Thuyết minh Đồ án môn Chi tiết máy

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, nối trục theo k6 kết hợp với lắp then.

docx92 trang | Chia sẻ: tueminh09 | Ngày: 27/01/2022 | Lượt xem: 727 | Lượt tải: 2download
Bạn đang xem trước 20 trang tài liệu Thuyết minh Đồ án môn Chi tiết máy, để xem tài liệu hoàn chỉnh bạn click vào nút DOWNLOAD ở trên
ó: +) :Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng (tra bảng 6.21). Ta có: Tra bảng 6.21, [I], với các số liệu đã có ÞKFβ =1,47 +) : Hệ số kể đến sự phân bố không đểu tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. (tra bảng 6.16 (I)) Với bánh răng côn răng thẳng: KFα =1,16 +) : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp . Ta có: Trong đó: Với: go – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng. Theo bảng 6.16, [I], ta có go = 47 - hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp. Theo bảng 6.15, [I], ta có v = 3,91 m/s Vậy: - : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Với hệ số trùng khớp ngang Þ Ta thay các giá trị vừa tính được vào công thức (12) và (13) ta được: Tính chính xác ứng suất cho phép về uốn Từ các công thức (2) và (4) ta có: Trong đó: YR = 1 (Theo tài liệu [I]) YS = 1,08 – 0,0695ln(m) = 1,08 – 0,0695ln(2,55) = 1,01. KXF = 1 (Do dae2 = 358,05 mm < 400 mm) Vậy: Ta có: Vậy bộ truyền đảm bảo độ bền uốn. e) Kiểm nghiệm răng về quá tải Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (thí dụ lúc mở máy, hãm máy v,v) với hệ số quá tải Kqt = Tmax/T, trong đó T là mômen xoắn danh nghĩa, Tmax là mômen xoắn quá tải. Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại. Ta có: Kqt = Kbđ = 1,3 Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại không được vượt quá một giá trị cho phép: (14) Ta có: Mà: nên bất đẳng thức (14) được thỏa mãn. Đồng thời để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất uốn cực đại tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép: (15) Ta có: Mà: (MPa) (MPa) và Vậy các điều kiện (14) và (15) đều thỏa mãn nên bộ truyền cấp nhanh thỏa mãn các yêu cầu về quá tải. f) Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn. Lập bảng thông số bánh răng côn. STT Thông số Kí hiệu Giá trị 1 Chiều dài côn ngoài Re 193,54 mm 2 Chiều dài côn trung bình Rm 165,29 mm 3 Chiều rộng vành răng b 56,5 mm 4 Môđun mte 3 mm 5 Môđun vòng trung bình mtm 2,55 mm 6 Đường kính chia ngoài de de1 = 96mm de2 = 357 mm 7 Đường kính trung bình dm dm1 = 81,9mm dm2 = 304,9mm 8 Góc côn chia d d1 = d2 = 9 Chiều cao răng ngoài he he = 6,6 mm 10 Chiều cao đầu răng ngoài hae hae1 = 4,02 mm hae2 = 1,98 mm 11 Chiều cao chân răng hfe hfe1 = 2,58 mm hfe2 = 4,62 mm 12 Đường kính đỉnh răng ngoài dae dae1 = 98,09 mm dae2 = 358,05 mm 13 Góc chân răng qf qf1 = 0,355(rad) qf2 = 0.402rad) 14 Góc côn đỉnh da da1 =15,452(rad) da2 = 75,305(rad) 15 Góc côn đáy df df1 = 14,695(rad) df2 = 74,548(rad) 4.Tính toán truyền động bánh răng trụ răng nghiêng (cấp chậm) a) Xác định sơ bộ khoảng cách trục aw Theo công thức 6.15a (I): Trong đó: - Ka: Hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng. Vì bộ truyền cấp chậm là truyền động bánh răng trụ răng nghiêng bằng thép - thép nên tra bảng 6.5, [I] ta được Ka = 43 MPa1/3 - T2: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động, Nmm T2 = 454927,41 (Nmm) - : Ứng suất tiếp xúc cho phép, MPa (MPa) - u2: Tỉ số truyền của bộ truyền cấp chậm . u2 = 2,9 - bw: Chiều rộng vành răng - :Hệ số chiều rộng bảnh răng . Theo bảng 6.6, [I] ta chọn Từ đó theo công thức 6.16, [I] ta có: -: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc. Giá trị của phụ thuộc vị trí của bánh răng đối với các ổ và hệ số , được tra trong bảng 6.7, [I]: Do bộ truyền ta thiết kế có vị trí bánh răng lắp ứng với sơ đồ 5 (bảng 6.7, [I]) và H3, H4< HB 350 nên theo bảng 6.7, [I] ta tra được theo phương pháp nội suy: và Thay các giá trị tìm được ở trên vào công thức (16) ta có: Nhằm đảm bảo các yêu cầu kỹ thuật, điều kiện chạm trục cho hộp giảm tốc sau này : Lấy aw = 225 mm b) Xác định các thông số ăn khớp Xác định môđun Theo công thức 6.17, [I] ta có: (mm) Theo bảng 6.8, [I] ta chọn môđun tiêu chuẩn là môđun pháp mn = 3. Xác định số răng, góc nghiêng b . Giữa khoảng cách trục aw, số răng bánh nhỏ Z3, số răng bánh lớn Z4, góc nghiêng b của răng và môđun trong bộ truyền ăn khớp ngoài, liên hệ với nhau theo công thức 6.18(I) Sơ bộ chọn góc nghiêng b, với răng nghiêng thìb = 8 200. - Chọn sơ bộ góc nghiêng b = 150, từ công thức 6.18(I) ta tính số răng bánh nhỏ: Lấy Z3 = 37 răng. - Số răng bánh lớn: Z4 = u2.Z3 = 2,9.37 = 107,3 Lấy Z4 = 108 răng. - Tỉ số truyền thực tế: Từ công thức 6.18 (I) ta tính lại góc nghiêng : Þb = 150. c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau (Theo công thưc 6.33 (I)): Trong đó: ZM – hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp Tra bảng 6.5, [I], vì vật liệu bánh nhỏ và bánh lớn đều làm bằng thép nên chọn ZM = 274 MPa1/3. ZH – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Theo công thức 6.34 (I). Ở đây: - góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở Theo công thức 6.35 (I). Với và lần lượt là góc prôfin răng và góc ăn khớp. Ở đây bộ truyền cấp chậm là bánh răng nghiêng không dịch chỉnh nên theo tài liệu [I] . (trong đó theo TCVN 1065-71 thì góc prôfin gốc a = 200) ÞÞ Vậy từ 6.34 (I) ta có: - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Ta có: - hệ số trùng khớp dọc, được tính theo công thức sau: Với : Vì nên - hệ số trùng khớp ngang Áp dụng công thức gần đúng ta có: Vậy = 0,64. KH - hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc Trong đó: - - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. Ở đây là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng nên được tra trong bảng 6.14, [I]. Để tra được giá trị của và ta phải tính vận tốc vòng của bánh răng chủ động, sau đó chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng, từ trị số của cấp chính xác ta tra các hệ số trên. Ta có: Với dw3 là đường kính vòng lăn bánh nhỏ, tính theo công thức sau: Vậy (m/s) Dựa vào bảng 6.13, [I], do v < 4 (m/s) nên ta chọn cấp chính xác 9. Vậy theo bảng 6.14, [I] ta có: và - Tính KHV: Trị số của KHV được tính theo công thức sau: Trong đó: Với: go – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng. Do mn = 3 < 3,55, cấp chính xác theo mức làm việc êm là 9 nên tra bảng 6.16, [I] ta được go = 73 - hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp. Do độ rắn mặt răng bánh bị động HB4< 350 HB và dạng răng là răng nghiêng nên theo bảng 6.15 (I): Vậy Suy ra: Từ đó : Nên theo 6.33 (I) ta có: Xác định chính xác ứng suất cho phép về tiếp xúc : Do vận tốc vòng: v = 1,49 m/s < 5 m/s Þ ZV = 1 Với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5 1,25 mm (tra bảng 21.3 II) Þ ZR = 0,95 Ta có: Đường kính chia bánh lớn: Đường kính vòng đỉnh răng: (mm) < 700 mm Þ KXH = 1 Vậy (MPa) Þ Sự chênh lệch giữa và là: Như vậy > 4% nên ta cần giữ nguyên các kết quả tính toán và chỉ cần tính lại chiều rộng vành răng bw theo công thức : (mm) Lấy bw = 55 mm = bw4 Þ bw3 = bw4 + (5 ÷ 10) mm. Vậy ta lấy bw3 = 65 mm. d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép: (6.43 (I)) (6.44 (I)) Trong đó: bw- chiều rộng vành răng bw = 55 mm mn- môđun pháp , mn = 3 mm dw3 - đường kính vòng lăn của bánh răng chủ động dw3 = 115,38 mm T2 - mômen xoắn trên bánh chủ động T2 = 454927,41Nmm Ye - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng - hệ số kể đến độ nghiêng của răng , - hệ số dạng răng của bánh 3 và bánh 4 Hệ số dạng răng phụ thuộc vào số răng tương đương Zv3 và Zv4 và hệ số dịch chỉnh, tra trong bảng 6.18, [I]. Ở đây x3 = x4 = 0 Ta có: Từ các số liệu trên ta tra bảng 6.18, [I] và nội suy ta được với hệ số dịch chỉnh x3=x4=0: và KF- hệ số tải trọng khi tính về uốn Với: (đã tra ở phần kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc) (đã tra ở phần đầu) Trong đó: Với: go – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng. Do mn = 3 < 3,55, cấp chính xác theo mức làm việc êm là 9 nên tra bảng 6.16, [I] ta được go = 73 - hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp. Do độ rắn mặt răng bánh bị động HB4< 350 HB và dạng răng là răng nghiêng nên: v = 1,49 m/s Vậy Vậy ta có: Tính chính xác ứng suất cho phép về uốn Ta có: Trong đó: YR = 1 (Theo tài liệu [I]) YS = 1,08 – 0,0695ln(mn) = 1,08 – 0,0695ln(3) = 1,00. KXF = 1 (Do da4 = 341,4 mm < 400 mm) Vậy : Ta có: (MPa) < (MPa) (MPa) < (MPa) Vậy bộ truyền đảm bảo độ bền uốn. e) Kiểm nghiệm răng về quá tải Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (thí dụ lúc mở máy, hãm máy v,v) với hệ số quá tải Kqt = Tmax/T, trong đó T là mômen xoắn danh nghĩa, Tmax là mômen xoắn quá tải. Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại. Ta có: Kqt = Kbđ = 1,3 Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại không được vượt quá một giá trị cho phép: Ta có: Mà: (MPa) nên bất đẳng thức trên được thỏa mãn. Đồng thời để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất uốn cực đại sFmax tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép: Ta có: Mà: (MPa) (MPa) và Vậy các điều kiện và trên đều thỏa mãn nên bộ truyền cấp chậm thỏa mãn các yêu cầu về quá tải. f) Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng Bảng số liệu (theo bảng 6.11 [1]) STT Thông số Kí hiệu Giá trị 1 Khoảng cách trục chia a 225 mm 2 Khoảng cách trục aw 225 mm 3 Đường kính chia d d3=114,9 mm d4=335,4 mm 4 Đường kính lăn dw dw3=115,38 mm dw4=334,6 mm 5 Đường kính đỉnh răng da da3=120,9 mm da4=341,4 mm 6 Đường kính đáy răng df df3=107,4 mm df4=327,9 mm 7 Góc profin α 20o 8 Góc profin răng αt 20o38’ 9 Góc ăn khớp αtw 20o38’ 