đồ án môn học chi tiết máy tính toán thiết kế hệ dẫn động băng tải

PHỤ LỤC. I. Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền . 1. Chọn động cơ2 2.Phân phối tỉ số truyền 3 3.Tính toán các thông số động học4 II.Tính toán thiết kế các bộ truyền ngoài(Bộ truyền xích) . 1.Chọn loại xích 6 2.Xác định thông số của bộ truyền6 3.Kiểm nghiệm xích về độ bền7 4.Xác định các thông số đĩa xích và lực tác dụng lên đĩa xích8 III . Tính toán thiết kế bánh răng trong hộp giảm tốc . 1. Chọn vật liệu 10 2. Xác định ứng suất cho phép10 3. Tính toán cấp nhanh(Bánh răng trụ răng nghiêng )124. Tính toán cấp chậm (Bánh răng trụ răng thẳng )18 IV . Tính toán thiết kế kết cấu trục trong hộp giảm tốc . 1. Chọn vật liệu 25 2. Tŕnh tự thiết kế25 a,Xác định sơ đồ đặt lực25 b,Tính sơ bộ đường kính trục25 c,Xác định phản lực tại các gối đỡ27 d,Tính chính xác đường kính các đoạn trục 293. Kiểm nghiệm trụ về độ bền mỏi 314. Kiểm nghiệm độ bền của then 32 V . Tính toán và chọn ổ lăn33 1.Chọn loại ổ lăn332.Tính toán chọn cỡ ổ lăn .33 a,Trục I33 b,Trục II35 c,Trục III37 VI . Tính toán kết cấu 38 1. Kết cấu hộp giảm tốc 39 2.Bôi trơn trong hộp giảm tốc39 3.Kết cấu các chi tiết liên quan 40 4.Bảng thống kê kiểu lắp43 VII. Danh sách các tài liệu tham khảo - Tập 1 : Chi Tiết Máy (Tập 1+2)- (Nguyễn Trọng Hiệp) . - Tập 2 : Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khi (Tập 1+2) . (Trịnh Chất – Lê Văn Uyển ) - Dung sai và lắp ghép – Ninh Đức Tốn . BẢN THUYẾT MINH ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI ĐỀ SỐ :9 -------------------------- ----------- Số liệu cho trước: 1.Lực kéo băng tải F = 4500 (N) 2. Vận tốc băng tải V = 0.95 (m/s) 3. Đường kính tang D = 340 (mm) 4. Thời gian phục vụ Lh = 19000 (giờ) 5. Số ca làm việc soca = 2 ca 6. Góc nghiêng đường nối tâm với bộ truyền ngoài: 30o 7. Đặc tính làm việc va đập vừa. PHẦN I. TÍNH TOÁN THÔNG SỐ ĐỘNG HỌC CỦA HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI 1.Chọn động cơ điện : a. Xác định công suất: Công suất động cơ phải thoả măn Pđ/c > Py/c Trong đó: Py/c là công suất yêu cầu của động cơ Với *Pct Công suất trên trục công tác, theo CT(2.8)(2.10) và (2.11) (TL1) ta có Pct 4,275(kw) *â: Hệ số tải trọng tương đương, tính theo công thức: Thay số các giá trị Tmm = 1,5 T1t1 = 5 h T2 = 0,8 T1t2 = 3 h tCk=8 h => *ç: Hiệu suất bộ truyền Tra bảng ta có: Hiệu suất ổ trượt çot = 0,98 – 0,99Chọn çot = 0,98 Hiệu suất ổ lăn çol = 0,99 – 0,995 çol = 0,99 Hiệu suất xích çx = 0,95 çx = 0,95 Hiệu suất khớp çk = 0,99 – 1 çbr = 0,97 Hiệu suất bánh răng çbr = 0,96 – 0,98 çk= 1 => ç = 0,98 . 0,95 . 0,993 . 0,972 . 1 = 0,85 => vậy công suất yêu cầu là :Py/c = b. Xác định tốc độ đồng bộ: nđồng bộ nsơ bộ nsơ bộ = ncôngtác . usơ bộ Với * ncôngtác =nct :tốc độ trục công tác, tính theo công thức : D= 340 (mm): Đường kính tang. *usơ bộ = usbHộp . usbNgoài +, usbNgoài: tỷ số truyền bộ truyền ngoài(Bộ truyền xích) usbNgoài = 2 4, chọn UsbNgoài = 2; +, usbHộp: tỷ số truyền sơ bộ của hộp. Theo bảng2.4, với truyền động bánh răng trụ hai cấp usbHộp = (8 – 40), chọn usbHộp = 14 => usơ bộ = usbHộp . usbNgoài = 14 . 2 =28 =>nsơ bộ = 53,4 .28 =1495,2(ṿng/phút) =>Chọn số ṿng quay đồng bộ của động cơ thuộc dải 1500 (Ṿng/phút) Từ bảng 1-3[TL1] Chọn động cơ có kư hiệu :4A112M4Y3 với các chỉ số như sau: 4A112M4Y3 2. Phân phối tỷ số truyền: a. Xác định tỷ số truyền chung: Mà b. Phân phối tỷ số truyền: Theo yêu cầu về bôi trơn chỗ ăn khớp của các cặp bánh răng trong hộp giảm tốc. Cụ thể là hai bánh răng lớn của hai cấp đều phải được bôi trơn, nhưng chú ư là bánh răng lớn của cấp nhanh do tốc độ quay lớn hơn nên phải ngập trong dầu ít hơn tránh lăng phí do tổn thất khuấy dầu. Do đó dựa vào đồ thị 3.18(Tl1)ta có thể phân phối sơ bộ tỷ số truyền như sau => 3. Tính toán các thông số động học : a. Công suất: Công suất Pi tính từ trục công tác về trục động cơ . Với hộp khai triển thường ta có : b. Tốc độ quay: Tốc độ quay tính từ trục động cơ đến trục công tác: n1 = nđc = 1425 (ṿng/ phút) c. Mômen xoắn trên trục: Mômen xoắn trên trục động cơ: Mômen xoắn trên trục 1: Mômen xoắn trên trục 2: Mômen xoắn trên trục 3: Mômen xoắn trên trục công tác: Bảng thông số động học:

