Đồ án công nghệ tự động máy theo dây chuyền trong sản xuất, nguyên lý máy và chi tiết máy

Để thực hiện việc phát triển ngành cơ khí cần đẩy mạnh đào tạo đội ngũ cán bộ kỹ thuật có trình độ chuyên môn cao, đồng thời phải đáp ứng được các yêu cầu của công nghệ tiên tiến, công n

Lời nói đầu

Khoa học kỹ thuật là nền tảng cho sự phát triển vượt bậc của thế giới nói chung cung

nh của nước ta nói riêng!

Thời địa của chúng ta đang sống,cũng nh tương là thời đại của khọc kỹ thuật,ở đó

con người với sự hỗ trợ của khoa học kỹ thuật mà có cuộc sống ngày càng đầy đủ

cũng nh các tiện nghi khác nữa Khoa học kỹ thuật ngày nay đang phát triển nh vũ

bão, mang lại những lợi Ých cho con người về tất cả những lĩnh vực tinh thần và vật

chất

Nước ta đang phấn đấu là nước công nghiêp vào năm 2020,để thực hiện được mục

tiêu đó thì phảI phát triển khoa học kỹ thuật, phát triển theo hướng bền vững và có

chiều sâu, do đó cần phát triển yếu tố con người là quan trọng nhất!

Muốn thực hiện được điều đó một trong những ngành cần quan tâm phát triển nhất

đó là ngành cơ khí chế tạo máy vì ngành cơ khí chế tạo máy đóng vai trò quan trọng

trong việc sản xuất ra các thiết bị công cụ cho mọi ngành kinh tế quốc dân Để thực

hiện việc phát triển ngành cơ khí cần đẩy mạnh đào tạo đội ngũ cán bộ kỹ thuật có

trình độ chuyên môn cao, đồng thời phải đáp ứng được các yêu cầu của công nghệ

tiên tiến, công nghệ tự động hoá theo dây truyền trong sản xuất

Nhằm thực hiện mục tiêu đó, chúng Em là sinh viên trường Đại Học Kỹ Thuật

Công Nghiệp - Thái Nguyên nói riêng và những sinh viên của các trường kỹ thuật nói

chung trong cả nước luôn cố gắng phấn đấu trong học tập và rèn luyện, trau dồi

những kiến thức đã được dạy trong trường để sau khi ra trường có thể đóng góp một

phần trí tuệ và sức lực của mình vào công cuộc đổi mới của đất nước trong thế kỷ mới

.

Qua đồ án này Em đã tổng hợp được nhiều kiến thức chuyên môn, giúp Em hiểu rõ

hơn những công việc của một kỹ sư tương lai Song với những hiểu biết còn hạn chế

cùng với kinh nghiệm thực tế chưa nhiều nên đồ án của Em không tránh khỏi những

thiếu sót Em rất mong được sự chỉ bảo của các thầy trong bộ môn Nguyên Lý Máy

Chi Tiết Máy và các Thầy Cô giáo trong khoa để đồ án của Em được hoàn thiện hơn

Cuối cùng Em xin chân thành cảm ơn sự quan tâm chỉ bảo của các Thầy Cô trong

khoa và bộ môn Nguyên Lý Máy và Chi Tiết Máy trường Đại Học Kỹ Thuật Công

Nghiệp và đặc biệt là sự hướng dẫn tận tình của cô giáo : Bùi Thanh Hiền

Ngày tháng năm 2009

Sinh viên : ĐÆng Văn Uý

MỤC LỤC TÀI LIỆU THAM KHẢO

[1] Nguyễn Trọng Hiệp :

CHI TIẾT MÁY , tập 1 và tập 2

Nhà suất bản Giáo dục , Hà Nội 1999

[2] Nguyễn Bá Dương, Nguyễn Văn Lẫm , Hoàng Văn Ngọc , Lê Đắc Phong

TẬP BẢN VẼ CHI TIẾT MÁY

Nhà xuất bản Đại học và Trung học chuyên nghiệp , 1978

[3] Trịnh Chất , Lê Văn Uyển :

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ , tập 1 và tập 2

Nhà xuất bản Giáo dục , 1999

PHẦN 1 TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

1 Chọn kiểu loại động cơ điện :

ở đây ta chọn loại động cơ điện 3 pha không đồng bộ roto lồng sóc vì những lý

do sau :

- Kết cấu ,dễ bảo quản, làm việc tin cậy

- Có thể mắc trực tiếp vào lưới điện công nghiệp

- Gía thành tương đối thấp và dễ kiếm

- Hiệu suất và hệ số công suất không cần cao

2 Chọn công suất :

Công suất của động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ, đảm bảo cho động cơ làm

việc mà nhiệt độ sinh ra không quá mức cho phép

.

