Đồ án Chi tiết máy: Thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng nối với một bộ truyền ngoài hộp (bánh răng côn trụ 2 cấp)

– khoảng cách trục a = 758 mm = 0,758 m Kf – hệ số phụ thuộc độ võng f của xích và vị trí bộ truyền. Do bộ truyền xích nằm ngang nên kf = 6 Vậy: 9,81.6.2,6.0,758 116oF = = (N) Nên theo (3.1) ta có: 56700 19 1,2.2387,04 116 5, 24đ t o v Qs k F F F = = =+ + + + [s] – hệ số an toàn cho phép. Theo bảng 5.10, [I], ứng với p = 25,4 mm và n3 = 124,204 v/ph thì xích con lăn có [s] = 8,2. Vậy s > [s] (thỏa mãn 3.1) nên bộ truyền xích đã đảm bảo đủ bền. 4. Xác đinh các thông số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục a) Xác đinh các thông số của đĩa xích - Đường kính vòng chia: 1 1 25, 4 218,79 sinsin 27 pd Z ππ= = =⎛ ⎞⎜ ⎟⎝ ⎠ (mm) 2 2 25,4 331,81 sinsin 41 pd Z ππ= = =⎛ ⎞⎜ ⎟⎝ ⎠ (mm) Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy 33 Theo bảng 14 – 4b: Các thông số về biên dạng của xích ống con lăn, [II] ta có: - Đường kính vòng đỉnh răng: 1 1 0,5 cot 25, 4 0,5 cot 229,87 27a d p g g Z π π⎛ ⎞ ⎛ ⎞= + = + =⎜ ⎟ ⎜ ⎟⎝ ⎠⎝ ⎠ (mm) 2 2 0,5 cot 25, 4 0,5 cot 343,66 41a d p g g Z π π⎛ ⎞ ⎛ ⎞= + = + =⎜ ⎟ ⎜ ⎟⎝ ⎠⎝ ⎠ (mm) Bán kinh đáy: r = 0,5025dl + 0,05 Với: dl – đường kính con lăn xích, tra bảng 5.2, [I], ứng với p = 25,4 ta có: dl = 15,88 mm Vậy r = 0,5025.15,88 + 0,05 = 8,03 mm - Đường kính vòng đáy răng: df1 = d1 – 2r = 218,79 – 2.8,03 = 202,73 (mm) df2 = d2 – 2r = 331,81 – 2.8,03 = 315,75 (mm) b) Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích Ứng suất tiếp xúc σH trên mặt răng đĩa xích phải thỏa điều kiện: ( ) [ ]11 0, 47 r t đ vđH H d k F k F E Ak σ σ+= ≤ (4.1) [ ]22 1 1 r H H H r k k σ σ σ= ≤ (4.2) Trong đó: - Fvđ: lực va đập trên trên m dãy xích Fvđ = 13.10-7n3p3m = 13.10-7.124,204.24,53.1 = 2,37 (N) - Ft: lực vòng Ft = 2387,04 N - kd: hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy Với xích 1 dãy thì kd = 1. - kđ: hệ số tải trọng động Tra bảng 5.6, [I] ta được kđ = 1. - kr: hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, nó phụ thuộc vào Z1. Với Z1 = 27 thì ta có kr1 = 0,4 Với Z2 = 41 thì ta có kr2 = 0,28 - E: Môđun đàn hồi 51 2 1 2 2 2,1.10E EE E E = =+ (MPa) - A: diện tích chiếu của bản lề Tra bảng 5.12, [I] ứng với p = 25,4 mm và xích con lăn 1 dãy ta được: A = 180 mm2 Từ các số liệu trên, theo (4.1) ta có: ( ) 50,4 2387,04.1 2,37 2,1.100,47 496,3 180.1H σ += = (MPa) Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy 34 Như vậy dùng thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 sé đạt được ứng suất cho phép [σH] = 600 MPa, đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1 vì (4.1) được thỏa mãn. Theo (4.2) ta có: 22 1 1 0, 28496,3 415,23 0, 4 r H H r k k σ σ= = = (MPa) [ ]2H Hσ σ⇒ < (với cùng vật liệu và nhiệt luyện). Vậy đĩa xích đảm bảo độ bền tiếp xúc. c) Xác đinh lực tác dụng lên trục Lực tác dụng lên trục: Fr = kxFt Trong đó: - kx: hệ số kể đến trọng lượng xích Vì bộ truyền nằm ngang nên kx = 1,15 - Ft: lực vòng Ft = 2387,04 N Vậy Fr = 1,15.2387,04 = 2745,1 (N) Phần 3: Thiết kế các chi tiết đỡ nối I. Tính toán thiết kế trục Tính toán thiết kế trục bao gồm các bước: - Chọn vật liệu. - Tính thiết kế trục về độ bền. - Tính kiểm nghiệm trục về độ vền mỏi. - Trường hợp cần thiết tiến hành kiểm nghiệm trục về độ cứng. Đối với trục quay nhanh còn kiểm nghiệm trục về độ ổn định dao động. 1. Chọn vật liệu Hộp giảm tốc chịu tải trung bình thì ta chọn vật liệu cho các trục là thép 45 thường hóa có: 600bσ = MPa 340chσ = MPa Độ rắn: HB = 170 … 217 MPa 2. Tính thiết kế trục Tính thiết kế trục tiến hành theo các bước: - Xác định tải trọng tác dụng lên trục. Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy 35 - Tính sơ bộ đường kính trục. - Định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt tải trọng. - Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục. 2.1. Tải trọng tác dụng lên trục Tải trọng chủ yếu tác dụng lên trục là mômen xoắn và các lực tác dụng khi ăn khớp trong bộ truyền bánh răng, bộ truyền trục vít – bánh vít, lực căng đai, lực căng xích, lực lệch tâm do sự không đồng trục khi lắp hai nửa khớp nối di động. Trọng lượng bản thân trục và trọng lượng các chi tiết lắp lên trục chỉ được tinh đến ở các cơ cấu tải nặng, còn lực ma sát trong các ổ được bỏ qua. a) Lực tác dụng từ các bộ truyền bánh răng Giả sử chiều quay của trục động cơ (trục I) như hình vẽ ta có sơ đồ phân tích lực với chiều nghiêng hợp lý của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng. ™ Bộ truyền bánh răng côn răng thẳng Lực vòng: 11 1 2 2.24977,9577 1019 49t m TF d = = = (N) 2 1 1019t tF F≈ = (N) Lực hướng tâm: 1 1 1os 1019,5. 20 os13,349 361 o o r tF F tg c tg cα δ= = = (N) 2 2 2os 972,91. 20 os76,651 82 o o r tF F tg c tg cα δ= = = (N) Lực dọc trục: 1 2 82a rF F≈ = (N) 2 1 361a rF F≈ = (N) ™ Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng F Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy 36 Lực vòng: 23 w3 2 2.100453,3718 2948 68,16t TF d = = = (N) 4 3 2948t tF F≈ = (N) Lực hướng tâm: 3 w3 2947,58. 20,56 1142 os cos14,53 o t t r o F tg tgF c α β= = = (N) 4 3 1142r rF F≈ = (N) Lực dọc trục: 3 3 2947,58. 14,53 764 o a tF F tg tgβ= = = (N) 4 3 764a aF F≈ = (N) b) Lực tác dụng từ các bộ truyền xích và khớp nối ™ Lực tác dụng từ bộ truyền xích Lực tác dụng lên trục: Fx = kxFt = 1,15.2387,04 = 2745 (N) ™ Lực tác dụng từ khớp nối Ở đây dùng khớp nối trục vòng đàn hồi vì nó có cấu tạo đơn giản, dễ chế tạo, dễ thay thế và làm việc tin cậy (được dùng khá phổ biến với tải trọng trung bình). Lực tác dụng lên trục: 2(0,1 0,3) (0,1 0,3) đckn t o TF F D = ÷ = ÷ Lấy: 20, 2. đckn o TF D = (1) Trong đó: Tđc – mômen xoắn trên trục động cơ Tđc = 25230,1585 Nmm Do – đường kính vòng vòng tròn qua tâm các chốt (được chọn theo mômen xoắn tính toán Tt của khớp nối) Ta có mômen xoắn tính toán của khớp nối trục vòng đàn hồi: Tt = K.Tđc (2) Với: K – hệ số chế độ làm việc Theo bảng 16-1, [II], do loại máy ta thiết kế là loại máy băng tải, chọn K = 1,5 Thay các số liệu vào (2) ta được: Tt = 1,5.25230,1585 = 37845,24 (Nmm) ≈ 37,845 (Nm) Với Tt = 37,845 Nm thì dựa vào bảng 16-10a, [II], ta có: Do = 63 (mm) Vậy ta thay Do = 63 mm và Tđc = 25230,1585 Nmm vào (1) ta được: 2.25230,15850, 2. 