11 Hệ số trùng khớp ngang εα 1,7 II. Kiểm tra điều kiện bôi trơn, chạm trục và sai số vận tốc. Kiểm tra điều kiện bôi trơn Hình 2.1: Sơ đồ kiểm tra điều kiện bôi trơn 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 han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp. Theo mục 18.3.1 – Các phương pháp bôi trơn hộp giảm tốc, [II] thì với bộ truyền bánh răng có vận tốc vòng v ≤ 12 m/s thì dùng phương pháp bôi trơn ngâm dầu cho hộp giảm tốc (hộp giảm tốc bánh răng côn – trụ 2 cấp). Với điều kiện bôi trơn trong hộp giảm tốc. Phương pháp bôi trơn ngâm trong dầu có nghĩa là hai bánh răng lớn z2 và z4 đều được ngâm trong dầu có chứa trong hộp giảm tốc, ta chọn dầu AK10 hoặc AK15 có độ nhớt ở 50và 0,25 Gọi: Xmax, Xmin: lần lượt là khoảng cách từ đường tâm các bộ truyền đến mức dầu max và min của hộp giảm tốc. X2max, X4max: là khoảng cách từ đường tâm các bộ truyền đến mức dầu max của bộ truyền cấp nhanh và chậm. X2min, X4min: là khoảng cách từ đường tâm các bộ truyền đến mức dầu min của bộ truyền cấp nhanh và chậm. a). Mức dầu tối thiểu Xmin - Với bánh răng côn : (mm) - Với bánh răng trụ: Trong đó: hmin = (0,75 ÷ 2)h = (0,75 ÷ 2).2,25mn Lấy: hmin = 2h = 2.2,25.mn = 2.2,25.3 = 13,5 (mm) Vậy: (mm) b). Mức dầu tối đa - Với cấp nhanh: Vì v = 3,91 m/s > 1,5 m/s nên mức dầu max cách mức dầu min là 10 mm. Nên: X2max = X2min – 10 = 129,46 – 10 = 119,46 (mm) - Với cấp chậm: Vì v = 1,49 m/s ≈ 1,5 m/s nên chiều sâu ngâm dầu bằng khoảng 1/4 bán kính bánh răng. Tức là: (mm) Vậy X4max = X4min – = 157,2- 42,67 = 114,53 (mm) Mức dầu chung cho toàn hộp giảm tốc: Xmin = min (X2min ; X4min) = min (129,46 ; 157,2) = 129,46 (mm) Xmax = max (X2max ; X4max) = max (119,46 ; 114,53) = 119,46 (mm) Ta có chiều sâu ngâm dầu: DX = Xmin - Xmax = 129,46 – 119,46 = 10 (mm) > 5 (mm) Vậy điều kiện bôi trơn được thỏa mãn. Kiểm tra điều kiện chạm trục Hình 2.2: Sơ đồ điều kiện chạm trục Với hộp giảm tốc côn – trụ 2 cấp như hình vẽ, để các bánh răng không bị chạm trục thì: x1> (5 ÷ 10) mm ; x2> (5 ÷ 10) mm Ta có: (mm) Vậy x1> 10 mm nên bánh răng 1 và bánh răng 3 không va chạm vào nhau. Với: aw = 225 mm dae2 = 358,05 mm - đường kính sơ bộ của trục III Theo công thức (10.9), [I] ta có: Trong đó: T3 – mômen xoắn trên trục III T = 1271168,05 Nmm - ứng suất xoắn cho phép, MPa Với vật liệu trục là thép 45 thì Mpa (lấy trị số nhỏ đối với trục vào của hộp giảm tốc, trị số lớn đối với trục ra). Vì lúc này tính đường kính trục không xét đến ứng suất uốn, nên để bù lại phải lấy thấp xuống khá nhiều. Lấy ta có: mm mm Suy ra bánh răng côn 2 không chạm vào trục III. Vậy điều kiện về chạm trục được thỏa mãn. Kiểm tra sai số vận tốc. Số vòng quay thực trên trục động cơ: Với : (v/p) Sai số vòng quay trên trục công tác là : Vậy sai số vận tốc thỏa mãn điều kiện làm việc . PHẦN III: 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: MPa 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. 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, lực căng đai, 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. Lực tác dụng từ các bộ truyền bánh răng: Xuất phát từ lực vòng của băng tải ta xác định được chiều quay của các trục như hình vẽ. Tiến hành phân tích lực và chọn chiều nghiêng hợp lý cho cặp bánh răng trụ răng nghiêng, ta có sơ đồ phân tích lực với chiều nghiêng hợp lý của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng như sau: Hình 3.1: Sơ đồ phân tích lực bộ truyền trong hộp giảm tốc Kết luận: Chiều nghiêng của bánh răng trụ như hình vẽ là hợp lý. Bộ truyền bánh răng côn răng thẳng Lực vòng: (N) (N) Lực hướng tâm: (N) (N) Lực dọc trục: (N) (N) Truyền bánh răng trụ răng nghiêng Lực vòng: (N) (N) Lực hướng tâm: (N) (N) Lực dọc trục: (N) (N) Lực tác dụng từ khớp nối Lực tác dụng từ khớp nối trên trục III Trong đó: Tct – mômen xoắn trên trục công tác Tct = 1262208,28Nmm Do – đường kính vòng vòng tròn qua tâm các chốt (được chọn theo mômen xoắn tính toán Tt của khớp nối) Theo công thức 16-1(II) Ta có mômen xoắn tính toán của khớp nối trục vòng đàn hồi: Tt = K.Tct (3) 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 = 1,5.1262208,28 = 1893312,42 (Nmm) »1893,3 (Nm) Với Tt = 1893,3 Nm thì dựa vào bảng 16-10a, [II], ta có: Do = 200 (mm) Vậy ta thay Do = 200 mm và Tct = 1262208,28 Nmm vào (1) ta được: (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) Trong đó: Tk – mômen xoắn trên trục thứ k ( k = 13), Nmm - ứng suất xoắn cho phép, MPa Với vật liệu trục là thép 45 thì 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 (0,81,2)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 = (0,81,2)dđc Với dđc là đường kính trục động cơ 4A160S4Y3 (đã chọn ở phần I), vậy theo bảng phụ lục P1.7, [I] – Kích thước động học của động cơ ta có: dđc = 42 mm. Vậy dI = (0,81,2).42 = (33,650,4) mm. Chọn dI =45 mm. - Đường kính sơ bộ của trục II ( lấy): (mm) Chọn đường kính sơ bộ của trục.dII = 50 (mm) - Đường kính sơ bộ của trục III (lấy ): (mm) Chọn đường kính sơ bộ của trục .dIII= 65 (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 = 45 mm® chọn ổ lăn có bo1 = 25 mm. Với trục II có dII = 50 mm ® chọn ổ lăn có bo2 = 27 mm. Với trục III có dIII = 65 mm® chọn ổ lăn có bo3 = 33 mm. Ta đi tính lmki, lk1, lki, lcki và bki. Trong đó: k – Số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc (k = 13). 