4 D2 =D+(1,6÷2)d4 : D là đương kính lắp ổ lăn Trục I:D3 =62+4,4.10=106mmD2=62+1,6.10=78mm Trục II :D3 =80+4,4.10=124mmD2=80+1,6.10=96mm Tr ục III D3 =100+4,4.10=144mmD2=100+1,6.10=116mm 7)Chọn bề mặt ghép nắp và thân : Chọn bề mặt gép nắp và thân đi qua đường tâm trục nhờ đó việc lắp ghép các chi tiết sẽ thuận lợi hơn: *)Mặt đế hộp Chiều dày khi không có phần lồi S1: S1 =(1,3÷ 1,5)d1=(1,3÷ 1,5)20=26÷30 lấy S1 =28mmm +)Bề rộng mặt đế hộp:K=3.d1=3.20=60mm qK1+2=60+2.11=82mm II)THiết kế các chi tiết còn lại 1)Bu long vòng: Để nâng hoặc vận chuyển HGT trên lắp và than thường lắp nthêm bu long hoặc vòng móc Theo bảng 18.3a(hd)ta chọn: ren d1 d2 d3 d4 d5 h h1 h2 l f b c x r r1 r2 M8 36 20 8 20 13 18 6 5 18 2 10 1,2 2,5 4 4 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 dung chốt định vị : chọn chốt định vị hình trụ:theo bang 18.4a có: d(mm) c(mm) l(mm) 10 1,6 20 3)Cửa thăm: Để kiểm tra quan sát các chi tiết máy trong hộp giảm tốc ,khi lắp gép và đổ dầu vào hộp cửa thăm được thiết kế trên đỉnh nắp hộp:tra bảng 18.5(hd)chọn kích thước củ cửa thăm như sau A B A1 B1 C K R vít số vít 100 75 150 100 120 87 12 M8.22 4 4) Nút thông hơi: KHi làm việc nhiệt độ trong hộp giảm tốc tăng lên . Để giảm áp suất và điều hòa nhiêtj độ trong hộp người ta dung nút thong hơi :theo bảng 18.6(hd)ta chọn hình dạng và kích thước nút thong hơi loạiM27.2 A B C D E G H I K L M N O P Q R S M27.2 15 30 15 45 36 32 6 4 10 8 22 6 32 18 36 32 5)Nút tháo dầu: Sau một thời gian làm việc dầu bôi tron trong hộp bị bẩn, hoặc bị biến chất do đó cần phải thay dầu mới để đảm bảo bôi trơn.ta thiết kế nút tháo dầu ở đáy hộp .theo bảng 18.7(hd) chọn nút tháo dầu có hình dáng và kích thước như sau: d b m f L c q D S D0 M20.2 15 9 3 28 2,5 17,8 30 22 25,4