160 63kn F = = (N) 2.2. Tính sơ bộ đường kính trục Đường kính trục thứ k được xác định chỉ bằng mômen xoắn theo công thức: [ ]3 0, 2kk Td τ= (3) Trong đó: Tk – mômen xoắn trên trục thứ k ( k = 1…3), Nmm Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy 37 [ ]τ - ứng suất xoắn cho phép, MPa Với vật liệu trục là thép 45 thì [ ] 15...30τ = Mpa (lấy trị số nhỏ đối với trục vào của hộp giảm tốc, trị số lớn đối với trục ra). Theo công thức thực nghiệm thì nếu dùng (3) để tính đường kính đầu vào của trục hộp giảm tốc lắp bằng khớp nồi với trục động cơ thì đường kính này tối thiểu phải lấy bằng (0,8…1,2)dđc. Vì hộp giảm tốc ta đang thiết kế có trục I là trục đầu vào của hộp giảm tốc và nó được nồi với trục động cơ bằng khớp nối nên ta dùng công thức thực nghiệm để xác định đường kính sơ bộ của nó. Các đường kính tính được nên lấy tròn đến các giá trị 0 và 5 để dùng nó làm căn cứ để chọn một số kích thước chiều dài trục. - Đường kính sơ bộ của trục I: dI = (0,8…1,2)dđc Với dđc là đường kính trục động cơ 4A100L4Y3 (đã chọn ở phần I), vậy theo bảng phụ lục P1.7, [I] – Kích thước động học của động cơ 4A ta có: dđc = 28 mm. Vậy dI = (0,8…1,2).28 = (22,4…33,6) mm. Chọn dI = 25 mm. - Đường kính sơ bộ của trục II ( lấy [ ] 20MPaτ = ): [ ]2 33 100453,3718 30 0,2 0,2.20II Td τ= = = (mm) - Đường kính sơ bộ của trục III (lấy [ ] 25MPaτ = ): [ ]3 33 260625,1006 35 0,2 0,2.25II Td τ= = = (mm) 2.3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực Chiều dài trục cũng như khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực phụ thuộc vào sơ đồ động, chiều dài mayơ của các chi tiết quay, chiều rộng ổ, khe hở cần thiết và các yếu tố khác. Từ đường kính sơ bộ d của các trục, sử dụng bảng 10.2, [I] xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn bo tương ứng. - Với trục I có dI = 25 mm → chọn ổ lăn có bo = 17 mm. - Với trục II có dII = 30 mm → chọn ổ lăn có bo = 19 mm. - Với trục III có dIII = 35 mm → chọn ổ lăn có bo = 21 mm. Ta đi tính lmki, lk1, lki, lcki và bki. Trong đó: k – Số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc (k = 1…3). i – số thứ tự của tiết diện trục trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng i = 0 và 1 : các tiết diện trục lắp ổ. i = 2…s, với s là số các chi tiết quay (bánh răng, đĩa xích, và khớp nối) lk1 – khoảng cách giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k ; Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy 38 lki – khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k ; lmki – chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ i (lắp trên tiết diện i) trên trục k ; lcki – khoảng côngxôn (khoảng chìa) trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ. lcki = 0,5(lmki + bo) + k3 + hn (4) Với k3 – khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ (bảng 10.3, [I]) hn – chiều cao nắp ổ và đầu bulông (bảng 10.3, [I]) bki – chiều rộng vành răng thứ i trên trục thứ k. ™ Chiều dài mayơ đĩa xích lm33 = (1,2 ÷ 1,5)dIII = (1,2 ÷ 1,5).35 = (42 ÷ 52,5) mm Lấy lm33 = 50 mm ™ Chiều dài mayơ bánh răng côn Chiều dài mayơ bánh răng côn lắp trên trục I: lm13= (1,2 ÷ 1,4)dI = (1,2 ÷ 1,4).25 = (30 ÷ 35) mm Lấy lm13 = 32 mm Chiều dài mayơ bánh răng côn lắp trên trục II: lm23 = (1,2 ÷ 1,4)dII = (1,2 ÷ 1,4).30 = (36 ÷ 42) mm Lấy lm23 = 40 mm ™ Chiều dài mayơ bánh răng trụ Chiều dài mayơ bánh răng trụ lắp trên trục II: lm22 = (1,2 ÷ 1,5)dII = (1,2 ÷ 1,5).30 = (36 ÷ 45) mm Lấy lm22 = 38 mm Chiều dài mayơ bánh răng trụ lắp trên trục III: lm32 = (1,2 ÷ 1,5)dIII = (1,2 ÷ 1,5).35 = (42 ÷ 52,5) mm Lấy lm32 = 45 mm ™ Chiều dài mayơ nửa khớp nối (nối trục vòng đàn hồi) lm12 = (1,4 ÷ 2,5)dI = (1,4 ÷ 2,5).25 = (35 ÷ 62,5) mm Lấy lm12 = 45 mm Theo bảng 10.3, [I] ta có: ™ Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay k1 = 8…15 mm. Lấy k1 = 10 mm ™ Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp k2 = 5…15 mm. Lấy k2 = 10 mm ™ Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3 = 10…20 mm. Lấy k3 = 15 mm ™ Chiều cao nắp ổ và đầu bulông hn = 15…20 mm. Lấy hn = 17 mm Theo bảng 10.4, [I] ta có: ™ Khoảng cách giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k (lk1) Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy 39 - Trên trục I: l11 = (2,5 ÷ 3)dI = (2,5 ÷ 3).25 = (62,5 ÷ 75) mm Lấy l11 = 65 mm. - Trên trục II: l21 = lm22 + lm23 + bo + 3k1 + 2k2 = 38 + 40 + 19 + 3.10 + 2.7 = 141 (mm) - Trên trục III: l31 = l21 = 141 mm. ™ Khoảng cách côngxôn trên trục I, tính từ chi tiết thứ 2 (khớp nối) ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ lc12 = 0,5(lm12 + bo) + k3 + hn = 0,5(45 + 17) + 15 + 17 = 63 (mm) ™ Khoảng cách côngxôn trên trục III, tính từ chi tiết thứ 3 (đĩa xích) ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ lc33 = 0,5(lm33 + bo) + k3 + hn = 0,5(50 + 21) + 15 + 17 = 68 (mm) ™ Khoảng cách giữa các gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k (lki) - Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ 2 (lắp khớp nối) trên trục I: l12 = - lc12 = - 63 (mm) - Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ 3 (lắp bánh răng côn) trên trục I: l13 = l11 + k1 + k2 + lm13 + 0,5(bo – b13cosδ1) Với: b13 – chiều rộng vành răng bánh răng côn. Ta có b13 = 38 mm. Vậy: l13 = 65 + 10 + 10 + 32 + 0,5(17 – 38cos13,320) = 107 (mm) - Khoảng cách từ gối đỡ 0 dến tiết diện thứ 2 (lắp bánh răng trụ) trên trục II: l22 = 0,5(lm22 + bo) + k1 + k2 = 0,5(38 + 19) + 10 + 10 = 48,5 (mm) - Khoảng cách từ gối đỡ 0 dến tiết diện thứ 3 (lắp bánh răng côn) trên trục II: l23 = l22 + 0,5(lm22 + b13cosδ2) + k1 = 48,5 + 0,5(38 + 38cos76,680) + 10 = 81,88 (mm) - Khoảng cách từ gối đỡ 0 dến tiết diện thứ 2 (lắp bánh răng trụ) trên trục III: l32 = l22 = 48,5 (mm) Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy 40 Hình vẽ: Sơ đồ tính khoảng cách đối với hộp giảm tốc bánh răng côn 2.4. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục ™ Tính trục I: a). Sơ đồ trục, chi tiết quay và lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục được vẽ như hình vẽ dưới đây: Trong đó: Fr = Fkn = 160 (N) ; Fr1 = 361 (N) Fa1 = 82 (N) Ft1 = 1019 (N) Và 11 1 59,25. 82. 2429 2 2 ae a a dM F= = = (Nmm) 11 1 59,25. 1019. 30188 2 2 ae t t dM F= = = (Nmm) b). Tính các phản lực trên các gối đỡ - Theo phương ngang ta có: 1 1 1 ( ) 63 65 107 0 107.1019 63.160 1522 65 x r tM o F X F X N = + − = −⇒ = = ∑ Từ đó suy ra: X0 = X1 – Ft1 – Fr = 1522 – 1019 – 160 = 343 (N) - Theo phương thẳng đứng ta có: 1 1 1 1 ( ) 65 107 0 107.361 2429 557 65 y r aM o Y F M Y N = − + = −⇒ = = ∑ Từ đó suy ra: Yo = Y1 – Fr1 = 557 – 361 = 196 (N) Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy 41 c). Vẽ biểu đồ mômen uốn Mx, My và biểu đồ mômen xoắn Mz Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy 42 Mx My Mz Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy 43 d). Tính đường kính trục tại các tiết diện - Tại vị trí ổ lăn 0: 2 2 2 2 2d10 0,75 10080 0 0,75.30188 28019,5t x y zM M M M Nmm= + + = + + = Vậy [ ]10 3310 6 28,0195 0,0164 16, 4 0,1 0,1.63.10 tdMd m mmσ= = = = Trong đó [σ] - ứng suất cho phép của thép chế tạo trục, được tra trong bảng 10.5, [I]. Vì vật liệu làm trục ta chọn giống nhau đều là thép 45 có σb = 600 MPa nên [σ] = 63.106 MPa. Chọn d10 = 25 mm. - Tại vị trí ổ lăn 1: 2 2 2 2 2 2d11 0,75 42798 12733 0,75.30188 51742t x y zM M M M Nmm= + + = + + = Vậy [ ]11 3311 6 51,742 0,0202 20, 2 0,1 0,1.63.10 tdMd m mmσ= = = = Chọn d11 = 25 mm. - Tại tiết diện 2 (lắp khớp nối): 2 2 2 2d12 0,75 0 0 0,75.30188 26143,6t x y zM M M M Nmm= + + = + + = Vậy [ ]12 3312 6 26,1436 0,0161 16,1 0,1 0,1.63.10 tdMd m mmσ= = = = Chọn d12 = 20 mm. - Tại tiết diện 3 (lắp bánh răng côn): 2 2 2 2 2d13 0,75 0 2429 0,75.30188 26256t x y zM M M M Nmm= + + = + + = Vậy [ ]13 3313 6 26,256 0,0161 16,1 0,1 0,1.63.10 tdMd m mmσ= = = = Chọn d13 = 20 mm. ™ Tính trục II: Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy 44 a). Sơ đồ trục, chi tiết quay và lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục được vẽ như hình vẽ dưới đây: Trong đó: Fr2 = 82 (N) ; Fr3 = 1142 (N) Ft2 = 1019 (N) ; Ft3 = 2948 (N) Fa2 = 361 (N) ; Fa3 = 764 (N) Và: 22 2 228,6. 361. 41262 2 2 ae a a dM F= = = (Nmm) 22 2 228,6. 1019. 116472 2 2 ae t t dM F= = = (Nmm) 33 3 79,51. 764. 30373 2 2 a a a dM F= = = (Nmm) 33 3 79,51. 2948. 116472 2 2 a t t dM F= = = (Nmm) b). Tính các phản lực trên các gối đỡ - Theo phương ngang ta có: 3 2 1 1 ( ) 48,5 81,88 141 0 48,5.2948 81,88.1019 1605 141 x t tM o F F X X N = + − = +⇒ = = ∑ Từ đó suy ra: X0 = Ft3 + Ft2 – X1 = 2948 + 1019 – 1605 = 2362 (N) - Theo phương thẳng đứng ta có: 3 2 1 2 3 3 2 2 3 1 ( ) 48,5 81,88 141 0 81,88 48,5 30373 41262 81,88.82 48,5.1142 141 141 163 y r r a a a a r r M o F F Y M M M M F FY N = − + − − = + + − + + −⇒ = = = ∑ Từ đó suy ra: Yo = Y1 +Fr3 – Fr2 = 163 + 1142 – 82 = 1223 (N) c). Vẽ biểu đồ mômen uốn Mx, My và biểu đồ mômen xoắn Mz Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy 45 Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy 46 d). Tính đường kính trục tại các tiết diện - Tại vị trí ổ lăn 0 và 1: 2 2 2d 0,75 0t x y zM M M M= + + = Chọn d21 = d20 = 25 mm. - Tại tiết diện 2 (lắp bánh răng trụ): 2 2 2 2 222 0,75 114557 59315 0 129002 T td x y zM M M M Nmm= + + = + + = 2 2 2 2 2 2 22 0,75 114557 28942 0,75.116472 155355 P td x y zM M M M Nmm = + + = + + = Vậy [ ]22 3322 6 155,355 0,0291 29,1 0,1 0,1.63.10 P tdMd m mmσ= = = = Chọn d22 = 34 mm. - Tại tiết diện 3 (lắp bánh răng côn): 2 2 2 2 2 2d23 0,75 94987,6 41262 0,75.116472 144567t x y zM M M M Nmm= + + = + + = Vậy [ ]23 3323 6 144,567 0,0284 28,4 0,1 0,1.63.10 tdMd m mmσ= = = = Chọn d23 = 34 mm. ™ Tính trục III: a). Sơ đồ trục, chi tiết quay và lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục được vẽ như hình vẽ dưới đây: Trong đó: Fr4 = 1142 (N) Ft4 = 2948 (N) Fa4 = 764 (N) Fx = 2745 (N) Với: 44 4 208,08. 764. 79486 2 2 a a a dM F= = = (Nmm) 44 4 208,08. 2948. 306710 2 2 a t t dM F= = = (Nmm) Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy 47 Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy 48 b). Tính các phản lực trên các gối đỡ - Theo phương ngang ta có: 1 4 1 ( ) 141 48,5 0 48,5.2948 1014 141 x tM o X F X N = − = ⇒ = = ∑ Từ đó suy ra: X0 = Ft4 – X1 = 2948 – 1014 = 1934 (N) - Theo phương thẳng đứng ta có: 4 1 4 4 4 1 ( ) 65 48,5 141 0 65 48,5 65.2745 48,5.1142 79486 309 141 141 y x r a x r a M o F F Y M F F MY N = − − − = − − − −⇒ = = = ∑ Từ đó suy ra: Yo = Y1 + Fx + Fr4 = 309 + 2745 + 1142 = 4196 (N) c). Vẽ biểu đồ mômen uốn Mx, My và biểu đồ mômen xoắn Mz d). Tính đường kính trục tại các tiết diện - Tại vị trí ổ lăn 0: 2 2 2 2 2d30 0,75 0 178425 0,75.306710 319982t x y zM M M M Nmm= + + = + + = Vậy [ ]30 3330 6 319,982 0,037 37 0,1 0,1.63.10 tdMd m mmσ= = = = Chọn d30 = 40 mm. - Tại vị trí ổ lăn 1: 2 2 2d31 0,75 0t x y zM M M M= + + = Chọn d31 = d30 = 40 mm. - Tại tiết diện 2 (lắp bánh răng trụ): 2 2 2 2 2 2 32 0,75 93795 108068 0,75.306710 301710 T td x y zM M M M Nmm = + + = + + = Vậy [ ]32 3332 6 301,710 0,0363 36,3 0,1 0,1.63.10 tdMd m mmσ= = = = Chọn d32 = 45 mm. - Tại tiết diện 3 (lắp đĩa xích): 2 2 2 2d33 0,75 0 0 0,75.306710 265618t x y zM M M M Nmm= + + = + + = Vậy [ ]33 3333 6 265,618 0,0348 34,8 0,1 0,1.63.10 tdMd m mmσ= = = = Chọn d33 = 36 mm. Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy 49 3. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi Khi xác định đường kính trục theo công thức [ ]3 0,1 tdjj M d σ= chưa xét đến một số yếu tố ảnh hưởng đến độ bền mỏi của trục như đặc tính thay đổi chu kỳ ứng suất, sự tập trung ứng suất, yếu tố kích thước, chất lượng bề mặt…Vì vậy sau khi định kết cấu trục cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi có kể đến các yếu tố vừa nêu. Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau: [ ]2 2.j jj j j s s s s s s σ τ σ τ = ≥+ (1) Trong đó: [s] – hệ số an toàn cho phép, thông thường [s] = 1,5 … 2,5 sσj, sτj – hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j. 1 aj j dj mj s Kσ σ σ σ σ ψ σ −= + (2) 1 aj j dj mj s Kτ τ τ τ τ ψ τ −= + (3) Trong các công thức trên thì: ƒ σ-1 và τ-1 – giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng. Với thép 45 có σb = 600 MPa thì: σ-1 = 0,436σb = 0,436.600 = 261,6 (MPa) τ-1 = 0,58σ-1 = 0,58.261,6 = 125,628 (MPa) ƒ σaj, τaj, σmj , τmj – biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j. Có: max minjaj 2 jσ σσ −= (4) ; max minjmj 2 jσ σσ += (5) Vì các trục của hộp giảm tốc quay, nên ứng suất uốn thay đồi theo chu kì đối xứng, do đó: 0mjσ = ; aj maxj j j M W σ σ= = (6) Với 2 2yjj xjM M M= + Vì trục của hộp giảm tốc ở đây quay một chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động do đó: maxmj aj oj2 2 j jT W ττ τ= = = (7) Với Wj và Woj – là mômen cản uốn và mômen cản xoắn tại tiết diện j của trục, được xác định theo bảng 10.6, [I]. Vì các trục ở đây đều có 2 rãnh then nên theo bảng 10.6, [I] ta có: Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy 50 3 2 1 1( )W 32 j j j j d bt d t d π −= − (8) 3 2 1 1( )W 16 j j oj j d bt d t d π −= − (9) Dựa theo kết cấu trục trên các hình vẽ trên và các biểu đồ mômen tương ứng, có thể thấy các tiết diện sau đây là tiết diện nguy hiểm cần được kiểm tra về độ bền mỏi: - Trên trục I: tiết diện lắp bánh răng (13) và ổ lăn (11) - Trên trục II: tiết diện lắp các bánh răng (22) và (23). - Trên trục III: tiết diện lắp bánh răng (32). Chọn kiểu lắp ghép: Các ổ lăn lắp trên trục theo k6, lắp bánh răng, đĩa xích, nối trục theo k6 kết hợp với lắp then. Kích thước của then bằng được cho trong bảng 9.1a, [I], trị số của mômen cản uốn và mômen cản xoắn (công thức tính trong bảng 10.6, [I]) ứng với các tiết diện trục nguy hiểm trên được tính và ghi lại vào bảng dưới đây: Tiết diện Đường kính trục b × h t1 W (mm 3) W0 (mm3) 11 25 8 × 7 4 969,5 2503,5 13 20 6 × 6 3,5 499,5 1285 22 34 10 × 8 5 2622 6480,5 23 34 10 × 8 5 2622 6480,5 32 45 14 × 9 5,5 6276,4 15222,6 Với: b, h – kích thước tiết diện then (mm) t1 – chiều sâu rãnh then trên trục (mm) ƒ σψ và τψ - hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi. Tra bảng 10.7,[I] do 600b MPaσ = nằm trong khoảng 500 ÷ 700 Mpa nên: 0,05σψ = và 0τψ = ƒ Kσdj và Kτdj – hệ số, xác định theo các công thức sau: 1x dj y K K K K σ σ σ ε + −= (10) 1x dj y K K K K τ τ τ ε + −= (11) Trong đó: Kx – hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt. Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy 51 Do các trục được gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra = 2,5 … 0,63 μm, và 600b MPaσ = do đó theo bảng 10.8, [I], có Kx = 1,06. Ky – hệ số tăng bền bề mặt trục, cho trong bảng 10.9, [I], phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu. Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt, do đó Ky = 1. Kσ và Kτ - hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn, trị số của chúng phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất. Theo bảng 10.12, [I], khi dùng dao phay đĩa, hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu có 600b MPaσ = là Kσ = 1,46 và Kτ = 1,54 σε và τε - hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi, phụ thuộc vào vật liệu trục và đường kính trục. Trị số cho trong bảng 10.10, [I]. Từ đường kính trục của các tiết diện nguy hiểm, vật liệu các trục là thép cacbon dựa vào bảng 10.10, [I] ta có: Tiết diện Đường kính trục σ ε τε 11 25 0,90 0,85 13 20 0,92 0,89 22 34 0,86 0,79 23 34 0,86 0,79 32 45 0,83 0,77 Từ đó ta xác định được tỉ số Kσ/εσ và Kτ/ετ tại rãnh then trên các tiết diện đó. Và theo bảng 10.11, [I] ứng với các kiểu lắp đã chọn, 600b MPaσ = , với các đường kính của các tiết diện nguy hiểm ta tra được các tỉ số trên do lắp căng (lắp có độ dôi) tại các tiết diện này. Ta có bảng: Tiết diện Đường kính trục Rãnh then Lắp căng Kσ/εσ Kτ/ετ Kσ/εσ Kτ/ετ 11 25 1,62 1,81 2,06 1,64 13 20 1,59 1,73 2,06 1,64 22 34 1,7 1,95 2,06 1,64 23 34 1,7 1,95 2,06 1,64 32 45 1,76 2 2,06 1,64 Như vậy tại các tiết diện trên đồng thời tồn tại 2 yếu tố gây mất tập trung ứng suất, đó là lắp có độ dôi và rãnh then. Vậy ta phải so sánh các giá trị của Kσ/εσ với nhau và Kτ/ετ với nhau và lấy giá trị lớn hơn để tính. Như vậy từ các số liệu đã có ta tính được Kσdj và Kτdj theo các công thức (10) và (11): Tiết diện d (mm) Kσ/εσ Kτ/ετ Kσd Kτd Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy 52 11 25 2,06 1,81 2,12 1,87 13 20 2,06 1,73 2,12 1,79 22 34 2,06 1,95 2,12 2,01 23 34 2,06 1,95 2,12 2,01 32 45 2,06 2 2,12 2,06 ™ Xét đối với trục I: - Tại tiết diện 13 có: Mx = 0 và My = 2429 Nmm 2 213 y 2429xM M M⇒ = + = Nmm - Tại tiết diện 11 có: Mx = 42798 Nmm và My = 12733 Nmm 2 211 y 44652xM M M⇒ = + = Nmm ™ Xét đối với trục II: - Tại tiết diện 22 có: Mx = 114557 Nmm và My = 59315 Nmm 2 2 22 y 129002xM M M⇒ = + = Nmm - Tại tiết diện 23 có: Mx = 94887,6 Nmm và My = 41262 Nmm 2 2 23 y 103471xM M M⇒ = + = Nmm ™ Xét đối với trục III: - Tại tiết diện 32 có: Mx = 93795 Nmm và My = 108068 Nmm 2 2 32 y 143095xM M M⇒ = + = Nmm Vậy từ các số liệu đã có và dựa vào các công thức (6), (7) ta lập bảng sau: Tiết diện d (mm) T (Nmm) M (Nmm) W (mm3) W0 (mm3) σa τa = τm 11 25 30188 44652 969,5 2503,5 46 6,03 13 20 30188 2429 499,5 1285 4,86 11,75 22 34 116472 129002 2622 6480,5 49,20 8,98 23 34 116472 103471 2622 6480,5 49,20 8,98 32 45 306710 143095 6276,4 15222,6 22,80 10,07 Riêng σm = 0. Ta có: d22 = d23 = 34 mm và tại các tiết diện này ta chọn cùng 1 loại rãnh then nên ta chỉ cần xét an toàn cho tiết diện nguy hiểm hơn đó là tiết diện 22 (lắp bánh răng trụ), do có M lớn hơn tại tiết diện 23. Theo các công thức (1), (2) và (3), với các số liệu đã tính được ta có bảng: Tiết diện d (mm) Sσ Sτ S 11 25 2,68 11,14 2,61 13 20 25,39 5,97 5,63 22 34 2,51 6,96 2,63 Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy 53 32 45 5,41 6,06 4,03 Vì thông thường [s] = 1,5 … 2,5 nên với các giá trị của hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm trên các trục đã tính ở trên đều thỏa mãn điều kiện (1) tức là: S ≥ [S] Vậy các trục I, II, III đều đảm bảo độ bền mỏi. Và vì hệ số an toàn là khá lớn nên có thể không cần kiểm nghiệm về độ cứng của các trục. 4. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh Để đề phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột (chẳng hạn khi mở máy) cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh. Công thức kiểm nghiệm có dạng: [ ]2 2d 3tσ σ τ σ= + ≤ (12) Trong đó: ax30,1 mM d σ = (13) ; ax 30, 2 mT d τ = (14) ; [ ] 0,8 chσ σ= (15) Với: Mmax và Tmax – mômen uốn lớn nhất và mômen xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm quá tải (Nmm); σch – giới hạn chảy của vật liệu trục, MPa. a). Xét trục I Tại tiết diện nguy hiểm nhất vể uốn và xoắn là tiết diện 1 lắp ổ lăn: Ta có: Mmax = M11.Kqt = 44652.1,5 = 66978 (Nmm) Tmax = T11.Kqt = 30188.1,5 = 45282 (Nmm) ax3 3 11 66978 83,72 0,1 0,1.20 mM d σ⇒ = = = (MPa) Và ax3 3 11 45282 56,6 0,1 0,1.20 mT d τ = = = (Mpa) 2 2 2 2d 3 83,72 3.56,6 128,92tσ σ τ⇒ = + = + = (MPa) Theo (15): [ ] 0,8 0,8.340 272chσ σ= = = (MPa) Ta có: σtđ < [σ] Vậy trục I đảm bảo về độ bền tĩnh. b). Xét trục II Tại tiết diện nguy hiểm nhất vể uốn và xoắn là tiết diện 2 lắp bánh răng trụ: Ta có: Mmax = M22.Kqt = 109002.1,5 = 163503 (Nmm) Tmax = T22.Kqt = 116472.1,5 = 174708 (Nmm) Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy 54 ax3 3 22 163503 60,56 0,1 0,1.30 mM d σ⇒ = = = (MPa) Và ax3 3 22 174708 64,71 0,1 0,1.30 mT d τ = = = (Mpa) 2 2 2 2d 3 60,56 3.64,71 127, 4tσ σ τ⇒ = + = + = (MPa) Với: [ ] 0,8 0,8.340 272chσ σ= = = (MPa) Ta có: σtđ < [σ] Vậy trục II đảm bảo về độ bền tĩnh. c). Xét trục III Tại tiết diện nguy hiểm nhất vể uốn và xoắn là tiết diện 2 lắp bánh răng trụ: Ta có: Mmax = M32.Kqt = 128940.1,5 = 193410 (Nmm) Tmax = T32.Kqt = 306710.1,5 = 460065 (Nmm) ax3 3 32 193410 41,45 0,1 0,1.36 mM d σ⇒ = = = (MPa) Và ax3 3 32 460065 98,61 0,1 0,1.36 mT d τ = = = (Mpa) 2 2 2 2d 3 41, 45 3.98,61 175,76tσ σ τ⇒ = + = + = (MPa) Với: [ ] 0,8 0,8.340 272chσ σ= = = (MPa) Ta có: σtđ < [σ] Vậy trục III đảm bảo về độ bền tĩnh. II. Tính chọn then Chọn mối ghép then bằng đầu tròn. Điều kiện bền dập và điều kiện cắt: ( ) [ ]' 1 2 d d t T dl h t σ σ= ≤− (16) [ ]'2c c t T dl b τ τ= ≤ (17) Trong đó: σd, τd - ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán, (MPa) d - đường kính trục , (mm) T – mômen xoắn trên trục, (Nmm) Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy 55 b, h, t – kích thước then, tra bảng 9.1, [I]. (mm) lt’ - chiều dài phần làm việc của then, (mm) lt’ = lt – 2r = lt - b [ ]dσ - ứng suất dập cho phép, tra bảng 9.5, [I] (MPa) [ ] 150dσ = MPa [ ]cτ - ứng suất cắt cho phép, với then bằng thép 45 chịu tải trọng tĩnh thì: [ ] 60...90cτ = MPa 1. Tính then trục I Ta có: T1 = 30188 (Nmm) Theo tính toán đường kính trục tại chỗ lắp khớp nối và bánh răng côn có: d = 20 mm Các kích thước của then: b × h × l = 6 × 6 × lt Với lt = (0,8 ÷ 0,9)lm Tra bảng 9.1.a, [I], ta có: - Chiều sâu rãnh then trên trục: t1 = 3,5 mm - Chiều sâu rãnh then trên lỗ: t2 = 2,8 mm - Bán kính góc lượn của rãnh: rmin = 0,16 mm rmax = 0,25 mm ™ Then lắp tại khớp lối lt = (0,8 ÷ 0,9)lm12 = (0,8 ÷ 0,9).45 = (36 ÷ 40,5) mm Theo tiêu chuẩn chọn then có: lt = 36 mm ⇒ lt’ = lt – b = 36 – 6 = 30 mm Vậy: ( ) ( )' 1 2 2.30188 40,25 20.30. 6 3,5d t T dl h t σ = = =− − MPa [ ]40, 25 150d dMPa MPaσ σ⇒ = < = [ ] ( )'2 2.30188 16,77 60 9020.30.6c ct T MPa MPa dl b τ τ= = = < = ÷ Vậy then tại khớp nối thoả mãn điều kiện bền dập và bền cắt. ™ Then lắp tại bánh răng côn lt = (0,8 ÷ 0,9)lm13 = (0,8 ÷ 0,9).32 = (25,6 ÷ 28,8) mm Theo tiêu chuẩn chọn then có: lt = 28 mm ⇒ lt’ = lt – b = 28 – 6 = 22 mm Vậy: ( ) ( )' 1 2 2.30188 54,89 20.22. 6 3,5d t T dl h t σ = = =− − MPa [ ]54,89 150d dMPa MPaσ σ⇒ = < = [ ] ( )'2 2.30188 22,87 60 9020.22.6c ct T MPa MPa dl b τ τ= = = < = ÷ Vậy then tại bánh răng côn thoả mãn điều kiện bền dập và bền cắt. Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy 56 2. Tính then cho trục II Ta có: T2 = 116472 (Nmm) Theo tính toán đường kính trục tại chỗ lắp bánh răng trụ và bánh răng côn có: d = 34 mm Các kích thước của then: b × h × l = 10 × 8 × lt Với lt = (0,8 ÷ 0,9)lm Tra bảng 9.1.a, [I], ta có: - Chiều sâu rãnh then trên trục: t1 = 5 mm - Chiều sâu rãnh then trên lỗ: t2 = 3,3 mm - Bán kính góc lượn của rãnh: rmin = 0,25 mm rmax = 0,4 mm ™ Then lắp tại bánh răng côn lt = (0,8 ÷ 0,9)lm23 = (0,8 ÷ 0,9).50 = (40÷ 45) mm Theo tiêu chuẩn chọn then có: lt = 40 mm ⇒ lt’ = lt – b = 40 – 10 = 30 mm Vậy: ( ) ( )' 1 2 2.116472 76,13 34.30. 8 5d t T dl h t σ = = =− − MPa [ ]76,13 150d dMPa MPaσ σ⇒ = < = [ ] ( )'2 2.116472 22,84 60 9034.30.10c ct T MPa MPa dl b τ τ= = = < = ÷ Vậy then tại bánh răng côn thoả mãn điều kiện bền dập và bền cắt. ™ Then lắp tại bánh răng trụ lt = (0,8 ÷ 0,9)lm22 = (0,8 ÷ 0,9).50 = (40 ÷ 45) mm Theo tiêu chuẩn chọn then có: lt = 40 mm ⇒ lt’ = lt – b = 40 – 10 = 30 mm Vậy: ( ) ( )' 1 2 2.116472 76,13 34.30. 8 5d t T dl h t σ = = =− − MPa [ ]76,13 150d dMPa MPaσ σ⇒ = < = [ ] ( )'2 2.116472 22,84 60 9034.30.10c ct T MPa MPa dl b τ τ= = = < = ÷ Vậy then tại bánh răng trụ thoả mãn điều kiện bền dập và bền cắt. 3. Tính then cho trục III Ta có: T3 = 306710 (Nmm) Theo tính toán đường kính trục tại chỗ lắp bánh răng trụ có: d = 45 mm Các kích thước của then: b × h × l = 14 × 9 × lt Với lt = (0,8 ÷ 0,9)lm Tra bảng 9.1.a, [I], ta có: - Chiều sâu rãnh then trên trục: t1 = 5,5 mm - Chiều sâu rãnh then trên lỗ: t2 = 3,8 mm - Bán kính góc lượn của rãnh: rmin = 0,25 mm rmax = 0,4 mm Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy 57 ™ Then lắp tại bánh răng trụ lt = (0,8 ÷ 0,9)lm32 = (0,8 ÷ 0,9).50 = (40 ÷ 45) mm Theo tiêu chuẩn chọn then có: lt = 40 mm ⇒ lt’ = lt – b = 40 – 14 = 26 mm Vậy: ( ) ( )' 1 2 2.306710 149,79 45.26. 