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 = 2s, với s là số các chi tiết quay (bánh răng, khớp nối) lk1 – khoảng cách giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k ; 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 bánh răng côn Chiều dài mayơ bánh răng côn lắp trên trục I: lm13= (1,2 ¸ 1,4)dI = (1,2 ¸ 1,4).45 = (54 ¸ 63) mm Lấy lm13 = 55 mm Chiều dài mayơ bánh răng côn lắp trên trục II: lm23 = (1,2¸ 1,4)dII = (1,2 ¸ 1,4).50 = (60 ¸ 70) mm Lấy lm23 = 65 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).50 = (60 ¸ 75) mm Lấy lm22 = 70 mm Chiều dài mayơ bánh răng trụ lắp trên trục III: lm32 = (1,2¸ 1,5)dIII = (1,2 ¸ 1,5).65 = (78 ¸ 97,5) mm Lấy lm32 = 90 mm Chiều dài mayơ nửa khớp nối (nối trục vòng đàn hồi) lắp trên trục I: lm12 = (1,4 ¸ 2,5)dI = (1,4 ¸ 2,5).45 = (63 ¸ 112,5) mm Lấy lm12 = 85 mm Chiều dài mayơ nửa khớp nối (nối trục vòng đàn hồi) lắp trên trục III: lm33 = (1,4¸ 2,5)dIII = (1,4 ¸ 2,5).65 = (91 ¸ 162,5) mm Lấy lm33 = 110 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 = 815 mm. Lấy k1 = 10 mm Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp k2 = 515 mm. Lấy k2 = 10 mm Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3 = 1020 mm. Lấy k3 = 15 mm Chiều cao nắp ổ và đầu bulông hn = 1520 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) - Trên trục I: l11 = (2,5 ¸ 3)dI = (2,5 ¸ 3).45 = (112,5 ¸ 135) mm Lấy l11 = 125 mm. - Trên trục II: l21 = lm22 + lm23 + bo2 + 3k1 + 2k2 = 70 +65 + 27 + 3.10 + 2.10 = 212 (mm) Trên trục III: l31 = l21 = 212 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 + bo1) + k3 + hn = 0,5(85 + 25) + 15 + 17 = 87 (mm) Khoảng cách côngxôn trên trục III, tính từ chi tiết thứ 3 (khớp nối) ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ Lc33=0,5(lm33 + b03) + k3 + hn =0,5(110 + 33) +15 +17 =103,5 (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 = - 87 (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(bo1 – b13cosd1) Với: b13 – chiều rộng vành răng bánh răng côn. Ta có b13 = 56,5 mm. Vậy: l13 = 125 + 10 + 10 + 55 + 0,5(25 – 56,5cos1503’) = 185,21(mm) - Khoảng cách từ gối đỡ 0 dến tiết diện thứ 2 (lắp bánh răng trụ) trên trục II: l22 = 0,5(lm22 + bo2) + k1 + k2 = 0,5(70+ 27) + 10 + 10 = 68,5 (mm) - Khoảng cách từ gối đỡ 0 dến tiết diện thứ 3 (lắp bánh răng côn) trên trục II: l23 = l22 + 0,5(lm22 + b13cosd2) + k1 = 68,5 + 0,5(70 + 56,5cos74057’) + 10 = 120,83 (mm) - Khoảng cách từ gối đỡ 0 dến tiết diện thứ 2 (lắp bánh răng trụ) trên trục III: l32 = l22 = 68,5 (mm) Hình 3.2: 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 = Fd = 1508 (N) ; Fr1 = 1110,3 (N) Fa1 = 282 (N) Ft1 = 3158,9 (N) Và (Nmm) (Nmm) b). Tính các phản lực trên các gối đỡ - Theo phương ngang ta có: (N) Từ đó suy ra: X0 = X1 – Ft1 – Fr = 3630,9– 3158,9 – 1508 = -1036(N) - Theo phương thẳng đứng ta có: (N) Từ đó suy ra: Yo = Y1 – Fr1 = 1534,5– 1110,3 = 424,2 (N) c). Vẽ biểu đồ mômen uốn Mx, My và biểu đồ mômen xoắn Mz Hình 3.3: Biểu đồ mômen uốn Mx, My và biểu đồ mômen xoắn Mz trục I d). Tính đường kính trục tại các tiết diện - Tại vị trí ổ lăn 0: Vậy Trong đó [s] - 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 sb = 600 MPa nên [s] = 63.106 MPa. Chọn d10 = 35 mm - Tại vị trí ổ lăn 1: Vậy Chọn d11 = 35 mm - Tại tiết diện 2 (lắp khớp nối): Vậy Chọn d12 =30 mm - Tại tiết diện 3 (lắp bánh răng côn): Vậy Chọn d13 = 30 mm Tính trục II: 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 = 282 (N) ; Fr3 = 3073,8 (N) ; T2 = 454927,41(Nmm) Ft2 = 2984,1 (N) ; Ft3 = 7885,72 (N) Fa2 = 1110,3 (N) ; Fa3 =2112,97 (N) Và: (Nmm) (Nmm) b). Tính các phản lực trên các gối đỡ - Theo phương ngang ta có: Từ đó suy ra: X0 = Ft3 + Ft2 – X1 = 7885,72+2984,1–4248,77= 6621,05(N) - Theo phương thẳng đứng ta có: Từ đó suy ra: Yo = Y1 +Fr3 – Fr2 = 682,9 + 3073,8– 282 = 3474,7(N) c). Vẽ biểu đồ mômen uốn Mx, My và biểu đồ mômen xoắn Mz Hình 3.4: Biểu đồ mômen uốn Mx, My và biểu đồ mômen xoắn Mz trục II d).Tính đường kính trục tại các tiết diện - Tại vị trí ổ lăn 0 và 1: Chọn d21 = d20 = dsb =45 mm - Tại tiết diện 2 (lắp bánh răng trụ): Vậy Chọn d22 =50 mm - Tại tiết diện 3 (lắp bánh răng côn): Vậy Chọn d23 = 50 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 = 2961,7(N) Ft4 = 7598,13(N) Fa4 =2035,9 (N) Fr=Fkn3=2524,42 (N) T3= 1271168,05(Nmm) Với: (Nmm) (Nmm) b). Tính các phản lực trên các gối đỡ - Theo phương ngang ta có: Từ đó suy ra: X0 = Ft4 – X1 – Fr = 7598,13 –3687,49 –2524,42= 1386,22 (N) - Theo phương thẳng đứng ta có: Từ đó suy ra: Yo = Fr4 – Y1 =2961,7– 2596,25= 365,45 (N) c). Vẽ biểu đồ mômen uốn Mx, My và biểu đồ mômen xoắn Mz Hình 3.5: Biểu đồ mômen uốn Mx, My và biểu đồ mômen xoắn Mz trục III d). Tính đường kính trục tại các tiết diện - Tại vị trí ổ lăn 0: Vậy Chọn d30 = 60 mm - Tại vị trí ổ lăn 1: Chọn d31 = d30 = 60mm - Tại tiết diện 2 (lắp bánh răng trụ): Vậy Chọn d32 = 65 mm - Tại tiết diện 3 (khớp nối): Vậy Chọn d33 = 56 mm 3. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi Khi xác định đường kính trục theo công thức 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 mặtVì 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: (1) Trong đó: [s] – hệ số an toàn cho phép, thông thường [s] = 1,5 2,5 ssj, stj – 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. (2) (3) Trong các công thức trên thì: s-1 và t-1 – giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng. Với thép 45 có sb = 600 MPa thì: s-1 = 0,436sb = 0,436.600 = 261,6 (MPa) t-1 = 0,58s-1 = 0,58.261,6 = 125,628 (MPa) saj, taj, smj , tmj – biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j. Có: (4) ; (5) Vì các trục của hộp giảm tốc quay, nên ứng suất uốn thay đồi theo chu kì đối xứng, do đó: ; (6) Với Vì trục của hộp giảm tốc ở đây quay một chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động do đó: (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: (8) (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, 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 (mm3) W0 (mm3) 11 35 12 ´ 8 5 4445,7 10728,9 13 30 10 ´ 8 5 2077,9 5294,9 22 50 16´ 10 6 12143 28476,8 23 50 16´ 10 5 12143 28476,8 32 65 20 ´12 7,5 25303,4 25303,4 Với: b, h – kích thước tiết diện then (mm) t1 – chiều sâu rãnh then trên trục (mm) và - hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi. Tra bảng 10.7,[I] do nằm trong khoảng 500 ÷ 700 Mpa nên: và Ksdj và Ktdj – hệ số, xác định theo các công thức sau: (10) (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. Do các trục được gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra = 2,5 0,63 mm, và 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. Ks và Kt - 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 là Ks = 1,46 và Kt = 1,54 và - 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 11 35 0,85 0781 13 30 0,865 0,845 22 50 0,797 0,75 23 50 0,797 0,75 32 65 0,76 0,73 Từ đó ta xác định được tỉ số Ks/es và Kt/et tại rãnh then trên các tiết diện đó. Và theo bảng 10.11, [I] ứng với các kiểu lắp đã chọn, , 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 Ks/es Kt/et Ks/es Kt/et 11 35 1,72 1,97 2,06 1,64 13 30 1,69 1,82 2,06 1,64 22 50 1,83 2,05 2,52 2,03 23 50 1,83 2,05 2,52 2,03 32 65 1,92 2,1 2,52 2,03 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 Ks/es với nhau và Kt/et với nhau và lấy giá trị lớn hơn để tính. Như vậy từ các số liệu đã có ta tính được Ksdj và Ktdjtheo các công thức (10) và (11): Tiết diện d (mm) Ks/es Kt/et Ksd Ktd 11 35 2,06 1,97 2,12 2,03 13 30 2,06 1,82 2,12 1,88 22 50 2,52 2,05 2,58 2,11 23 50 2,52 2,05 2,58 2,11 32 65 2,52 2,1 2,58 2,16 Xét đối với trục I: Tại tiết diện 13 có: Mx = 0 và My = 13830,7 Nmm Nmm Tại tiết diện 11 có: Mx = 190197,36 Nmm và My = 53025 Nmm Nmm Xét đối với trục II: Tại tiết diện 22 có: Mx = 453541,9 Nmm và My = 238016,95Nmm Nmm Tại tiết diện 23 có: Mx = 387360,36Nmm và My = 110218,61Nmm Nmm Xét đối với trục III: Tại tiết diện 32 có: Mx = 529154,82Nmm và My = 372561,87Nmm 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) sa ta = tm 11 35 85688,36 197456,96 4445,7 10728,9 44,4 4 13 30 85688,36 13830,7 2077,9 5294,9 6,65 8,09 22 50 454927,41 512203,4 12143 28476,8 42,18 7,98 23 50 454927,41 402735,88 12143 28476,8 33,17 7,98 32 65 1271168,05 647153,13 25303,4 58977,4 25,57 10,77 Riêng sm = 0. Ta có: d22 = d23 = 50 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) Ss St S 11 40 4,03 20,4 3,62 13 35 26,9 7,75 10,08 22 55 4,25 8,04 10,22 32 70 7 5,02 7,57 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: (12) Trong đó: (13) ; (14) ; (15) Với: Mmax và Tmax – mômen uốn lớn nhất và mômen xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm quá tải (Nmm); sch – 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: Kqt = Kbd =1,3 Mmax = M11.Kqt =197456,96.1,3 = 256694 (Nmm) Tmax = T11.Kqt =85688,36.1,3 = 111394,87 (Nmm) (MPa) Và (Mpa) (MPa) Theo (15): (MPa) Ta có: stđ< [s] . 