2.Xác định thông số của bộ truyền 63.Kiểm nghiệm xích về độ bền 74.Xác định các thông số đĩa xích và lực tác dụng lên đĩa xích 8III Tính toán thiết kế bánh răng trong hộp giảm tốc

2 Xác định ứng suất cho phép 10

3 Tính toán cấp nhanh(Bánh răng trụ răng nghiêng ) 12

4 Tính toán cấp chậm (Bánh răng trụ răng thẳng ) 18

IV Tính toán thiết kế kết cấu trục trong hộp giảm tốc

a,Xác định sơ đồ đặt lực 25

b,Tính sơ bộ đường kính trục 25c,Xác định phản lực tại các gối đỡ 27d,Tính chính xác đường kính các đoạn trục 29

3 Kiểm nghiệm trụ về độ bền mỏi 31

4 Kiểm nghiệm độ bền của then 32

VII Danh sách các tài liệu tham khảo

- Tập 1 : Chi Tiết Máy (Tập 1+2)- (Nguyễn Trọng Hiệp)

- Tập 2 : Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khi (Tập 1+2)

(Trịnh Chất – Lê Văn Uyển )

- Dung sai và lắp ghép – Ninh Đức Tốn

BẢN THUYẾT MINH ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

ĐỀ SỐ :9

Số liệu cho trước:

1.Lực kéo băng tải F = 4500 (N)

Công suất động cơ phải thoả mãn Pđ/c > Py/c

Trong đó: Py/c là công suất yêu cầu của động cơ ct

y/c td

P

P =P = 

Với *Pct Công suất trên trục công tác, theo CT(2.8)(2.10) và (2.11) (TL1) tacó

Pct 4500.0,95

F V

  4,275(kw) *β: Hệ số tải trọng tương đương, tính theo công thức:



 Tra bảng 2.3  1

19 TL

tr ta có:

Hiệu suất ổ trượt ηot = 0,98 – 0,99 Chọn ηot = 0,98

Hiệu suất ổ lăn ηol = 0,99 – 0,995 ηol = 0,99

Hiệu suất xích ηx = 0,95 ηx = 0,95

Hiệu suất khớp ηk = 0,99 – 1 ηbr = 0,97

Hiệu suất bánh răng ηbr = 0,96 – 0,98 ηk = 1

nsơ bộ = ncôngtác usơ bộ

Với * ncôngtác =nct :tốc độ trục công tác, tính theo công thức :