KW v

F t

ct

lv

Do có ma sát nên công suất từ động cơ truyền đến băng tải bị hao mòn khi đi qua bộ

truyền đai ,hai cặp bánh răng trong hộp giảm tốc ,bốn ổ lăn và khớp nối trục Do đó

hiệu suất chung của hệ là:

 k.br2 .o4.d

Trong đó:

 d : Hiệu suất bộ truyền đai

 br : Hiệu suất của một cặp bánh răng ăn khớp

 o : Hiệu suất của một cặp ổ lăn

 k: hiệu suất của khớp nối

Tra hiệu suất trong bảng: “Trị số hiệu suất của các loại bộ truyền và ổ” ta được:

Bộ truyền đai Bánh răng trụ ổ lăn Khớp nối

925 , 8

05 , 1 10 60

10

.

ph vg D

D là đường kính tang băng tải (mm)

số vòng quay sơ bộ của động cơ: nsb=nct uh ud

trong đó : uh tỷ số truyền trung bình của hộp giảm tốc

ud tỷ số truyền của bộ truyền đai

tra bảng “ tỷ số truyền nên dùng cho các bộ truyền trong hệ’’ ta chọn:

uh=15 ;ud=2

số vòng quay sơ bộ của động cơ :

nsb= nct uh ud=50,16 15 2=1504(vg/ph)

Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ: nđb=1500(vg/ph)

Với Pđc≥10,5(kw) và nđb=1500(vg/ph) theo bảng “ các thông số cơ bản của động cơ

điện DK’’ ta dùng động cơ điện 4A160S4Y3

Bảng thông số kỹ thuật của động cơ điện 4A160S4Y3:

suấtP(kw)

n(vg/ph)  cos

dn

K T

Tdn

4.Kiểm tra mở máy và quá tải

a Kiểm tra điều kiện mở máy theo điều kiện P Pdc

bd

dc

mmvới 15 ,1 4 21 ( kw )

dc

P P kbd 10,5.1,6 16,8(kw)

dc lv

b.Kiểm tra quá tải:

Với tải không thay đổi không cần kiểm tra quá tải

II.PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

Tỷ số truyền chung của hệ thống là:



16 , 50

uh tỷ số truyền trung bình của hộp giảm tốc

ud tỷ số truyền của bộ truyền đai

1

ph vg

8 , 193

2

ph vg

ph vg

P dc

P I

48 , 9 10 55 , 9

P II

1 , 9 10 55 , 9

P III

9 10 55 , 9

P iV

Thông sè

Trục

Tỷ số truyềnu

Công suấtP(kw)

Số vòng quayn(v/ph)

Mômen xoắnT(Nmm)

Yêu cầu:Do truyền chuyển động từ động cơ vào hộp giảm tốc nên phải chịu vận tốc

lớn Vì vậy ta chọn đai dẹt với ưu điểm mềm dẻo, dễ uốn ,có thể giảm được đường

kính bánh đai và tăng được vận tốc, giá thành hạ

Vì điều kiện làm việc cao, thời gian phục vụ dài ta chọn loại đai vải cao su ,có giới

hạn bền tương đối cao, có thể làm việc với vận tốc cao

2 Xác định các thông số của bộ truyền

10 55 ,



dc

dc n

 tỷ số truyền thực tế :     2 , 02

01 , 0 1 250

500 1

1

% 100

u u

-Khoảng cách trục:

a(1,52).(d1 + d2) =(1,52).(250+500)=11251500 (mm)

chọn a=1500 (mm) vì đây là bộ truyền có vận tốc trung bình

-Chiều dài đai: L=2a+    

a

d d d

d

4 2

1 2 2

) 250 500 ( 2

) 500 250 ( 14 , 3

. 1

s m n

250 550 ( 180 57



1500 là góc ôm tối thiểu của đai cao su

-Chiều dầy đai:Theo bảng “tỷ số của chiều dầy đai và đường kính bánh đai nhỏ ” bảng