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 =512203,4.1,3 = 665864,4 (Nmm) Tmax = T22.Kqt = 454927,41.1,3 =591405,6 (Nmm) (MPa) Và (Mpa) (MPa) Với: (MPa) Ta có: stđ< [s] 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 = 647153,13.1,3 = 841299,7 (Nmm) Tmax = T32.Kqt =1271168,05.1,3 = 1652518,5 (Nmm) (MPa) Và (Mpa) (MPa) Với: (MPa) Ta có: stđ< [s] 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: (16) (17) Trong đó: sd, td - ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán, (MPa) d - đường kính trục , (mm) T – mômen xoắn trên trục, (Nmm) 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 - ứng suất dập cho phép, tra bảng 9.5, [I] (MPa) MPa - ứng suất cắt cho phép, với then bằng thép 45 chịu tải trọng tĩnh thì: MPa 1. Tính then trục I Ta có: T1 = 85688,36(Nmm) Theo tính toán đường kính trục tại chỗ lắp khớp nối và bánh răng côn có: d =30 mm Các kích thước của then: b × h × l = 8 × 7 × lt Với lt = (0,8 ÷ 0,9)lm Tra bảng 9.1.a, [I], ta có: Chiều sâu rãnh then trên trục: t1 = 4 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 nối : có lm12 = 85 lt = (0,8 ÷ 0,9)lm12 = (0,8 ÷ 0,9).85 = (68 ÷ 76,5) mm Theo tiêu chuẩn chọn then có: lt = 68 mm Þ lt’ = lt – b = 68 – 8 = 60 mm Vậy: MPa Vậy then tại khớp nối thoả mãn điều kiện bền dập và bền cắt. Then lắp tại bánh răng côn lm13 = 55 lt = (0,8 ÷ 0,9)lm13 = (0,8 ÷ 0,9).55 = (44 ÷ 49,5) mm Theo tiêu chuẩn chọn then có: lt = 44 mm Þ lt’ = lt – b = 44 – 8 = 36 mm Vậy: MPa Vậy then tại bánh răng côn thoả mãn điều kiện bền dập và bền cắt. 2. Tính then cho trục II Ta có: T2 = 454927,41(Nmm) Theo tính toán đường kính trục tại chỗ lắp bánh răng trụ và bánh răng côn có: d = 50 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 Then lắp tại bánh răng côn lm23 = 65 lt = (0,8 ÷ 0,9).lm23 = (0,8 ÷ 0,9).65 = (52÷ 58,8) mm Theo tiêu chuẩn chọn then có: lt = 52 mm Þ lt’ = lt – b = 52 – 14= 38 mm Vậy: MPa Vậy then tại bánh răng côn thoả mãn điều kiện bền dập và bền cắt. Then lắp tại bánh răng trụ lm22 = 70 lt = (0,8 ÷ 0,9)lm22 = (0,8 ÷ 0,9).70 = (56 ÷ 63) mm Theo tiêu chuẩn chọn then có: lt = 56 mm Þ lt’ = lt – b = 56 – 14 = 42 mm Vậy: MPa Vậy then tại bánh răng trụ thoả mãn điều kiện bền dập và bền cắt. 3. Tính then cho trục III Ta có: T3 = 1271168,05 (Nmm) Theo tính toán đường kính trục tại chỗ lắp bánh răng trụ có: d = 65 mm Các kích thước của then: b × h × l = 18 × 11 × lt Với lt = (0,8 ÷ 0,9)lm Tra bảng 9.1.a, [I], ta có: Chiều sâu rãnh then trên trục: t1 = 7 mm Chiều sâu rãnh then trên lỗ: t2 = 4,4 mm Bán kính góc lượn của rãnh: rmin = 0,25 mm rmax = 0,4 mm Then lắp tại bánh răng trụ lm32 = 85 lt = (0,8 ÷ 0,9)lm32 = (0,8 ÷ 0,9).85 = (68 ÷ 76,5) mm Theo tiêu chuẩn chọn then có: lt = 80 mm Þ lt’ = lt – b = 80 – 18 = 62 mm Vậy: MPa Vậy then tại bánh răng trụ thoả mãn điều kiện bền dập và bền cắt. Then lắp tại khớp nối Theo tính toán đường kính trục tại chỗ lắp bánh răng trụ có: d = 55 mm Các kích thước của then: b × h × l = 16 × 10 × lt Với lt = (0,8 ÷ 0,9)lm Tra bảng 9.1.a, [I], ta có: Chiều sâu rãnh then trên trục: t1 = 6 mm Chiều sâu rãnh then trên lỗ: t2 = 4,3 mm Bán kính góc lượn của rãnh: rmin = 0,25 mm rmax = 0,4 mm lm33 = 110 lt = (0,8 ÷ 0,9)lm33 = (0,8 ÷ 0,9).110 = (88 ÷ 99) mm Theo tiêu chuẩn chọn then có: lt = 90 mm Þ lt’ = lt – b = 90 – 16 = 74 mm Vậy: MPa Vậy then tại khớp nối 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: Với đường kính ngõng trục d = 35 mm, chọn sơ bộ ổ cỡ nhẹ rộng 7507 (bảng P2.11, [I]), có: C = 50,20 KN ; Co = 40,3 KN ; Góc tiếp xúc a = 13o Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ Ở phần tính trục I ta đã tính được: X0 = 1036 N ; Y0 = 424,2 N X1 = 3630,9 N ; Y1 = 1534,5N Vậy phản lực tổng trên 2 ổ là: N N Theo bảng 11.4, [I] thì ổ đũa côn có: e = 1,5tga = 1,5tg13o = 0,35 - Lực dọc trục phụ Fs do các lực hướng tâm tác dụng lên ổ sinh ra: Fso = 0,83eFr10 = 0,83.0,35.1119,5 = 325,2 (N) Fs1 = 0,83eFr11 = 0,83.0,35.3941,8= 1145,1 (N) - Tổng lực dọc trục tác dụng vào ổ: SFZo = Fs1 + Fat = 1145,1 + 173,8 = 1318,9 (N) SFZ1 = Fs0 - Fat = 325,2 – 173,8 = 151,4 (N) Vậy lực dọc trục tác dụng lên mỗi ổ: Fao = max{SFZo, Fso} = max{1318,9; 325,2} = 1318,9 (N) Fa1 = max{SFZ1, Fs1} = max{151,4;1145,1} = 1145,1 (N) - Xác đinh các hệ số X, Y Với ổ 0: Vậy theo bảng 11.4, [I], ta có: Xo = 0,4 ; Yo = 0,4cotga = 0,4cotg13o = 1,7 Với ổ 1: 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) Þ Tải trọng đông quy ước trên các ổ 0 và 1: Vậy ta tính chọn ổ cho ổ 1 là ổ chịu tải lớn hơn. Q = Q1 = 3941,8 (N). Khả năng tải động của ổ: Với L = 60.10-6.n.Lh Lh = tS = 40880 (h) Þ L = 60.10-6.1460.40880 = 3581,1 triệu vòng. Vậy<C=50,2 KN. Như vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động Ổ đã chọn là loại ổ đũa côn cỡ nhẹ rộng 7507 có các thông số: Kí hiệu d mm D mm D1 mm B mm C1 mm T mm r mm r1 mm a mm a (o) C KN Co KN 7507 35 72 58 23 20 24,25 2 0,8 4 13,0 50,2 40,3 Hình 3.6: Ổ đũa côn cỡ nhẹ 7507 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: (18) Với: C0 – Khả năng tải tĩnh của ổ Qt – Tải trọng quy