đồ án chi tiết máy hộp giảm tốc 2 cấp

LỜI NÓI ĐẦU Đồ án chi tiết máy là một trong những đồ án quan trọng nhất của sinh viên ngành cơ khí chế tạo máy. Đồ án thể hiện những kiến thức cơ bản của sinh viên về vẽ kĩ thuật, dung sai lắp ghép và cơ sở thiểt kế máy, giúp sinh viên làm quen với cách thực hiện đồ án một cách khoa học và tạo cơ sở cho các đồ án tiếp theo. Hộp giảm tốc là một cơ cấu được sử dụng rộng rãi trong ngành cơ khí nói riêng và công nghiệp nói chung . Trong môi trườg công nghiệp hiện đại ngày nay, việc thiết kế hộp giảm tốc sao cho tiết kiệm mà vẫn đáp ứng độ bền là hết sức quan trọng. Được sự phân công của Thầy, em thực hiện đồ án Thiết kế hộp giảm tốc 2 cấp, phân đôi cấp nhanh để ôn lại kiến thức và để tổng hợp lý thuyết đã học vào một hệ thống cơ khí hoàn chỉnh. Do yếu tố thời gian, kiến thức và các yếu tố khác nên chắc chắn có nhiều sai sót, rất mong nhận được những nhận xét quý báu của các thầy. Xin cám ơn thầy Nguyễn Ngọc Sang đã hướng dẫn và các thầy trong Khoa Cơ khí đã giúp đỡ em hoàn thành đồ án này SVTH: Hoàng Đức Hưng MỤC LỤC NỘI DUNG TRANG Lời mở đầu 1 Chương 1: Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền 3 1. Chọn động cơ điện 3 2. Phân phối tỷ số truyền 5 Chương 2: Tính toán bộ truyền ngoài (bộ truyền đai) 8 Chương 3: Tính toán bộ truyền bánh răng 12 A.Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh 12 B.thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm 21 Chương 4: Tính toán thiết kế trục 27 Chương 5: Tính toán chọn ổ đỡ trục, then, khớp nối, 44 các chi tiết khác và bôi trơn hộp giảm tốc Chương 6: Tính toán thiết kế kết cấu hộp 50 Tài liệu tham khảo 52 CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 1.Chọn động cơ a) Tính công suất Động cơ cần làm việc sao cho có thể lợi dụng được toàn bộ công suất động cơ. Khi làm việc nó phải thoả mãn 3 điều kiện: Động cơ không phát nóng quá nhiệt cho phép. Động cơ không có khả năng quá tải trong thời gian ngắn. Động cơ có moment mở máy đủ lớn để thắng moment cản ban đầu của phụ tải khi mới khởi động. Do chế độ tải trọng : Rung động nhẹ, quay một chiều . Để chọn động cơ điện ta cần tính công suất cần thiết kế ta dựa vào: Các số liệu đã cho: Tải trọng F = 14500N Vận tốc băng tải V = 0,46 ms. Đường kính tang D = 320 mm Nếu gọi: Nlv _ là công suất làm việc của băng tải _ là hiệu suất truyền dộng. Trong đó: Nlv = (Kw) Ta chọn: _ là hiệu suất bộ truyền đai _ là hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ (hai bộ) _ là hiệu suất một cặp ổ lăn (bốn cặp) _ là hiệu suất khớp nối. Ta được: (Kw) Công suất cần thiết : N_ct= 8,344 (Kw) Ta cần phải chọn động cơ điện có công suất định mức Nđm >N_ct. Trong tiêu chuẩn động cơ điện có nhiều loại thoả mãn điều kiện này. Theo TK CTM bảng 2P ta chọn sơ bộ động cơ điện che kín có quạt gió A02524 có: Công suất động cơ Nđm = 10 Kw Số vòng quay của động cơ nđc = 1460 vòngphút Hiệu suất động cơ đm = 89% Hệ số T_maxT_đm = 2 Khối lượng động cơ m = 107 Kg b) Kiểm tra động cơ Tải trọng thỏa mãn: T_mmT d11 do đó không cần làm bánh răng liền trục. Chiều dài then : l = 0,8.lm = 0,8.60 = 48mm. Kiểm nghiệm sức bền dập của then : Kiểm nghiệm sức bền cắt của then : 2. Trục 2 ỏ tiết diện 33 và 55 có đường kính trục bằng 50mm. Tra bảng 723, ta có : Chiều dài then : l = 0,8.56 = 45 mm. Kiểm nghiệm sức bền : ở tiết diện 44 đường kính trục bằng 65mm. Tra bảng 723, ta có : Chiều dài then : l = 0,8.100 = 80mm. Kiểm nghiệm sức bền của then : 3. Trục 3 ở tiết diện 66 đường kính trục bằng 70mm, tra bảng 723, ta có : Chiều dài then : l = 0,8. 