+, usbHộp: tỷ số truyền sơ bộ của hộp

Theo bảng2.4TL1, với truyền động bánh răng trụ hai cấp

usbHộp = (8 – 40) , chọn usbHộp = 14 => usơ bộ = usbHộp usbNgoài = 14 2 =28

=>nsơ bộ = 53,4 28 =1495,2(vòng/phút)

=>Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ thuộc dải 1500 (Vòng/phút)

Từ bảng 1-3[TL1] Chọn động cơ có ký hiệu :4A112M4Y3

với các chỉ số như sau:

4A112M4Y3

db dc

1 2

Công suat P = 5,5 kW Van toc quay: n = n =1425(V/p)

ct

n u

chung ngoai xich

Do đó dựa vào đồ thị 3.18(Tl1) ta có thể phân phối sơ bộ tỷ số truyền

như sau 1 4,452,98

2

u u

chung xich

Công suất Pi tính từ trục công tác về trục động cơ

Với hộp khai triển thường ta có :

u n

PHẦN II :TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI

Mômen xoắn trên trục động cơ:

Bộ truyền làm việc 2 ca, tải trọng va đập vừa, góc nghiêng đường nối tâm với bộ tryền ngoài là 30o

1)Chọn loại xích :

Dựa vào yêu cầu của bộ truyền ngoài, tải trọng nhỏ, vận tốc thấp, ta chọndùng xích con lăn

2)Xác định thông số của bộ truyền xích :

a.Chọn số răng đĩa xích:

Với u = 2,05 , tra bảng 5.4(TL1)

chọn số răng đĩa xích nhỏ z1 = 25(răng)

=> z2 = u.z1 = 2,01.25 = 50,25(răng) chọn z2 =50(răng) < zmax =120(răng)

Chọn sơ bộ a= 40p =40 31,75 = 1270(mm)

Số mắt xích x :

a x

+Ft : Lực vòng F t 1000.v p1000.1,424,593232( )N với 1 . 1 25.31,75.107,46 1,42( / )

31,75 506( )sin

+)Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích

với ứng suất tiếp xúc cho phép H 600(MPa)

=> Đảm bảo độ bền cho răng đĩa 1

Tương tự với H2(Với kr = 0,24)

=> Đảm bảo độ bền cho răng đĩa 2

=> Vậy bộ truyền đảm bảo độ bền tiếp xúc

PHẦN III: THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC

- Bánh lớn : Thép C45 tôi cải thiện :

Độ cứng bền :  2 = 750 MpaGiới hạn chảy : ch2 = 450 Mpa

 = 2.245 + 70 = 560 (Mpa) lim1

o F

 = 1,8.245 = 441 (Mpa)Bánh lớn : lim 2

o H

 = 2.230 + 70 = 530 (Mpa) lim 2

o F

.1

i

i i m

n T

n t T

T t t

Tương tự NHE1 > NHo1  KHL1 = 1

Theo công thức 6.1a [TL1] :

Xác định sơ bộ ứng suất :

  lim

H

.S

H 495,4 Mpa < 1,25.H2 = 602,25 (Mpa)  thoả mãn

Với cấp chậm dùng bánh răng trụ răng thẳng, tương tự cấp nhanh ta cũng tínhđược NHE > NHo

NFE = 60.c.

ax

.1

F

i

i i m

m

n T

n t T

c - Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay  c = 1

mF - Bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn  mF = 6

Bộ truyền quay 1 chiều  KFC = 1

 Theo công thức 6.2a [TL1] :

  Flim FL FC

F

F

o K K S



 Thay số :

.1

T KH u

Chọn sơ bộ góc nghiêng  = 10o  cos = 0,9848

 Theo công thức 6.31 [TL1] Số răng bánh nhỏ :

2.125

 = 0,96

H

T K u Z

b u d



Với :

* ZM : Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu

Theo bảng 6.5 [TL1] : ZM = 274 Mpa1/3

 :góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

Theo bảng 6.35 [TL1] :

b

tg = cos tgt với :

2.cos 15,25sin 2.20,764 = 1,706

* Z : Hệ số xét đến tổng chiều dài tiếp xúc

 = .sin 

ba a m



 = 0,3.125.sin 16,26 0

3,14.2 = 1,67 > 1Trong đó :

u 

 