ước, là trị số lơn hơn 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 = 0,22cotga = 0,22cotg14,25o = 0,866 Vây theo (19) thì: Qt = 0,5.3941,8 + 0,866.1318,9 = 3113,07 (N) Theo (20) thì: Qt = Fr11 = 3113,07 (N) Vậy lấy Qt = 3113,07 N = 3,1KN để kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ đã chọn Ta có Qt = 3,1 KN << Co = 40,3 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: Với đường kính ngõng trục d = 45 mm, cũng sơ bộ chọn ổ cỡ trung 7309(bảng P2.11, [I]), có: C = 76,1 KN ; Co = 29,3 KN ; Góc tiếp xúc a = 10,83o Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ Ở phần tính trục II ta đã tính được: X0 = 6621,05 N; Y0 = 3474,7N X1 = 4248,77 N ; Y1 = 682,9 N Vậy phản lực trên 2 ổ là: N N Theo bảng 11.4, [I] thì ổ đũa côn có: e = 1,5tga = 1,5tg10,83o = 0,28 - Lực dọc trục phụ Fs do các lực hướng tâm tác dụng lên ổ sinh ra: Fso = 0,83eFro = 0,83.0,28.7477,4 = 1737,7 (N) Fs1 = 0,83eFr1 = 0,83.0,28.4295,06 = 998,2 (N) - Lực dọc trục ngoài: Fat = Fa3 – Fa2 = 2112,97 – 1110,3 = 1002,67(N) - Tổng lực dọc trục tác dụng vào ổ: SFZo = Fs1 + Fat = 998,2 + 1002,67 =2000,87 (N) SFZ1 = Fs0 - Fat = 1737,7 – 1002,67 = 735,03 (N) Vậy lực dọc trục tác dụng lên mỗi ổ: Fao = max{SFZo, Fso} = max{2000,87; 1737,7} = 2000,87 (N) Fa1 = max{SFZ1, Fs1} = max{735,03; 998,2} = 998,2 (N) - Xác đinh các hệ số X, Y Với ổ 0: Vậy theo bảng 11.4, [I], ta có: Xo = 1 ; Yo = 0 Với ổ 1: Vậy theo bảng 11.4, [I], ta có: X1 = 0,4 ; Y1 = 0,4cotga = 0,4cotg10,830 = 2,1 - Các hệ số: kt = 1 (nhiệt độ t < 100oC) kd = 1 (tải trọng tĩnh) V = 1 (vòng trong quay) Þ Tải trọng đông quy ước trên các ổ 0 và 1: Vậy ta tính chọn ổ cho ổ 0 là ổ chịu tải lớn hơn. Q = Q0 =7477,4N Khả năng tải động của ổ: Với L = 60.10-6.n.Lh Lh = tS = 40880 (h) Þ L = 60.10-6.298,6.40880 = 732,4 triệu vòng. Vậy < C = 76,1 KN. Như vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động Ổ đã chọ là loại ổ đũa côn cỡ nhẹ 7309 có các thông số: Kí hiệu d mm D mm D1 mm B mm C1 mm T mm r mm r1 mm a mm a (o) C KN Co KN 7309 45 100 83,5 25 22 27,25 2,5 0,8 5 10,83 76,1 59,3 Hình 3.7: Ổ đũa côn cỡ nhẹ 7309 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ 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 = 0,22cotga = 0,22cotg10,83o = 1,15 Vây theo (21) thì: Qt = 0,5.7477,4 + 1,15.998,2 = 4886,63(N) Theo (22) thì: Qt = Fr0 =7477,4 (N) Vậy lấy Qt = 7477,4 N = 7,5 KN để kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ đã chọn Ta có Qt = 7,5 KN << Co = 59,3 KN Vậy ổ đã chọn hoàn toàn thỏa mãn điều kiện bền tĩnh 3. Tính chọn ổ cho trục III Sơ bộ chọn ổ bi đỡ -chặn.Các ổ được bố trí như hình vẽ dưới: Với đường kính ngõng trục d = 60 mm, cũng sơ bộ chọn ổ cỡ nhẹ hẹp 46212(bảng P2.12, [I]), có: C = 45,4 KN ; Co = 36,8 KN ; Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ. Ở phần tính trục III ta đã tính được: X0 = 1386,22 (N) ;Y0 = 365,45 (N) X1 = 3687,49 (N) ;Y1 = 2596,25 (N) Vậy phản lực trên 2 ổ là: (N) (N) Theo bảng 11.4, [I] ta có: - Lực dọc trục phụ Fs do các lực hướng tâm tác dụng lên ổ sinh ra: Fso = eFro = 0,37.1433,6= 530,43 (N) Fs1 = eFr1 = 0,37.4509,8= 1668,6 (N) - Lực dọc trục ngoài: Fat = Fa4= 2035,9 (N) - Tổng lực dọc trục tác dụng vào ổ: SFZo = Fs1 - Fat = 1668,6– 2035,9= -367,3 (N) SFZ1 = Fs0 + Fat = 530,43 + 2035,9 = 2566,33 (N) Vậy lực dọc trục tác dụng lên mỗi ổ: Fao = max{SFZo, Fso} = max{-367,3; 530,43} = 530,43 (N) Fa1 = max{SFZ1, Fs1} = max{2566,33; 1668,6} = 2566,33(N) - Xác đinh các hệ số X, Y Với ổ 0: Vậy theo bảng 11.4, [I], ta có: Xo = 1 ; Yo = 0 Với ổ 1: Vậy theo bảng11.4, [I], ta có: X1 = 0,45 ; Y1 = 1,64 - Các hệ số: kt = 1 (nhiệt độ t < 100oC) kd = 1 (tải trọng tĩnh) V = 1 (vòng trong quay) Þ Tải trọng đông quy ước trên các ổ 0 và 1: Vậy ta tính chọn ổ cho ổ 1 là ổ chịu tải lớn hơn. Q = Q1 = 6238,2 (N) Khả năng tải động của ổ: Với L = 60.10-6.n.Lh Lh = tS = 40880 (h) Þ L = 60.10-6.89.40880 = 218,3 triệu vòng. Vậy < C = 45,4 (KN). Như vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động . Ổ đã chọn là loại ổ bi đỡ – chặn cỡ nhẹ hẹp 46212 có các thông số: Kí hiệu ổ d mm D mm b=T mm r mm r1 mm C KN C0 KN 46212 60 110 22 2,5 1,2 4,4 36,8 Hình 3.8: Ổ bi đỡ - chặn cỡ nhẹ hẹp 46212 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ. 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 bi đỡ -chặn một dãy thì theo bảng 11.6, [I]. trên ta có: Xo = 0,5 Yo = 0,47 Vậy theo (23) thì: Qt = 0,5.4509,8 + 0,47. 