194 = 75mm. Kiểm nghiệm sức bền của then : B. THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC 1. Chọn ổ lăn Trục 1 và trục 2 có lực dọc trục tác dụng nên ta chọn ổ bi đỡ chặn, còn đối với trục 3 ta chọn ổ bi đỡ 1 dãy. Sơ đồ chọn ổ cho trục 1 : Dự kiến cho trước góc (kiểu 36000). Hệ số khả năng làm việc tính theo công thức : ở đây : n = 1460 vòngphút h = 15000 giờ Q = (kv.R+mAt).kn.kt Hệ số m = 1,5 (theo bảng 82) kt = 1,3 hệ số tải trọng động (theo bảng 83) kn = 1 hệ số nhiệt độ (theo bảng 84) kv = 1 hệ số xét đến vòng nào của ổ là vòng quay (theo bảng 85) ta có : Tổng lực chiều trục : Như vậy, lực At hướng về phía gối trục bên trái. Vì lực hướng tâm ở hai gối trục gần bằng nhau, nên ta tính đối với gối trục bên trái (ở đây lực Q lớn hơn) và chọn ổ cho gối trục này, còn gối trục kia lấy ổ cùng loại. Tra bảng 87 tìm được (1460.15000)0,3 = 145 Tra bảng 17P, ứng với d=35 lấy ổ có ký hiệu là 36307 có Cbảng = 68000, đường kính ngoài của ổ D=80mm, chiều rộng B=21mm. Sơ đồ chọn ổ cho trục 2 : Tổng lực dọc trục : Lực At hướng về bên phải, do đó lực Q ở ổ này lớn hơn : Tra bảng 17P, ứng với d = 45 lấy ổ có ký hiệu là 36309 có Cbảng = 60000, đường kính ngoài của ổ D = 100mm, chiều rộng B = 25mm. Sơ đồ chọn ổ cho trục 3 : Tính ổ cho gối đỡ F vì có lực RF lớn hơn. Còn ổ ở gối ổ E lấy theo gối đỡ F. Tra bảng 14P, ứng với d=65mm, chọn ổ bi đỡ có ký hiệu là 313 có Cbảng = 106000, đường kính ngoài D= 140mm, chiều rộng ổ B=33mm. 2. Cố định trục theo phương dọc trục Để cố định trục theo phương dọc trục có thể dùng nắp ổ và điều chỉnh khe hở của ổ bằng các tấm đệm kin loại giữa nắp ổ và thân hộp giảm tốc. Nắp ổ lắp với giảm tốc bằng vít, loại nắp này dễ chế tạo và dễ lắp ghép. 3. Bôi trơn ổ lăn Bộ phận ổ được bôi trơn bằng mỡ, vì tốc độ truyền của bánh răng thấp, không thể dùng phương pháp bắn tóe để hắt dầu trong hộp vào bôi trơn bộ phận ổ. Có thể dùng mỡ loại T ứng với nhiệt độ làm việc từ 601000C và vận tốc dưới 1500 vòngphút (theo bảng 828). 4. Che kín ổ lăn Để che kín các đầu trục ra, tránh sự xâm nhập của bụi bặm và tạp chất vào ổ, cũng như ngăn mỡ chảy ra ngoài, ta dùng vòng phớt để che kín. C. 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 han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc. Việc chọn hợp lý loại dầu, độ nhớt và hệ thống bôi trơn sẽ làm tăng tuổi thọ của các bộ truyền tức là nâng cao thời gian sử dụng máy. Ở đây là bôi trơn bộ truyền bánh răng. Do vận tốc nhỏ nên ta chọn phương pháp ngâm các bộ truyền bánh răng trong dầu với mức thấp nhất của dầu không cao hơn 13 bán kính của bánh răng lớn nhất. Theo bảng 1020 ta chọn loại dầu AK20. CHƯƠNG 6: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ KẾT CẤU HỘP Chọn vỏ hộp đúc, mặt ghép giữa nắp và thân là mặt phẳng đi qua đường làm các trục để việc lắp ghép được dễ dàng. Bảng 109 cho phép ta tính được kích thước các phần tử cấu tạo vỏ hộp sau đây : Chiều dày thân hộp : Chiều dày thành nắp hộp : Chiều dày mặt bích dưới của thân : mm Chiều dày mặt bích trên của nắp : Chiều dày đế hộp không có đế lồi : Chiều dày gân ở thân hộp : Chiều dày gân ở nắp hộp : Đường kính bu lông nền : Đường kính các bu lông khác : ở cạnh ổ d1=0,7dn lấy d1 = 16mm ghép nắp vào thân d2= (0,50,6)dn=10mm ghép nắp ổ d2=(0,40,5)dn=8mm ghép nắp cửa thăm d4=(0,30,4)dn=6mm Đường kính bu lông vòng chọn theo trọng lượng của hộp giảm tốc, với khoảng cách trục A của 2 cấp 182 x 200 tra bảng 1011a và 1011b. ta chọn bu lông M20 TÀI LIỆU THAM KHẢO 1. Nguyễn Trọng Hiệp, Nguyễn Văn Lẫm (2007), Thiết kế chi tiết máy, NXB Giáo Dục. 2. Trịnh Chất, Lê Văn Uyển (1999), Tính toán hệ dẫn động cơ khí, tập 12, NXB Giáo Dục. Trong quyển thuyết minh này, các công thức đều tham khảo trong sách Thiết kế chi tiết máy.