 = 4,45 12.125  = 45,87 (mm)

* v : vận tốc vòng

Theo công thức 6.40 [TL1] :

v = 1 1

4

.6.10

d n

 m/sthay số :

v = 3,14.45,87.1425

60000 = 3,42 (m/s)Với v = 3,42 m/s  dùng cấp chính xác 9 (Theo bảng 6.13 [TL1])

*Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :

Với đường kính da < 700 mm, hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước bánh răng

 Thoả mãn điều kiện tiếp xúc

d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :

KF : Hệ số tải trọng tính theo độ bền uốn

 = 3 0

22cos (16,26 ) = 24,8 =25 (răng)

Zv2 = cosZ23 = 3 0

98cos (16,26 ) = 110,76 =111(răng)Theo bảng 6.18 [TL1] ta có : Các hệ số dạng răng : F1

S

Y = 1,08 - 0,0695.ln(m) = 1,032 với mođun m=2

YR : Hệ số xét đến độ nhám mặt lượn chân răng YR = 1

KxF = 1 (Hệ số ảnh hưởng kích thước bánh răng với da < 400 mm)

MPa MPa

    Thoả mãn điều kiện bền uốn

e Kiểm nghiệm về quá tải :

Theo ct 6.49 [TL1] :

1max

F

 = F1 K qt = 81,14.1,5 = 121,71 (MPa)2max

MPa MPa

*Các thông số và kích thước bộ truyền cấp nhanh bánh răng trụ răng nghiêng:

d2 = 204,17

mmmmĐường kính đỉnh răng da da1 = 49,83

da2 = 208,17

mmmmĐường kính đáy răng df df1 = 40,83

df2 = 199,17

mmmm

H

T K u

- Tỷ số truyền cấp chậm : u2 =

1

h

u u

(uh , ucn tỷ số truyền của hộp và cấp nhanh)Suy ra : u2 = 13,344, 45 = 2,98

 Vận tốc quay n trên trục :

n2 = 1

2

14254,45

b Xác định các thông số ăn khớp :

- Môđun :

m = (0,01 0,02) a2 = 1,61  3,22Theo quan điểm thống nhất trong thiết kế, chọn môđun tiêu chuẩn củabánh răng cấp chậm bằng môđun của cấp nhanh : vậy :

- Số răng bánh lớn :

z2 = u.z1 = 2,98.40 = 119,2 Chọn z2 = 119 răng

 Hệ số dịch tâm :

y = 2  

1 20,5

m   =

160

2 - 0,5.(40 + 119) = 0,5

Theo công thức (6.23) TL1

ky =

1 2

1000 1000.0,5 3,144( ) (40 119)

y

Theo bảng (6.10a) TL1, tra nội suy ta dược kx = 0,072

=> Hệ số giảm đỉnh răng (theo công thức (6.24) TL1)

t

Z m

a

 (Công thức 6.27 [TL1])Thay số :

Cost =  

0

40 119 2.cos 20

0,93382.160

H

T K u Z

Z = 4

3 



 (Công thức 6.36a [TL1])với :



 =

1 2

1 11,88 3,2 cos

Go = 73 (Hệ số kể đến sai lệch bước răng)

H

T K u Z

 = 431,32 MPa < H = 433,6 Mpa

 Thoả mãn điều kiện tiếp xúc

d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :

KF : Hệ số tải trọng tính theo độ bền uốn

Y S = 1,08 - 0,0695.ln(m) = 1,032 với mođun m=2

YR : Hệ số xét đến độ nhám mặt lượn chân răng YR = 1

KxF = 1 (Hệ số ảnh hưởng kích thước bánh răng với da < 700 mm)

Do đó theo ct 6.2 [TL1] và ct 6.2a [TL1]

Ứng suất uốn cho phép :

F1  F1 .Y Y KR S xH = 252.1.1,032.1 = 260,064 (MPa)

F2  F2 .Y Y KR S xH = 236,5.1.1,032.1 = 244,068 (MPa) Thay F1,F2 vào công thức 6.43 [TL1] ta được :

1

F

 = 2.142555.1,75 0,56.1.3,7.67.80,50.2 = 95,838 (MPa)12

MPa MPa

    Thoả mãn điều kiện bền uốn

e Kiểm nghiệm về quá tải :