2035,9 = 3211,77 (N) Theo (24) thì: Qt = Fr1 =4509,8 (N) Vậy lấy Qt = 4509,8N = 4,5 KN để kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ đã chọn Ta có Qt = 4,5 KN << Co = 36,8 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. Hình 3.9 : Sơ đồ khớp nối a.Khớp nối trên trục III Trong phần thiết kế trục, ta đã có mômen xoắn tính toán là: Tt = 1893,3 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 56 260 120 175 140 110 200 8 2300 8 70 48 48 48 Theo bảng 16-10b, [II], ta có kích thước cơ bản của vòng đàn hồi (mm): Dc d1 D2 l l1 l2 l3 h 24 M16 32 95 52 24 44 2 Kiểm nghiệm điều kiện bền của vòng đàn hồi và chốt Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi: Trong đó: [sd] - ứng suất dập cho phép của vòng cao su, có thể lấy: [sd] = (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 = 1,3 T = 1262208,28 Nmm Vậy: (MPa) Ta thấy sd = 1,94 MPa thỏa mãn điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi. - Điều kiện sức bền uốn của chốt: Trong đó: [su] - ứng suất uốn cho phép của chốt, [su] = (60 ÷ 80) MPa. Nên ta có: Vậy chốt thỏa mãn điều kiện sức bền uốn. PHẦN 4 : CẤU TẠO VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỊ VÀ CHỌN CHẾ ĐỘ LẮP TRONG HỘP. 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: Chiều dày: - Thân hộp: d = 0,03a + 3 = 0,03.225 + 3 = 9,75 mm Với a = 225 mm – khoảng cách từ tâm trục II đến tâm trục III. Lấy d = 10 mm > 6 mm. - Nắp hộp: d1 = 0,9d = 0,9.10 = 90 mm =>chọn d1 = 90 mm Gân tăng cứng: - Chiều dày: e = (0,8 ÷ 1)d = (8 ÷ 10) mm. Chọn e = 10 mm. - Chiều cao: h < 58 mm. Chọn h = 50 mm. - Độ dốc: 2o Đường kính: - Bulông nền: d1> 0,04a + 10 > 12 mm Þd1> 0,04.225 + 10 = 19 mm > 12 mm. Vậy chọn d1 = 20 mm. - Bulông cạnh ổ: d2 = (0,7 ÷ 0,8)d1 = (0,7 ÷ 0,8).20 = (14 ÷ 16) mm. Chọn d2 = 15 mm. - Bulông ghép bích nắp và thân: d3 = (0,8 ÷ 0,9)d2 = (0,8 ÷ 0,9).15 = (12 ÷ 13,5) mm Chọn d3 = 13 mm - Vít ghép nắp ổ: d4 = (0,6 ÷ 0,7)d2 = (0,6 ÷ 0,7)15 = (9 ÷ 10,5) mm. Chọn d4 = 10 mm. - Vít ghép nắp cửa thăm: d5 = (0,5 ÷ 0,6)d2 = (0,5 ÷ 0,6)15 = (7,5 ÷ 9) mm. Chọn d5 = 8 mm. 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 = 110 mm => D3 = 1160 mm; D2 = 130 mm Với đường kính lỗ lắp ổ lăn: D = 1220 mm => D3 = 170 mm; D2 = 1140 mm - Tâm lỗ bulông cạnh ổ: E2» 1,6d2 = 1,6.15 = 24 mm. Chọn E2 = 24 mm. R2» 1,3d2 = 1,3.15 = 19,5 mm. Chọn R2 = 20 mm. - Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ: K2 = E2 + R2 + (3 ÷ 5) mm = 24 + 20 + (3 ÷ 5) = (47 ÷ 49) mm. Chọn K2 = 48 mm. - Khoảng cách từ tâm bulông tới mép ổ: k ³ 1,2d2 = 1,2.15 = 18 mm. Lấy k = 18 mm. Mặt bích ghép nắp và thân: - Chiều dày bích thân hộp: S3 = (1,4 ÷ 1,8)d3 = (1,4 ÷ 1,8)13 = (18,2 ÷ 23,4) mm Chọn S3 = 20 mm. - Chiều dày bích nắp hộp: S4 = (0,9 ÷ 1)S3 = (0,9 ÷ 1)20 = (18 ÷ 20) mm Chọn S4 = 19 mm. - Bề rộng bích nắp và thân: K3 = K2 - (3 ÷ 5) mm Lấy K3 = K2 – 4 = 48 – 4 = 44 mm. Mặt đế hộp: - Chiều dày khi không có phần lồi: S1» (1,3 ÷ 1,5)d1 = (26 ÷ 30) mm. Lấy S1 = 28 mm. - Khi có phần lồi: S1» (1,4 ÷ 1,7)d1 = (1,4 ÷ 1,7).20 = (28 ÷ 34) mm. Lấy S1 = 30 mm. S2» (1 ÷ 1,1)d1 = (1 ÷ 1,1).20 = (20 ÷ 22) mm. Lấy S2 = 21 mm. - Bề rộng mặt đế hộp: K1» 3d1 = 3.20 = 60 mm. q ³K1 + 2d =60 + 2.11 = 82 mm. Lấy q = 85 mm. Khe hở giữa các chi tiết: - Giữa bánh răng với thành trong hộp: D³(1 ÷ 1,2)d = (1 ÷ 1,2).11 = (11 ÷ 13,2) mm. Lấy D = 12 mm. - Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp: D1³ (3 ÷ 5)d = (3 ÷ 5).11 = (33 ÷ 55) mm. Lấy D1 = 40 mm. - Giữa mặt bên các bánh với nhau: D³d = 11 mm. Lấy D = 12 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).10 = (20 ÷ 30) mm. Chọn S = 25 mm. Đường kính: d = (3 ÷ 4).10 = (30 ÷ 40) mm. Chọn d = 35 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 c) Cửa thăm Để kiểm tra, quan sát các tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp trên đỉnh hộp có làm cửa thăm. Cửa thăm được đậy bằng nắp.Trên nắp có thể lắp thêm nút thông hơi. Kích thước cửa thăm chọn theo bảng 18 – 5, [II]. A B A1 B1 C k R Vít Số lượng 100 75 150 100 125 87 12 4.M8´22 4 Hình 4.1: Kết cấu cửa thăm d) Nút thông hơi Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên.Để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp, người ta dùng nút thông hơi.Nút thông hơi thường được lắp trên nắp cửa thăm hoặc ở vị trí cao nhất của nắp hộp. Hình 4.2: Hình dạng nút thông hơi Kích thước nút thông hơi: A B D E G H I K L M N O P Q R S M27´2 15 15 45 36 32 6 4 10 8 22 6 32 18 36 32 e) Nút tháo dầu Sau một thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn (do bụi bặm và hạt mài), hoặc bị biến chất, do đó cần phải thay dầu mới.Để tháo dầu cũ, ở đáy hộp có lỗ tháo dầu.Lúc làm việc, lỗ được bịt kín bằng nút tháo dầu. Ta chọn nút tháo dầu trụ có kết cấu và kích thước như sau: Hình 4.3 : Kết cấu nút tháo dầu Kích thước nút tháo dầu: d b m f L c q D S Do M20´2 15 9 3 28 2,5 17,8 30 22 25,4 f) Que thăm dầu Có kích thước như hình vẽ: Hình 4.4: Kết cấu que thăm dầu 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. 60° a t a = 6..9 t = 2..3 b Hình 4.5: Kết cấu vòng chắn dầu 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 dh ta chọn lựa.

Các file đính kèm theo tài liệu này:

  • docxthuyet_minh_do_an_mon_chi_tiet_may.docx