LỜI NÓI ĐẦU

Đồ án chi tiết máy là một trong những đồ án quan trọng nhất của sinh viên ngành cơ khí chế tạo máy.

Đồ án thể hiện những kiến thức cơ bản của sinh viên về vẽ kĩ thuật, dung sai lắp ghép và cơ sở thiểt kế máy, giúp sinh viên làm quen với cách thực hiện đồ án một cách khoa học và tạo cơ sở cho các đồ án tiếp theo.

Hộp giảm tốc là một cơ cấu được sử dụng rộng rãi trong ngành cơ khí nói riêng

và công nghiệp nói chung

Trong môi trườg công nghiệp hiện đại ngày nay, việc thiết kế hộp giảm tốc sao cho tiết kiệm mà vẫn đáp ứng độ bền là hết sức quan trọng.

Được sự phân công của Thầy, em thực hiện đồ án Thiết kế hộp giảm tốc 2 cấp, phân đôi cấp nhanh để ôn lại kiến thức và để tổng hợp lý thuyết đã học vào một

hệ thống cơ khí hoàn chỉnh.

Do yếu tố thời gian, kiến thức và các yếu tố khác nên chắc chắn có nhiều sai sót, rất mong nhận được những nhận xét quý báu của các thầy.

Xin cám ơn thầy Nguyễn Ngọc Sang đã hướng dẫn và các thầy trong Khoa Cơ

khí đã giúp đỡ em hoàn thành đồ án này!

SVTH: Hoàng Đức Hưng

2 Phân phối tỷ số truyền 5

Chương 2: Tính toán bộ truyền ngoài (bộ truyền đai) 8

Chương 3: Tính toán bộ truyền bánh răng 12

A.Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh 12 B.thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm 21Chương 4: Tính toán thiết kế trục 27Chương 5: Tính toán chọn ổ đỡ trục, then, khớp nối, 44

các chi tiết khác và bôi trơn hộp giảm tốc

Chương 6: Tính toán thiết kế kết cấu hộp 50 Tài liệu tham khảo 52

CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 1.Chọn động cơ

a) Tính công suất

Động cơ cần làm việc sao cho có thể lợi dụng được toàn bộ công suất động cơ Khi làm việc nó phải thoả mãn 3 điều kiện:

- Động cơ không phát nóng quá nhiệt cho phép

- Động cơ không có khả năng quá tải trong thời gian ngắn

- Động cơ có moment mở máy đủ lớn để thắng moment cản ban đầu củaphụ tải khi mới khởi động

- Do chế độ tải trọng : Rung động nhẹ, quay một chiều

Để chọn động cơ điện ta cần tính công suất cần thiết kế ta dựa vào:

Các số liệu đã cho:

- Tải trọng F = 14500N

- Vận tốc băng tải V = 0,46 m/s

- Đường kính tang D = 320 mm

Nếu gọi: Nlv _ là công suất làm việc của băng tải

η _ là hiệu suất truyền dộng.