MPa MPa

d2 = 238

mmmmĐường kính đỉnh răng da da1 = 84,524 mm

da2 = 243,52 mmĐường kính đáy răng df df1 = 75,524

df2 = 234,52

mmmm

HB =170…127   8 20(MPa)

0 0

20,7641455,19 574,7 575( )

T d



chọn sơ bộ d2 =45 (mm)

chọn sơ bộ d3 =55 (mm

c,Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

Theo bảng 10.2(TL1), từ các giá trị sơ bộ di , ta chọn được gần đúng chiều rộng ổ lăn: b01 =19 b02 =25 b03 = 29 +) Chiều dài nửa khớp nối (trục vòng đàn hồi)

hn =15 … 20 chiều cao nắp ổ và đầu bulông

+) Chiều dài các đoạn trục lki của các trục :

Theo bảng 10.4(TL1) ta có các thong số của trục II:

355( )188

424 2 575.55 1357.126,5

987,06 987( )188

Fy31 Fxsin

Fxcos Fx=3717(N)

l31=188 l=265

.cos 0(3)0

.cos 0(4)0

3)Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:

Tại các tiết diện phải thoả mãn điều kiện sau:

2 2  

.

i i i

j

s và sj là 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

+)Xác định hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm của trục:

Trục I (11,13) Trục II (21,23) Trục III(33,34)+)Chọn lắp ghép : Các ổ lăn trên trục theo k6, lắp bánh răng, xích ,nối trục theo k6 kết hợp với lắp then

Theo bảng 9.1(TL1), tra được kích thước của then, trị số momen cản uốn

và momen cản xoắn đối với từng trục như sau :

Tiết diện Đk trục b x h t1 W(mm3) W0(mm3)

11

1321233334

253035354845

8x710x810x810x814x914x9

45555,55,5

1205,521607,702921,392921,3910823,078915,15

2738,734257,087128,57128,521674,9117856,78

Với momen cản uốn và momen cản xoắn tính theo công thức(Trục có 2 rãnh then)

diện này, trong cơ sở đó dùng giá trị lớn hơn trong hai giá trị đó để tính toán, kết quả được ghi trong bảng sau :

*Bảng kết quả tính toán hệ số an toàn đối với các tiết diện của ba trục :

2,032,03

2,212,12

2,062,06

2,062,06

2,062,06

1,761,90

1,941,94

2,132,0

1,641,64

1,641,64

1,641,64

2,122,12

2,122,12

2,272,18

1,821,96

2,02,0

2,192,06

11,12,27

2,932,93

3,783,87

13,6719,74

32,432,4

89,977,6

8,612,25

2,912,91

3,773,86

4.Kiểm nghiệm độ bền của then

Cần kiểm nghiệm về độ bền dập và độ bền cắt, kết quả tính như sau ,với lt =1,35d

6x610x810x810x814x9

3,55555,5

33375142555142555399731399731

602536.836.8120

22.510,2151255

Vậy tất cả các mối then đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt

PHẦN V: PHẦN Ổ LĂN

I)Chọn loại ổ lăn

Với hộp khai triển thường, chọn loại ổ lăn theo tải trọng tác dụng

+)Trục I:

Xét 1

1

424 0,737 0,3575

a r

a r

F

=> chọn ổ bi đỡ chặn với góc tiếp xúc   26 0

+)Trục III:

Do không có lực dọc trục, nên chọn ổ bi đỡ đơn thuần

II)Tính toán chọn cỡ ổ lăn:

Theo khả năng tải động và khả năng tải tĩnh

Nhằm đề phòng khả năng tróc rỗ bề mặt khi làm việc, nên ta cần phải tínhtoán khả năng tải động trước khi chọn cỡ ổ lăn

Tải trọng động tính theo công thức:

Cd Q L Q L.m  1/m

Với Q: là tải trọng động qui ước

L: là tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

L=Lh 60 n.10-6 với Lh =19000(giờ)

m=3 bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn

+, Xét tải trọng động qui ước :

X, Y hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục

=>Tính toán cụ thể cho các ổ lăn trên các trục :

a)TrụcI:

Với đường kính đoạn lắp ổ lăn trục I là d =25(mm) , theo bảng P2.12(TL1),

ta chọn loại ổ cỡ trung hẹp có kí hiệu 46305 với các thông số như sau:

45,851

.( ) 2 575.(188 55) 424 2

355( )188

a r

Nhằm đề phòng biến dạng dư

Với ổ bi đỡ-chặn ta có công thức :

Q t X F Y F0 r 0 a

Trong đó : Qt là tải trọng tĩnh qui ước

X0, , Y0 là hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục

Theo bảng 11.6(TL1) với ổ bi đỡ chặn   26 0 ta có X0 =0.5 ; Y0 =0,37

=> 0 0 0 0 0

0

0,5.886 0,37.602,48 665,9( )0,6( ) 14,90( )

Với đường kính đoạn lắp ổ lăn trục II là d =30(mm) , theo bảng

P2.12(TL1), ta chọn loại ổ cỡ trung hẹp có kí hiệu 46306 với các thông số

1

1

1.2024,6 0,68 1, 0 a r 1.2977,35

Trong đó : Qt là tải trọng tĩnh qui ước

X0, , Y0 là hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục

Đường kính vòng ngoài d =85(mm)

Khả năng tải động C=25,7 (kN)

Trong đó : Qt là tải trọng tĩnh qui ước

X0, , Y0 là hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục

Theo bảng 11.6(TL1) với ổ bi đỡ ta có X0 =0.6 ; Y0 =0,5

=> 0 0 0 0 0

0

0,6.2605,59 0,5.01563,354( ) 1,56( ) 18,10( )

CÂU TẠO VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT MÁY KHÁC

I.vỏ hộp giảm tốc :

vật liệu để chế tạo vỏ hộp là gang xám GX15-32

phương pháp chế tạo là đúc.bề mặt lắp ghép của vỏ hộp thường đi qua tâm cáctrục.nhờ đó việc lắp ghép các chi tiết sẽ thuận tiện hơn

các kích thước của các phần tử tạo nên hộp giảm tốc đúc được tính theo bảng (18.1)(TL2)

Tên gọi biểu thức tính toán Kết quả chiều dày : thân hộp, δ

7 mm35mm

Chiều dày bích thân hộp,S3

Đường kính ngoài và tâm lỗ

D

 C1 = 114/2

92 mm

102mm116mm

114mm134mm136mm

40 mm

19 mm

16 mm

57 mm

chiều cao h

C2 = 124/2

C3 = 136/2Xác định theo kết cấu

62 mm

68 mmh=10mmMặt đế hộp:

Chiều dày: khi không có

Khe hở giữa các chi tiết:

Giữa bánh răng với thành

(phụ thuộc loại hộp giảm tốc và lượng

dầu bôi trơn trong hộp

B chiều rộng hộp

4 chiếc

1 Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp

A, Bôi trơn bánh răng trong hộp giảm tốc:

Lấy mức đầu trong hộp giảm tốc bằng 1/6 bán kính bánh răng lớn cấp nhanh, lấy mức dầu thấp nhất ngập chân răng của bánh răng lớn.Chọn loại dầu công nghiệp 45

B,Bôi trơn ổ lăn

Do vận tốc trượt nhỏ nên ta dùng mỡ để bôi trơn.Chọn loại mơ T.Lượng

mỡ cho vào chiếm khoảng 2/3 khoảng trống của bộ phận ổ

III.TÍNH KẾT CẤU CÁC CHI TIẾT LIÊN QUAN.

1.Nút thông hơi ,theo bảng

3 2

3 6

3 2

2.Nút tháo dầu hình trụ,theo bảng 18 937 (Tập 2):

Ổ lăn được bôi trơn bằng mỡ.Kích thước nắp ổ được xác định theo kích thướcgối đỡ.Cả ba trục đều dùng nắp ổ kín và lõm.

liệu là thép 20

5.Vòng phớt

IV THỐNG KÊ KIỂU LẮP

KiÓu l¾p KiÓuTrôc I Trôc II Trôc III

l¾p

Dungsai(m))

KiÓu l¾p Dung

sai(m))

KiÓu l¾p Dung

sai(m))B¸nh r¨ng-Trôc 35

6

7

k H

+25

0 48 H k67 +250+18

æ l¨n -trôc 30k

6

+15+2 30k6 +15+2 50k6 +18+2

+55+20 30

6

11

k D

+55+20 50

6

11

k D

+64+25+15

+2

+18+2N¾p - vá hép 62

11

7

d H

+300-100

-174 -290-174 -120-207