9 5,5d t T dl h t σ = = =− − MPa [ ]149,79 150d dMPa MPaσ σ⇒ = < = [ ] ( )'2 2.306710 37,45 60 9045.26.10c ct T MPa MPa dl b τ τ= = = < = ÷ Vậy then tại bánh răng trụ thoả mãn điều kiện bền dập và bền cắt. ™ Then lắp tại đĩa xích lt = (0,8 ÷ 0,9)lm33 = (0,8 ÷ 0,9).50 = (40 ÷ 45) mm Theo tiêu chuẩn chọn then có: lt = 45 mm ⇒ lt’ = lt – b = 45 – 14 = 31 mm Vậy: ( ) ( )' 1 2 2.306710 147,52 36.31. 9 5,5d t T dl h t σ = = =− − MPa [ ]147,52 150d dMPa MPaσ σ⇒ = < = [ ] ( )'2 2.306710 55 60 9036.31.10c ct T MPa MPa dl b τ τ= = = < = ÷ Vậy then tại đĩa xích thoả mãn điều kiện bền dập và bền cắt. III. Tính chọn ổ lăn 1. Tính chọn ổ cho trục I Do bánh răng lắp chìa nên ổ có yêu cầu cao về độ cứng nên sơ bộ chọn ổ đũa côn. Các ổ được bố trí như hình vẽ dưới: Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy 58 Với đường kính ngõng trục d = 25 mm, chọn sơ bộ ổ cỡ nhẹ 7205 (bảng P2.11, [I]), có: C = 23,90 KN ; Co = 17,90 KN ; Góc tiếp xúc α = 13,5o ™ Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ Ở phần tính trục I ta đã tính được: X0 = 343 N ; Y0 = 196 N X1 = 1522 N ; Y1 = 557 N Vậy phản lực tổng trên 2 ổ là: 2 2 2 2 10 0 0 343 196 395rF X Y= + = + = N 2 2 2 2 11 1 1 1522 557 1620rF X Y= + = + = N Theo bảng 11.4, [I] thì ổ đũa côn có: e = 1,5tgα = 1,5tg13,5o = 0,36 - Lực dọc trục phụ Fs do các lực hướng tâm tác dụng lên ổ sinh ra: Fso = 0,83eFr10 = 0,83.0,36.395 = 118 (N) Fs1 = 0,83eFr11 = 0,83.0,36.1620 = 484 (N) - Tổng lực dọc trục tác dụng vào ổ: ΣFao = Fs1 + Fat = 484 + 82 = 566 (N) ΣFa1 = Fs0 - Fat = 118 - 82 = 36 (N) Vậy lực dọc trục tác dụng lên mỗi ổ: Fao = max{ΣFao, Fso} = max{566, 118} = 566 (N) Fa1 = max{ΣFa1, Fs1} = max{36, 484} = 484 (N) - Xác đinh các hệ số X, Y Với ổ 0: 10 566 1, 43 0,36 . 1.395 ao r F e V F = = > = Vậy theo bảng 11.4, [I], ta có: Xo = 0,4 ; Yo = 0,4cotgα = 0,4cotg13,5o = 1,67 Với ổ 1: 1 11 484 0, 29 0,36 . 1.1620 a r F e V F = = < = Vậy theo bảng 11.4, [I], ta có: X1 = 1 ; Y1 = 0 - Các hệ số: kt = 1 (nhiệt độ t < 100oC) kd = 1 (tải trọng tĩnh) V = 1 (vòng trong quay) ⇒ Tải trọng đông quy ước trên các ổ 0 và 1: ( ) ( )0 0 10 0 0. . . . . 0,4.1.395 1,67.566 1.1 1103,22r a t dQ X V F Y F k k N= + = + = ( ) ( )1 1 11 1 1. . . . . 1.1.1620 0.484 1.1 1620r a t dQ X V F Y F k k N= + = + = Vậy ta tính chọn ổ cho ổ 1 là ổ chịu tải lớn hơn. Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy 59 Khả năng tải động của ổ: mdC Q L= Với L = 60.10-6.n.Lh Lh = tΣ = 16352 (h) ⇒ L = 60.10-6.1420.16352 = 1393,2 triệu vòng. Vậy 10/31620 1393,2 14214 14,214mdC Q L N KN= = = = < C = 23,9 KN. Như vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động Ổ đã chọ là loại ổ đũa côn cỡ nhẹ 7205 có các thông số: Kí hiệu d mm D mm D1 mm d1 mm B mm C1 mm T mm r mm r1 mm α (o) C KN Co KN 7205 25 52 41,4 38 15 13 16,25 1,5 0,5 13,5 23,9 17,9 ™ Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ Để đề phòng biến dạng dư hoặc dính bề mặt tiếp xúc, ta cần kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ lăn theo công thức: 0tQ C≤ (18) Với: C0 – Khả năng tải tĩnh của ổ Qt – Tải trọng quy ước, là trị số lơn hươn trong 2 giá trị Qt tính theo các công thức sau: Qt = XoFr + YoFa (19) Qt = Fr (20) Trong đó: Xo, Yo – hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục, được cho trong bảng 11.6, [I]. Với ổ đũa côn một dãy thì theo bảng trên ta có: Xo = 0,5 Yo = 0,22cotgα = 0,22cotg13,5o = 0,92 Vây theo (19) thì: Qt = 0,5.1620 + 0,92.484 = 1255,28 (N) Theo (20) thì: Qt = Fr11 = 1620 (N) Vậy lấy Qt = 1620 N = 1,62 KN để kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ đã chọn Ta có Qt = 1,62 KN << Co = 17,9 KN Vậy ổ đã chọn hoàn toàn thỏa mãn điều kiện bền tĩnh. 2. Tính chọn ổ cho trục II Sơ bộ chọn ổ đũa côn. Các ổ được bố trí như hình vẽ dưới: Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy 60 Với đường kính ngõng trục d = 25 mm, cũng sơ bộ chọn ổ cỡ nhẹ 7205 (bảng P2.11, [I]), có: C = 23,90 KN ; Co = 17,90 KN ; Góc tiếp xúc α = 13,5o ™ Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ Ở phần tính trục II ta đã tính được: X0 = 2362 N ; Y0 = 1223 N X1 = 1605 N ; Y1 = 163 N Vậy phản lực trên 2 ổ là: 2 2 2 2 0 0 0 2362 1223 2660rF X Y= + = + = N 2 2 2 2 1 1 1 1605 163 1613rF X Y= + = + = N Theo bảng 11.4, [I] thì ổ đũa côn có: e = 1,5tgα = 1,5tg13,5o = 0,36 - Lực dọc trục phụ Fs do các lực hướng tâm tác dụng lên ổ sinh ra: Fso = 0,83eFro = 0,83.0,36.2660 = 794,8 (N) Fs1 = 0,83eFr1 = 0,83.0,36.1613 = 482 (N) - Lực dọc trục ngoài: Fat = Fa3 – Fa2 = 764 – 361 = 403 (N) - Tổng lực dọc trục tác dụng vào ổ: ΣFao = Fs1 + Fat = 482 + 403 = 885 (N) ΣFa1 = Fs0 - Fat = 794,8 - 403 = 391,8 (N) Vậy lực dọc trục tác dụng lên mỗi ổ: Fao = max{ΣFao, Fso} = max{885, 794,8} = 885 (N) Fa1 = max{ΣFa1, Fs1} = max{391,8, 482} = 482 (N) - Xác đinh các hệ số X, Y Với ổ 0: 0 885 0,33 0,36 . 1.2660 ao r F e V F = = < = Vậy theo bảng 11.4, [I], ta có: Xo = 1 ; Yo = 0 Với ổ 1: 1 1 482 0, 29 0,36 . 1.1613 a r F e V F = = < = Vậy theo bảng 11.4, [I], ta có: X1 = 1 ; Y1 = 0 - Các hệ số: kt = 1 (nhiệt độ t < 100oC) kd = 1 (tải trọng tĩnh) V = 1 (vòng trong quay) ⇒ Tải trọng đông quy ước trên các ổ 0 và 1: ( ) ( )0 0 0 0. . . . . 1.1.2660 0.885 1.1 2660ro a t dQ X V F Y F k k N= + = + = ( ) ( )1 1 1 1 1. . . . . 