Ta chọn: 1 0,95 _ là hiệu suất bộ truyền đai

η2=0, 98 _ là hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ (hai bộ)

η3=0,995 _ là hiệu suất một cặp ổ lăn (bốn cặp)

η4=1 _ là hiệu suất khớp nối.

Ta được:     1 .22 34 4 0,894

⇒

14500.0, 46

7, 4601000.0,894

lv N

  8,344 (Kw)

Ta cần phải chọn động cơ điện có công suất định mức Nđm >N ct Trong tiêuchuẩn động cơ điện có nhiều loại thoả mãn điều kiện này Theo TK CTM bảng 2P

ta chọn sơ bộ động cơ điện che kín có quạt gió A02-52-4 có:

Công suất động cơ Nđm = 10 Kw

Số vòng quay của động cơ nđc = 1460 vòng/phút Hiệu suất động cơ đm = 89%

Hệ số T T max

Khối lượng động cơ m = 107 Kg

b) Kiểm tra động cơ

Tải trọng thỏa mãn:

T T mm<T max

T đ m = 2Có:

T T T T  T  (thỏa mãn)

2 Phân phối tỷ số truyền

a)Tỷ số truyền chung

ing _ tỷ số truyền của bộ truyền đai

ih _ tỷ số truyền của hộp giảm tốc

in _ tỷ số truyền cấp nhanh

ic _tỷ số truyền cấp chậm

Tỷ số truyền là đặc trưng, là chỉ tiêu kỹ thuật có ảnh hưởng đến kích thước,chất lưọng của bộ truyền cơ khí Việc phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyềntrong hộp giảm tốc (quan hệ giữa ing và ih ) theo nguyên tắc:

- Kích thước và trọng lượng cuả hộp giảm tốc là nhỏ nhất

- Điều kiện bôi trơn tốt nhất

Trong hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp có cấp nhanh phân đôi để cho cácbánh răng bị dẫn của cấp nhanh và cấp chậm được ngâm trong dầu gần như nhautức là đường kính của các bánh răng phải xấp xỉ nhau (R2  R4), chọn in = 1,3ic

Chọn: ing(đai) = 2 ;

 ing =

53,187 1, 2

c i

 in = 1,3.4,52 = 5,876

b)Tính toán các thông số và điền vào bảng

 Công suất trên các trục

2 3

8,037

8,5190,98.0,995

N N

2 3

8,519

8,7360,98.0,995

n

n

n i  

(vòng/phút)

2 3

248,72

55,024,52

6 2

6 3

8, 7369,55 57143( )

14608,5199,55 327100( )

248, 728,3079,55 1441872( )

55,02

10 10 10

N mm

N mm

N mm

T T T

Momen xoắn(N.mm 57143 57143 327143 1441872

CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI (BỘ TRUYỀN ĐAI)

1 Chọn loại đai

Căn cứ công suất động cơ N=10 (Kw), tỷ số truyền ing2

và điều kiện làm việc va đập vừa, ta chọn loại đai là đai vải cao su Đai vải cao su có sức bền và tính đàn hồi cao, ít chịu ảnh hưởng của nhiệt độ và độ ẩm

2.Xác định các thông số bộ truyền

 Đường kính bánh đai nhỏ:

3 1

3 1

1

(1100 1300)

10(1100 1300)

1460(208,78 246,01)( )

dc dc

mm

N

D D

.220.1460

(25 30)( )60.1000

81510( )

Vậy A thỏa mãn điều kiện Cần chọn lại A = 1500mm, như vậy tuổi thọ của đai sẽ tăng lên (vì u giảm).