40

25040

40

11

1 max max

Theo bảng 4.1 ta chọn chiều dày đai theo tiêu chuẩn va lấy   6 , 25mm

Theo bảng 4.6 ta chọn loại đai 5 lớp, không có lớp lót, chiều rộng đai từ b=20250

ứng suất có Ých cho phép xác định theo (4.10)

C C

C V o F

Trong đó với bộ truyền đạt nằm ngang điều chỉnh định kì lực căng,

Tra bảng 4.9 ta chọn   1 , 8 (MPa) ;k1=2,5 ; k2=10 Do đó

) ( 25 , 2 250

25 , 6 10 5 , 2

]

[

1 2 1

d k k

) ( 533 7

, 19

5 , 10 1000

25 ,1

533 ].

[

.

mm b

Theo trên b=20250,đối chiếu với kích thước tiêu chuẩn bảng 4.1 ta lấy: b=63 (mm)

3.Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

Lực căng ban đầu F0 = 0. b 1,8.6,25.63708,75(N)

) =1142,63 (N)-chiều rộng bánh đai: tra bảng 20.21 ta nhânl được B=71(mm)

Đây là hộp giảm tốc chịu công suất trung bình nhỏ nên ta chọn vật liệu là thép

nhóm I có độ rắn HB <350 Tra bảng 6.1“cơ tính của một số vật liệu chế tạo bánh

-ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở : 0

lim

F

 =1,8HB-Hệ sè an toàn khi tính về uốn : S F =1,75

N HE là sè chu kì thay đổi ứng suất tiếp xúc tương đương

Vì bộ truyền chịu tải trọng không đổi nên

 Ta thấy NHE > NHO do vậy ta lấy NHE = NHO để tính,do đó hệ số tuổi thọ xét đến ảnh

hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền KHL=1

1 , 1

1 458 3

0 3 lim

H

HL H

1 422 4

0 4 lim

H

HL H

[ H3  H4

 1,25[H]min

2

636 , 383

NF0 - Sè chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn : N FO3 N FO4=4 10 6(MPa)

(đối với tất cả các loại thép)

F

FL FC F

75 , 1

1 1 2 , 349

0 3 lim

F

FL FC F

75 , 1

1 1 8 , 316

0 4 lim

] [

).

1 (

ba H

H II a

w

u

K T u

K : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng Tra bảng 6.5 : Trị số

của các hệ số K a,do ta chọn bộ truyền bánh răng nghiêng nên ta chọn:K a= 43

MPa1/3



H

K : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính

về tiếp xúc Trị sè của hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

được tra trong bảng 6.7 va dựa vào hệ số bd

Với hệ số bd = 0,5.ba.(u+1) = 0,5.0,4.(3,87+1) = 0,974

Tra Bảng 6.7: ta chọn K H=1,1063 (sơ đồ 4)

) ( 24 , 279 35

, 0 87 , 3 400

1063 , 1 467152 ).

1 87

Trị số tiêu chuẩn của môđun ta chọn môđun pháp m = 3.

- Chiều rộng vành răng : bW3== aW.ba = 280.0,4 = 112 (mm)

u

%4

%129,0

%100

2

) ( 3  4

=0,9643   =15,3560

Vì Z > 30 do đó không cần dùng dịch chỉnh vì dịch chỉnh làm giảm khá nhiều hệ số

trùng khớp

4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện :

2 3

3

) 1 (

2

w m w

m H II H

M

H

d u b

u K T Z

cos 2

b là góc nghiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở tgb = cost.tg

đối với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh thì :

20 ( tg

) 408 , 14 cos(

2

1 1

Z

Z  )]cos = [1,88 - 3,2( 

37

1 143

1

)]cos(15,3560) =1,708

 Z = 1,7081 = 0,765

+ KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :K H K H.K H.K Hv

trong đó : KH = 1,1063 ( tra theo bảng 6.7 với sơ đồ 4 )

KH: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng

thời ăn khớp

Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:

115 , 108 ( )

1 865 , 3

280 2 ) 1 (

.

s m n

d

.Tra

Bảng 6.13 : Chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng với v < 4 (m/s)  cấp chính xác

của bánh răng là 9 Tra Bảng 6.14: Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng của

các đôi răng đồng thời ăn khớp ta được KH = 1,13.