1.1.1613 0.482 1.1 1613r a t dQ X V F Y F k k N= + = + = Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy 61 Vậy ta tính chọn ổ cho ổ 0 là ổ chịu tải lớn hơn. Q = Q0 = 2660 N Khả năng tải động của ổ: mdC Q L= Với L = 60.10-6.n.Lh Lh = tΣ = 16352 (h) ⇒ L = 60.10-6.335,5745.16352 = 329,24 triệu vòng. Vậy 10/32660 329,24 15140 15,14mdC Q L N KN= = = = < C = 23,9 KN. Như vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động Ổ đã chọ là loại ổ đũa côn cỡ nhẹ 7205 có các thông số: Kí hiệu d mm D mm D1 mm d1 mm B mm C1 mm T mm r mm r1 mm α (o) C KN Co KN 7205 25 52 41,4 38 15 13 16,25 1,5 0,5 13,5 23,9 17,9 ™ Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ 0tQ C≤ Với: C0 – Khả năng tải tĩnh của ổ Qt – Tải trọng quy ước, là trị số lơn hươn trong 2 giá trị Qt tính theo các công thức sau: Qt = XoFr + YoFa (21) Qt = Fr (22) Trong đó: Xo, Yo – hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục, được cho trong bảng 11.6, [I]. Với ổ đũa côn một dãy thì theo bảng trên ta có: Xo = 0,5 Yo = 0,22cotgα = 0,22cotg13,5o = 0,92 Vây theo (21) thì: Qt = 0,5.2660 + 0,92.885 = 2144,2 (N) Theo (22) thì: Qt = Fr0 = 2660 (N) Vậy lấy Qt = 2660 N = 2,66 KN để kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ đã chọn Ta có Qt = 2,66 KN << Co = 17,9 KN Vậy ổ đã chọn hoàn toàn thỏa mãn điều kiện bền tĩnh 3. Tính chọn ổ cho trục III Sơ bộ chọn ổ đũa côn. Các ổ được bố trí như hình vẽ dưới: Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy 62 Với đường kính ngõng trục d = 40 mm, cũng sơ bộ chọn ổ cỡ nhẹ 7208 (bảng P2.11, [I]), có: C = 42,4 KN ; Co = 32,7 KN ; Góc tiếp xúc α = 14,33o ™ Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ Ở phần tính trục III ta đã tính được: X0 = 1934 N ; Y0 = 4196 N X1 = 1014 N ; Y1 = 309 N Vậy phản lực trên 2 ổ là: 2 2 2 2 0 0 0 1934 4196 4620rF X Y= + = + = N 2 2 2 2 1 1 1 1014 309 1060rF X Y= + = + = N Theo bảng 11.4, [I] thì ổ đũa côn có: e = 1,5tgα = 1,5tg14,33o = 0,38 - Lực dọc trục phụ Fs do các lực hướng tâm tác dụng lên ổ sinh ra: Fso = 0,83eFro = 0,83.0,38.4620 = 1457 (N) Fs1 = 0,83eFr1 = 0,83.0,38.1060 = 334 (N) - Lực dọc trục ngoài: Fat = Fa4= 764 (N) - Tổng lực dọc trục tác dụng vào ổ: ΣFao = Fs1 - Fat = 334 - 764 = - 430 (N) ΣFa1 = Fs0 + Fat = 1457 + 764 = 2221 (N) Vậy lực dọc trục tác dụng lên mỗi ổ: Fao = max{ΣFao, Fso} = max{- 430, 1457} = 1457 (N) Fa1 = max{ΣFa1, Fs1} = max{2221, 334} = 2221 (N) - Xác đinh các hệ số X, Y Với ổ 0: 0 1457 0,32 0,38 . 1.4620 ao r F e V F = = < = Vậy theo bảng 11.4, [I], ta có: Xo = 1 ; Yo = 0 Với ổ 1: 1 1 2221 2,1 0,38 . 1.1060 a r F e V F = = > = Vậy theo bảng 11.4, [I], ta có: X1 = 0,4 ; Y1 = 0,4cotgα = 0,4cotg14,33o = 1,57 - Các hệ số: kt = 1 (nhiệt độ t < 100oC) kd = 1 (tải trọng tĩnh) V = 1 (vòng trong quay) ⇒ Tải trọng đông quy ước trên các ổ 0 và 1: ( ) ( )0 0 0 0. . . . . 1.1.4620 0.1457 1.1 4620ro a t dQ X V F Y F k k N= + = + = Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy 63 ( ) ( )1 1 1 1 1. . . . . 0,4.1.1060 1,57.2221 1.1 3911r a t dQ X V F Y F k k N= + = + = Vậy ta tính chọn ổ cho ổ 0 là ổ chịu tải lớn hơn. Q = Q0 = 4620 N Khả năng tải động của ổ: mdC Q L= Với L = 60.10-6.n.Lh Lh = tΣ = 16352 (h) ⇒ L = 60.10-6.124,204.16352 = 121,86 triệu vòng. Vậy 10/34620 121,86 19516 19,516mdC Q L N KN= = = = < C = 42,4 KN. Như vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động nhưng do C >> Cd, nên ta có thể chọn loại ổ đũa côn nhẹ hơn đó là loại ổ đũa côn cỡ đặc biệt nhẹ 2007108 có các thông số: Kí hiệu d mm D mm D1 mm d1 mm B mm C1 mm T mm r mm r1 mm α (o) C KN Co KN 2007108 40 68 51 49 18 16 20 1,5 0,5 10,25 31,9 28,4 ™ Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ 0tQ C≤ Với: C0 – Khả năng tải tĩnh của ổ Qt – Tải trọng quy ước, là trị số lơn hươn trong 2 giá trị Qt tính theo các công thức sau: Qt = XoFr + YoFa (23) Qt = Fr (24) Với ổ đũa côn một dãy thì theo bảng 11.6, [I]. trên ta có: Xo = 0,5 Yo = 0,22cotgα = 0,22cotg10,25o = 1,22 Vây theo (23) thì: Qt = 0,5.4620 + 1,22.1457 = 4087,54 (N) Theo (24) thì: Qt = Fr0 = 4620 (N) Vậy lấy Qt = 4620 N = 4,62 KN để kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ đã chọn Ta có Qt = 2,66 KN << Co = 28,4 KN Vậy ổ đã chọn hoàn toàn thỏa mãn điều kiện bền tĩnh. 4. Chọn khớp nối Có nhiều loại nối trục khác nhau, nhưng ta chọn khớp nối trụ vòng đàn hồi vì: - Có bộ phận đàn hồi cho nên nó có khả năng: giảm va đập và chấn động, đề phòng cộng hưởng do dao dộng xoắn gây nên và bù lại độ lệch trục. - Nối trục có cấu tạo đơn giản, dễ chế tạo, dễ thay thế, làm việc tin cậy, nên được sử dụng khá rộng rãi. Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy 64 D Do d dm l1 l2 l B L l l3 h D2 d1 dc Trong phần thiết kế trục, ta đã có mômen xoắn tính toán là: Tt = 37,845 Nm Vậy dựa vào bảng 16-10a, [II], ta có kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi (mm): d D dm L l d1 D0 Z nmax B B1 l1 D3 l2 18 90 28 84 40 32 63 4 6500 4 28 21 20 20 Theo bảng 16-10a, [II], ta có kích thước cơ bản của vòng đàn hồi (mm): dc d1 D2 l l1 l2 l3 h 10 M8 15 42 20 10 15 1,5 ™ Kiểm nghiệm điều kiện bền của vòng đàn hồi và chốt - Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi: [ ] 0 3 2 . . .d dc kT Z D d l σ σ= ≤ Trong đó: [σd] - ứng suất dập cho phép của vòng cao su, có thể lấy: [σd] = (2 ÷ 4) MPa k - hệ số chế độ làm việc Theo bảng 16-1, [II], do loại máy ta thiết kế là loại máy băng tải, chọn k = 1,5 T = 25230,1585 Nmm Vậy: 0 3 2 2.1,5.25230,1585 2 . . . 4.63.10.15d c kT Z D d l σ = = = (MPa) Ta thấy σd = 2 MPa thỏa mãn điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi. - Điều kiện sức bền uốn của chốt: Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy 65 [ ]03 00,1. . . u u c kTl d Z D σ σ= ≤ Trong đó: [σu] - ứng suất uốn cho phép của chốt, [σu] = (60 ÷ 80) MPa. 30 1 1520 27,5 2 2 ll l mm= + = + = Nên ta có: [ ] ( )31,5.25230,1585.27,5 41,3 60 800,1.10 .4.63u uMPa MPaσ σ= = < = ÷ Vậy chốt thỏa mãn điều kiện sức bền uốn. Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy 66 Phần 4: Thiết kế vỏ hộp và các chi tiết phụ I. Thiết kế vỏ hộp giảm tốc đúc 1. Chọn bề mặt ghép nắp và thân Chọn bề mặt ghép của vỏ hộp (phần trên của vỏ là nắp, phần dưới là thân) đi qua đường tâm các trục. Nhờ đó việc lắp ghép các chi tiết sẽ thuận tiện hơn. Bề mặt ghép chọn song song với mặt đế. 2. Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp Dựa vào bảng 18 – 1, [II] ta xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp: ¾ Chiều dày: - Thân hộp: δ = 0,03a + 3 = 0,03.140 + 3 = 7,2 mm Với a = 140 mm – khoảng cách giữa trục II và III. Lấy δ = 8 mm > 6 mm. - Nắp hộp: δ1 = 0,9δ = 0,9.8 = 7,2 mm ¾ Gân tăng cứng: - Chiều dày: e = (0,8 ÷ 1)δ = (6,4 ÷ 8) mm. Chọn e = 8 mm. - Chiều cao: h < 58 mm. Chọn h = 50 mm. - Độ dốc: 2o ¾ Đường kính: - Bulông nền: d1 > 0,04a + 10 > 12 mm ⇒ d1 > 0,04.140 + 10 = 15,6 mm > 12 mm. Vậy chọn d1 = 17 mm. - Bulông cạnh ổ: d2 = (0,7 ÷ 0,8)d1 = (0,7 ÷ 0,8).17 = (11,9 ÷ 13,6) mm. Chọn d2 = 12 mm. - Bulông ghép bích nắp và thân: d3 = (0,8 ÷ 0,9)d2 = (0,8 ÷ 0,9).12 = (9,6 ÷ 10,8) mm Chọn d3 = 10 mm - Vít ghép nắp ổ: d4 = (0,6 ÷ 0,7)d2 = (0,6 ÷ 0,7)12 = (7,2 ÷ 8,4) mm. Chọn d4 = 8 mm. - Vít ghép nắp cửa thăm: d5 = (0,5 ÷ 0,6)d2 = (0,5 ÷ 0,6)12 = (6 ÷ 7,2) mm. Chọn d5 = 6 mm. ¾ Kích thước gối trục: - Đường kính ngoài và tâm lỗ vít: D3, D2 Tra bảng 18 – 2, [II], ta có: Với đường kính lỗ lắp ổ lăn: D = 52 mm => D3 = 80 mm; D2 = 65 mm Với đường kính lỗ lắp ổ lăn: D = 68 mm => D3 = 110 mm; D2 = 84 mm - Tâm lỗ bulông cạnh ổ: E2 ≈ 1,6d2 = 1,6.12 = 19,2 mm. Chọn E2 = 20 mm. R2 ≈ 1,3d2 = 1,3.12 = 15,6 mm. Chọn R2 = 16 mm. - Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ: K2 = E2 + R2 + (3 ÷ 5) mm = 20 + 16 + (3 ÷ 5) = (39 ÷ 41) mm. Chọn K2 = 40 mm. - Khoảng cách từ tâm bulông tới mép ổ: k ≥ 1,2d2 = 1,2.12 = 14,4 mm. Lấy k = 15 mm. Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy 67 ¾ Mặt bích ghép nắp và thân: - Chiều dày bích thân hộp: S3 = (1,4 ÷ 1,8)d3 = (1,4 ÷ 1,8)10 = (14 ÷ 18) mm Chọn S3 = 16 mm. - Chiều dày bích nắp hộp: S4 = (0,9 ÷ 1)S3 = (0,9 ÷ 1)16 = (14,4 ÷ 16) mm Chọn S4 = 15 mm. - Bề rộng bích nắp và thân: K3 = K2 - (3 ÷ 5) mm. Lấy K3 = K2 – 4 = 40 – 4 = 36 mm. ¾ Mặt đế hộp: - Chiều dày khi không có phần lồi: S1 ≈ (1,3 ÷ 1,5)d1 = (22,1 ÷ 25,5) mm. Lấy S1 = 24 mm. - Khi có phần lồi: S1 ≈ (1,4 ÷ 1,7)d1 = (1,4 ÷ 1,7).17 = (23,8 ÷ 28,9) mm. Lấy S1 = 25 mm. S2 ≈ (1 ÷ 1,1)d1 = (1 ÷ 1,1).17 = (17 ÷ 18,7) mm. Lấy S2 = 18 mm. - Bề rộng mặt đế hộp: K1 ≈ 3d1 = 3.17 = 51 mm. q ≥ K1 + 2δ = 51 + 2.8 = 67 mm. Lấy q = 68 mm. ¾ Khe hở giữa các chi tiết: - Giữa bánh răng với thành trong hộp: Δ ≥ (1 ÷ 1,2)δ = (1 ÷ 1,2).8 = (8 ÷ 9,6) mm. Lấy Δ = 9 mm. - Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp: Δ1 ≥ (3 ÷ 5)δ = (3 ÷ 5).8 = (24 ÷ 40) mm. Lấy Δ1 = 30 mm. - Giữa mặt bên các bánh với nhau: Δ ≥ δ = 8 mm. Lấy Δ = 9 mm. II. Một số kết cấu khác liên quan đến cấu tạo vỏ hộp a) Vòng móc Để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc (khi gia công, khi lắp ghép…) trên nắp và thân thường lắp thêm bulông vòng hoặc móc vòng. Hiện nay vòng móc được dùng nhiều. Kích thước vòng móc có thể được xác định như sau: Chiều dày vòng móc: S = (2 ÷ 3).δ = (16 ÷ 24) mm. Chọn S = 23 mm. Đường kính: d = (3 ÷ 4).δ = (24 ÷ 32) mm. Chọn d = 30 mm. b) Chốt định vị Để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như khi lắp ghép, ta dùng 2 chốt định vị. Nhờ chốt định vị, khi xiết bulông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ (do sai lệch vị trí tương đối của nắp và thân), do đó loại trừ được một trong các nguyên nhân làm ổ chóng bị hỏng. Chọn chốt định vị hình côn: d = 12 mm C = 1,6 mm l = 36 ÷ 220 mm T t t k đ huyết Mi c) Cửa thă Để ki rên đỉnh h hêm nút th A 100 d) Nút thô Khi l hí bên tro ược lắp tr E D C nh Đồ Án m ểm tra, qu ộp có làm ông hơi. K B 75 ng hơi àm việc, n ng và bên ên nắp cử N C Chi Tiết M an sát các cửa thăm ích thước A1 B 150 1 hiệt độ tro ngoài hộp a thăm hoặ R ∅G P áy tiết máy tr . Cửa thă cửa thăm 1 C 00 125 ng hộp tă , người ta c ở vị trí c O ong hộp k m được đ chọn theo k 87 ng lên. Để dùng nút ao nhất củ L I M Bộ Mô hi lắp ghé ậy bằng n bảng 18 – R 12 giảm áp thông hơi a nắp hộp ∅A ∅Q K ∅A B R n Cơ Sở T p và để đổ ắp. Trên n 5, [II]. Vít 4.M8×22 suất và đi . Nút thôn . H ∅3 6lç hiết Kế M dầu vào h ắp có thể Số lượng 4 ều hòa khô g hơi thườ H 6l ç áy ộp lắp ng ng T h t huyết Mi Hình A M27×2 e) Nút thá Sau m ạt mài), h có lỗ tháo rụ có kết c d M20× f) Que thă Có kí Ø 6 nh Đồ Án dạng và kí B D 15 15 o dầu ột thời gi oặc bị biến dầu. Lúc l ấu và kích b 2 15 m dầu ch thước n Chi Tiết M ch thước n E G 45 36 an làm việ chất, do àm việc, lỗ thước nh m 9 hư hình v L áy út thông h H I 32 6 c, dầu bôi đó cần phả được bịt ư sau: f L 3 28 ẽ: ơi: K L M 4 10 8 trơn chứa i thay dầu kín bằng n c 2,5 M12 Bộ Mô N O 22 6 trong hộp mới. Để t út tháo dầ q 17,8 1x45° 3 3 3 n Cơ Sở T P Q 32 18 bị bẩn (do háo dầu cũ u. Ta chọn D S 30 22 6 1x45° 0 hiết Kế M R S 36 32 bụi bặm v , ở đáy hộ nút tháo d Do 25,4 Ø 5 Ø 18 áy à p ầu Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy 70 g) Vòng chắn dầu: Vòng gồm 3 rãnh tiết diện tam giác có góc ở đỉnh là 600. Khoảng cách giữa các đỉnh là 3 mm. Vòng cách mép trong thành hộp khoảng (0,5÷1) mm. Khe hở giữa vỏ với mặt ngoài của vòng ren là 0,4 mm. III. Bôi trơn ổ lăn và hộp giảm tốc 1. Bôi trơn ổ lăn Khi ổ được bôi trơn đúng kỹ thuật sẽ hạn chế được mài mòn bởi vì chất bôi trơn sẽ giúp tránh không để các chi tiết kim loại tiếp xúc trực tiếp với nhau, ma sát trong ổ sẽ giảm, khả năng chống mài mòn của ổ tăng lên, khả năng thoát nhiệt tốt hơn bảo vệ bề mặt không bị han gỉ, đồng thời giảm được tiếng ồn. Dựa vào số vòng quay và nhiệt độ làm việc của ổ ta chọn loại mỡ tra vào ổ lăn. Ta thấy số vòng quay của ổ khi làm việc thuộc loại nhỏ và trung bình nên lượng mỡ cho vào chiếm 2/3 khoảng trống của ổ. 2. Bôi trơn hộp giảm tốc Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn răng, đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các chi tiết máy bị hỏng, cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc. Ta chọn loại dầu bôi trơn trong hộp là loại AK15 độ nhớt của dầu ở 500C để bôi trơn bánh răng. Dựa vào vận tốc vòng và δh ta chọn loại dầu có độ nhớt là 80/11. 60 ° a t a = 6..9 t = 2..3 b