Tính lại chiều dài đai:

 Kiểm nghiểm góc ôm trên bánh nhỏ

Góc ôm  cần thỏa mãn điều kiện: 1  1 150

Ta có:

1 1 1

Như vậy  thỏa mãn điều kiện trên.1

 Xác định tiết diện đai

Chiều dày đai  được chọn theo tỷ số D1

 sao cho:

Tra bảng 5-2 sách TKCTM, ta có 1 ax

140

m D

N b

-C t_là hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng Tra bảng 5-6, ta chọn:

0,7

t

C  (do xích tải làm việc 2 ca)

-C v_Là hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc Ta có: v=16,81 Tra bảng 5-8, ta chọn:C  v 0,88

-C_ Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm Ta có: 1 173 9  Tra bảng 5-7, ta chọn : C 0,97

90( )16,81.6.2, 25.0,7.0,97.0,88.0,9

Vậy chiều rộng đai b=90(mm)

Định chiều rộng B của bánh đai

Tra bảng 5-10 sách TKCTM ta chọn: B=100mm

 Tính lực căng và lực tác dụng lên trục

- Lực căng:

0 0

.1,8.6.90 972( )

CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

A.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH

bk ch

N mm

N mm HB

bk ck

N mm

N mm HB

Với :N 0 107 Là số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc

Số chu kì làm việc tương đương của bánh răng nhỏ:

1 2 5,87.232.10 137.10 0

Vì N1 và N2 đều lớn hơn số chu kì cơ sơ của đường cong mỏi (N0) nên hệ số chu

kì ứng suất k N của cả hai bánh răng đều bằng 1

Theo bảng 3-9:

 

   0

 

 

2 1

2 2

2,6.200.1 520( / )2,6.170.1 442( / )

tx tx

3 Ứng suất uốn cho phép

Để xác định ứng suất uốn cho phép, lấy hệ số an toàn n=1,5 và hệ số tập trung ứngsuất ở chân răng k 1,8 (vì thép thường hóa), giới hạn mỏi của thép 45 là:

Vì bánh quay 1 chiều nên:

Đối với bánh răng nhỏ:  

2 1

1,5.258.1

143,3( / )1,5.1,8

Đối với bánh răng lớn:  

2 2

1,5.215.1

119, 4( / )1,5.1,8

3 31

Trong đó: _hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải tính theo sức bền tiếp xúc của bánh răng nghiêng so với bánh răng thẳng Ta chọn =1,2

Hệ số tải trọng k được tính theo công thức: k k k tt. d

Trong đó: k tt_hệ số tập trung tải trọng

d

k _hệ số tải trọng động

Chiều rộng bánh răng: bA.A0,3.200 60( mm)

Đường kính vòng bánh răng nhỏ:

b d

10 Kiểm nghiệm sức bền uốn răng

Tính số răng tương đương: z tđ= z

0, 4510,517

y y

Đối với bánh răng lớn:

2

1 1 2

2

38,89.0, 451

33,92( / ) 0,517

u u

y

N mm y



Vậy u2   u2 119, 4( /N mm2)

11 Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột

Ta cần kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc lớn nhất sinh ra khi tải theo công thức:

1 1

( 1) 1,05.10

6 3

2 1

2 2

1,05.10 6,87 1,5.8,736

1,65 230( / )200.5,87 1, 2.60.1460

1,05.10 6,87 1,5.8,519

1,65 553( / )200.5,87 1, 2.60.248

2 2

38,89.1, 65 64,16( / )33,92.1, 65 55,96( / )

uqt uqt

Chiều cao răng: h2, 25.m n 2, 25.2 4,5 mm

Chiều cao đầu răng: h d m n 2mm

28

os16 3164

88 2.2 92

316 2.2 320

e e

1 2

88 2.2 2.0,5 93

316 2.2 2.0,5 311

i i

2 2.9,55.10

.2.9,55.10 8,736

1970, 4( )1460.58

2.Ứng suất tiếp xúc cho phép

Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng lớn:   tx4 442N mm/ 2

Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng nhỏ:   tx3 520N mm/ 2

3 Ứng suất uốn cho phép

Lấy hệ số an toàn n = 1,5 ; k 1,8, giới hạn mỏi của:

1,5.258

143,3 /1,5.1,8

Bánh lớn:  

2 2

1,5.215

119, 4 /1,5.1,8

Chọn A 0, 4

b A

4 4

2 6 3

c d

A

i b d

Giả sử b2,5.m n theo bảng 3-14 ta tìm được k  d 1, 2

9 Xác định mô đun, số răng và góc nghiêng của răng

Mô đun pháp: m = 0,02.A = 0,02.182 = 3,64 mm

10 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng

Hệ số dạng răng theo bảng 3-18: Với z3 40;z4 125

1

2

0, 4510,517

y

N mm y



11 Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột

- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi chịu quá tải:

0 1

3 6

1

2 1

3 1,05.10 0,64

4,52 1 1,34.8,5191,05.10 0,64

121 2.3 127

374 2.3 380

e e

121 2,5.3 113,5

374 2,5.3 366,5

i i

9,55.10 9,55.10 8,307

319886248

P1P2 6272N

Lực hướng tâm: P r P.tan 6272.tan 20 2282N

CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

1 Chọn vật liệu

Trục phải đảm bảo các yêu cầu:

Đảm bảo độ bền, độ cứng, ít nhạy với ứng suất tập trung, dể giacông, nhiệt luyện, chịu được mài mòn

Chọn thép 45, tôi cải tiến

HB=200; k=600N/mm2;

ch=300N/mm2; Notx=520N/mm2

2 Tính sơ bộ trục.

Chỉ xét trục chịu ảnh hưởng của mômen xoắn

Tính đường kính sơ bộ của các trục:

N2 = 248vòng/phút



3 2

N3 = 55 vòng/phút



3 3

Để chuẩn bị cho bước tính gần đúng các trục trong 3 trị số dI, dII, dII ta cóthể lấy trị số d2 = 28mm để chọn loại ổ bi.Theo bảng 17P ta chọn chiều rộng B =24mm_ là loại ổ trung bình.

3 Tính gần đúng trục

Theo bảng 7-1 ta chọn các kích thước sau:

- Khe hở giữa các chi tiết quay: c = 10 mm

- Khe hở giữa bánh răng với thành trong vỏ hộp: a = 10 mm

- Khoảng cách từ thành trong vỏ hộp đến mặt bên ổ lăn: l2 = 8 mm

- Đường kính bu lông cạnh ổ để lắp nắp và thân hộp: d1 = 10 mm

- Chiều cao bu lông ghép nắp và chiều dày nắp : l3 = 18 mm

- Khe hở giữa mặt bên xích và đầu bu lông: l4 = 15 mm

- Chiều rộng bánh răng cấp nhanh: 90 mm

Tổng hợp các kích thước trên, ta tìm được chiều dài các đoạn trục cần thiết và khoảng cách giữa các gối đỡ.

L3= L2+l3+l4+l5= 396+ 18+ 15+ 77= 506mm

TRỤC 1:

1 Các số liệu ban đầu:

0

90468 177825 199514

Ax u

54468 147750 157470

Bx u

0,1

t M d

33, 40,1.50

2 1

0, 45 0, 45.600 270 /

0, 25 0, 25.600 1500 /

b b

a

n k

n k



Do tại tiết diện 1-1 chịu momen uốn lớn nhất, thỏa mãn an toàn về trục vậy điều kiện an toàn cả trục được thỏa mãn

3 Kiểm nghiệm trục khi quá tải đột ngột

Khi quá tải đột ngột trục có thể bị gãy hoặc bị biến dạng dẻo quá lớn Điều kiện đểđảm bảo trục làm việc bình thường là :

13,32

0, 2.3546,53 13,32 48, 4

1 Các số liệu ban đầu :

3198722

87074 383025 392798

392798 0,75.335885 488779488779

46,10,1.50

Cx u td

58,60,1.50

u td

165373 383025 417201

417201 0, 75.335885 508596508596

46,60,1.50

u td

Mx = 319872 Nmm

d = 60 mm Tra bảng 7-3b ta có: W = 18760 mm3 Wo = 40000 mm3

a

n k

n k

Do tại tiết diện 4-4 có mômen uốn lớn nhất, thỏa mãn an toàn về trục Vậy điềukiện an toàn của cả trục được thỏa mãn

3 Kiểm nghiệm trục 2 khi quá tải đột ngột

Mx max = 335885Nmm; Mu max = 947042Nmm; d = 50mm

Ta có:

2 3

947042

44 /0,1.60 N mm

2 3

335885

15,5 /

 

5 5 4 4 5

5 4 4 5

782

550

.31362

14430 570752 570935

570935 0,75.1317120 12716971271697

63,30,1.50

u td

62,50,1.50

d u

a

n k

n k

3 Kiểm nghiệm trục khi quá tải đột ngột

2 3

CHƯƠNG 5 : TÍNH TOÁN CHỌN Ổ ĐỠ TRỤC, THEN, KHỚP NỐI, CÁC

CHI TIẾT KHÁC VÀ BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC A.TÍNH THEN.