KHv : là hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp

KHv = 1 +



H II

W W H K K T

d b v

2

3

với vH = H.g0v

m

W u

a

= 0,002.73.1,17 3280,865 = 1,41 (trong đó H là hệ số kể đến ảnhhưởng của các sai số ăn khớp, tra trong bảng 6.15 được H = 0,002; g0 là hệ số kể đÕn

ảnh hưởng của các bước răng 3 và 4 , tra trong bảng 6.16 được g0 = 73)

 KHv = 1 + 2.1467152,41.112.1.,1151063,108.1,13= 1,014

K H K H.K H.K Hv = 1,1063.1,13.1,014 = 1,268

Vậy ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

) ( 34 , 382 108

, 115 865 , 3 112

) 1 865 , 3 (

268 , 1 467152

2 765 , 0 712

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 (m)  lấy ZR = 0,95

 [H]CX = 400.1.1.0,95 = 380 (MPa)

độ chênh lệch: H =

H H

CX H





 ]  [

= 100 % 0 , 61 % 4 %

34 , 382

34 , 382 380

268 , 1 467152





 ]  [

= 380 378378,97,97100 = 0,27 < 4 vì sai lệch này khánhá nên có thể giữ nguyên kết quả tính toán

vì sai lệch này khá nhỏ nên có thể giữ nguyên kết quả tính toán

5 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 :

] [

.

.

.

2

3 3

3

3

w w

F F

II

F

m d b

Y Y Y K

.

F

F F F

356 , 15 1 140

3

cos

Z

= cos3(1537,356) = 41,26 Zv4=

 3 4

cos

Z

= cos3(14315,356) = 159,48

Vì ta dùng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x=0

Tra Bảng 6.18 Trị số của hệ số dạng răng ta được : YF3= 3,74

Tra Bảng 6.14 : trị số hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời

ăn khớp khi tính về uốn: KF = 1,37 (v < 2,5(m/s)

KFv : là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn

W W F

K K T

d b

2

a

= 0,006.73.1,13 3280,865 = 4,23

 KFv = 1 + 24.467152,23.114..1115,22,.1081,37 = 1,031

Hệ số tải trọng khi tính về uốn : K F K F.K F.K Fv  1 , 22 1 , 37 1 , 031  1 , 723

Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh chủ động:

) ( 95 , 89 3

108 , 115 114

74 , 3 89 , 0 585 , 0 723 , 1 467152

2

.

.

.

2

3 3

3

m d b

Y Y Y K

T

w w

F F

, 3

6 , 3 95 , 89

3

4 3

[F3]CX = [F3].YR YS KxF = 199,54.1.1.1,0036 = 200,26(MPa) > F3

[F4]CX = [F4].YR YS KxF = 181,03.1.1.1,0036= 181,68(MPa) > F4

 Vậy thoả mãn điều kiện độ bền uốn

6 Kiểm nghiệm răng về quá tải :

Khi làm việc răng có thể bị quá tải (thí dụ nh lúc mở máy , hãm máy ) với hệ số

quá tải

48 , 1 48 , 1

1

1 1

T T

max  H qt 

=> thoả mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt

- Ứng suất uốn cực đại :

48 , 1 56 , 91

37

3 ) cos(

143 3

) cos(

280 2 1

2

d mm u

a d

Vì bộ truyền không có yêu cầu đặc biệt về khả năng chịu tải ,ta chọn vật liệu là thép

40tôI cải thiện ,thép 45 thường hoá thuộc nhóm I ,có độ rắn HB <350

 ứng với số chu kì cơ sở ta chọn :

ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở : 0

a Ứng suất tiếp xúc cho phép :

Nh vậy :H0 lim 1 = 2.HB1 + 70 = 2.195 + 70 = 460 (MPa)

0

2 lim

 Ta thấy NHE > NHO do vậy ta lấy NHE = NHO để tính,do đó hệ số tuổi thọ xét đến ảnh

hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền KHL=1

 Ứng suất tiếp xúc cho phép [H] =

H S

0 lim





.KHL (tính sơ bộ lấy ZR.ZV.KXH= 1)