Chiều dài then : l = 0,8.lm = 0,8.60 = 48mm

Kiểm nghiệm sức bền dập của then :

 

 

2 1

2

2

150 /

2.57135

10,79 /35.4, 2.48

2

2

120 /

2.57135

4,53 /35.10.48

ỏ tiết diện 3-3 và 5-5 có đường kính trục bằng 50mm Tra bảng 7-23, ta có :

Chiều dài then : l = 0,8.56 = 45 mm

12, 71 /48.16.45

Chiều dài then : l = 0,8.100 = 80mm

Kiểm nghiệm sức bền của then :

 

 

2 2

2.335885

18,71 /60.6,8.80

2.335885

7,95 /60.16.80

Chiều dài then : l = 0,8 194 = 75mm

Kiểm nghiệm sức bền của then :

2.1317120

25,37 /68.18.75

Dự kiến cho trước góc  12(kiểu 36000).

Hệ số khả năng làm việc tính theo công thức :

2 2 2 2

0 0

987 2371 2568

507 1570 16491,3 .tan 1,3.2568.tan12 9571,3 .tan 1,3.1649.tan12 453

128 5107 5108

916 5107 51881,3 .tan 1,3.5108.tan12 14111,3 .tan 1,3.5188.tan12 1433

C C

Tra bảng 14P, ứng với d=65mm, chọn ổ bi đỡ có ký hiệu là 313 có

Cbảng = 106000, đường kính ngoài D= 140mm, chiều rộng ổ B=33mm

2 Cố định trục theo phương dọc trục

Để cố định trục theo phương dọc trục có thể dùng nắp ổ và điều chỉnh khe hở của

ổ bằng các tấm đệm kin loại giữa nắp ổ và thân hộp giảm tốc Nắp ổ lắp với giảm tốc bằng vít, loại nắp này dễ chế tạo và dễ lắp ghép

RF

3 Bôi trơn ổ lăn

Bộ phận ổ được bôi trơn bằng mỡ, vì tốc độ truyền của bánh răng thấp, không thể dùng phương pháp bắn tóe để hắt dầu trong hộp vào bôi trơn bộ phận ổ Có thể dùng mỡ loại T ứng với nhiệt độ làm việc từ 60-1000C và vận tốc dưới 1500 vòng/phút (theo bảng 8-28)

4 Che kín ổ lăn

Để che kín các đầu trục ra, tránh sự xâm nhập của bụi bặm và tạp chất vào ổ, cũng như ngăn mỡ chảy ra ngoài, ta dùng vòng phớt để che kín

C 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 han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyềntrong hộp giảm tốc

Việc chọn hợp lý loại dầu, độ nhớt và hệ thống bôi trơn sẽ làm tăng tuổi thọcủa các bộ truyền tức là nâng cao thời gian sử dụng máy

Ở đây là bôi trơn bộ truyền bánh răng Do vận tốc nhỏ nên ta chọn phươngpháp ngâm các bộ truyền bánh răng trong dầu với mức thấp nhất của dầu khôngcao hơn 1/3 bán kính của bánh răng lớn nhất

Theo bảng 10-20 ta chọn loại dầu AK-20

CHƯƠNG 6: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ KẾT CẤU HỘP

Chọn vỏ hộp đúc, mặt ghép giữa nắp và thân là mặt phẳng đi qua đường làm các trục để việc lắp ghép được dễ dàng.

Bảng 10-9 cho phép ta tính được kích thước các phần tử cấu tạo vỏ hộp sau đây :Chiều dày thân hộp :

0,025 3 0,025.247 3 10

Chiều dày đế hộp không có đế lồi : p2,35.10 2,35.10 23,5  mm

Chiều dày gân ở thân hộp :

TÀI LIỆU THAM KHẢO

1 Nguyễn Trọng Hiệp, Nguyễn Văn Lẫm (2007), Thiết kế chi tiết máy, NXB Giáo

Dục

2 Trịnh Chất, Lê Văn Uyển (1999), Tính toán hệ dẫn động cơ khí, tập 1-2,

NXB Giáo Dục.

Trong quyển thuyết minh này, các công thức đều tham khảo trong sách Thiết

kế chi tiết máy.