Bánh nhỏ : [H1]= 1 1

1 , 1

460

= 418,18 (Mpa) Bánh lớn : [H2] = 1 1

1 , 1

F

 = 1,8.HB1 = 1,8.195 = 351 (MPa)

0

2 lim

H

 = 2.HB2 + 70 = 1,8.172 = 309,6 (MPa)

Sè chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn :N FO1 N FO2=4 10 6(MPa)

Vì bộ truyền tải trọng tĩnh nên:

 NHE=NFE=N=60.c.n.t=60.1.750.4380=197.106(chu kỳ)

Do đó NFE >NFO ta lấy NFE = NFO để tính vậy KFL = 1

Ứng suất uốn cho phép :

1 75

,

1

6 ,

- Chiều rộng vành răng : bW1== aW.ba = 84 (mm)

Các thông số ăn khớp giống bộ truyền cấp chậm:

m=3

=15,356

Z1=37

Z2=143

4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện :

2 1

1

) 1 (

2

w m w

m H I H

M

H

d u b

u K T Z

1 1

Z

Z  )]cos = [1,88 - 3,2( 

37

1 143

280 2 ) 1 (

-KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :K H K H.K H.K Hv

trong đó : KH = 1,015 ( tra theo bảng 6.7 với sơ đồ 5)

KH: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng

thời ăn khớp

60000

750 108 , 115 14 , 3 60000

.

s m n

d

Tra Bảng 6.13 : Chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng với v < 5 (m/s)  cấp chính

xác của bánh răng là 9 Tra Bảng 6.14: Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng

của các đôi răng đồng thời ăn khớp ta được KH = 1,16.

KHv : là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

d b v

a

= 0,002.73.4,398 3280,865 =5,465 (trong đó H là hệ số kể đếnảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra trong bảng 6.15 được H = 0,002; g0 là hệ số kể

đến ảnh hưởng của các bước răng 3 và 4 , tra trong bảng 6.16 được g0 = 73)

 KHv = 1 + 2.5125805,465.84.1.115,015,108.1,16= 1,178

 KH = 1,178.1,015.1,16 = 1,396

Vậy ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

) ( 176

,

240

108 , 115 865 , 3 84

) 1 865 , 3 (

396 , 1 125805

2 765 , 0 712

Trong đó : [H] = 397,27 (MPa)

với v = 4,398(m/s) < 5 (m/s)  lấy Zv = 1

đường kính vòng đỉnh da < 700 (mm)  lấy KxH = 1

với cấp chính xác động học là 9 , chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 khi đó cần

gia công đạt độ nhám Ra = 2,5  1,25 (m)  lấy ZR = 0,95

) 1 865 , 3 (

396 , 1 125805

2 765 , 0 712 , 1





 ]  [

= 377,407377,511377,511 100 = 0,028 < 4 vì sai lệchnày khá nhá nên có thể giữ nguyên kết quả tính toán

5 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 :

] [

.

.

.

2

1 1

1

1

w w

F F

I

Y Y Y K

140

356 , 15 1 140

 3

Vì ta dùng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x=0

Tra Bảng 6.18 Trị số của hệ số dạng răng ta được : YF1= 3,74

Tra Bảng 6.14 : trị số hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời

ăn khớp khi tính về uốn với bánh răng thẳng KF = 1,4 (v < 5(m/s)

KFv : là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn

W W F

K K T

d b

2

. 1 1

với  F = F.g0.v. a W /u = 0,006.73.3,398 3280,865 = 12,669

 KFv = 1 + 122.125805,669.34..1115,22,.1081,4 = 1,102

Hệ số tải trọng khi tính về uốn : K F K F.K F.K Fv  1 , 22 1 , 4 1 , 102  1 , 882

Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh chủ động:

3 108 , 115 34

74 , 3 89 , 0 585 , 0 882 , 1 125805

2

.

.

.

2

1 1

1

m d b

Y Y Y K

T

w w

F F

6 , 3 559 , 88

1

2 1

[F1]CX = [F1].YR YS KxF = 200,57.1.1.1,0036 = 201,292(MPa) > F1

[F2]CX = [F2].YR YS KxF = 176,91.1.1.1,0036= 177,54(MPa) > F2

 Vậy thoả mãn điều kiện độ bền uốn

6 Kiểm nghiệm răng về quá tải :

Khi làm việc răng có thể bị quá tải (thí dụ nh lúc mở máy , hãm máy ) với hệ số

quá tải

5 , 1 5 , 1

1

1 1

T T

max  H qt 

 = 455,59 (MPa) < [H]max = 1120(MPa)

=> thoả mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt

- Ứng suất uốn cực đại :

5 , 1 95 , 100

=> Đã thoả mãn điều kiện phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng

Các thông số cơ bản của bộ truyền

356 , 15 cos

37

3 ) cos(

143 3

) cos(

280 2 1

2

u

a d

III 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 giảm tốc

Đối với hộp giảm tốc của ta đang thiết kế ta dùng phương pháp bôi trơn trong dầu :

ngâm các chi tiết trong dầu chứa ở hộp ( vì vận tốc nhỏ v < 12 m/s)

1 Cặp bánh răng cấp nhanh :

- Chiều cao răng : h1 = h2 = 2,25.m = 2,25.3 = 6,75 (mm)

- Chiều sâu ngâm dầu : l2 = (0,75 2)h = 5,0625  13,5 (mm) nhưng chiều sâu này

không được nhỏ hơn 10  ta lấy l2 = 10 (mm)

- Mức dầu tối thiểu : x2min =

- Chiều cao răng : h3 = h4 = 2,25.m = 2,25.3 = 6,75 (mm)

- Chiều sâu ngâm dầu : l2 = (0,75 2)h = 5,0625  13,5 (mm) nhưng chiều sâu này

không được nhỏ hơn 10  ta lấy l4 = 10 (mm)

- Mức dầu tối thiểu : x4min =

- 10 = 215,446 (mm)

- Mức dầu tối đa : vì v n = 2,58 (m/s) > 1,5 nên

x 4max = x 4min -10=215,446-10=205,446 (mm)

xmin = min(x2min ,x4min) = min(215,446; 215,446)=215,446 (mm)

xmax = max(x2max,x4max) = min( 205,446;205,446)= 205,446 (mm)

x = xmin - xmax = 215,446-205,446 = 10 > 5

Nh vậy thoả mãn điều kiện bôi trơn

IV KIỂM TRA SAI SỐ VẬN TỐC

   100 %  4 %

ct

ct th

n

n n

+ Uth= .

3

4 1

2

Z

Z Z

Z

Ung= 2 29 , 87 37

143



50 , 39

87 , 29

n n

100 % 0 , 75 % 4 %

01 , 50

01 , 50 39 , 50

3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:

Dùa theo đường kính trục sơ bộ ta sử dụng bảng 10.2 để chọn chiều rộng ổ lăn :

+khoảng cách từ mặt cạnhcủa chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách

giữa các chi tiết quay:k1=12

+khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp k2=8

+khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ: k3=15

+chiều cao nắp ổ và đầu bulông :hn=18

- Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến các chi tiết quay :

d

T

=2105.125805,108 = 2464,873(N) =Ft2 Fr1= Ft1



 cos

ta thấy chiều nghiêng bánh răng được chọn nh hình vẽ là hợp lý vì tổng lực dọc trục là

nhỏ nhất Do đó kích thước bộ truyền được nhỏ gọn,lực tác dụng lên trục và ổ là nhỏ

nhÊt.V× vậy nâng cao được năng suất sử dụng bộ truyền

)=2.708,75.sin(1702,5)=1412,63 (N)(theo công thức 4.13)

5 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục :

 Xác định các mặt cắt nguy hiểm và tính các đường kính các đoạn trục

Từ biểu đò ta thấy các mặt cắt nguy hiểm là tại A ,B,C,D

Ta tiến hành xác định đường kính trục tại các mặt cắt

Viết điều kiện bền theo thuyêt bền III ta được :

d  3

] [

Mtd là tổng mômen tại tiết diện đang tính Mtd = M2X M Y2  0 , 75T2

-Tại tiết diện A:

) ( 159495 29

, 141963

75 , 0 0 36 , 100709 75

- Tại tiết diện C:

) ( 6 , 174525 29

, 141963

75 , 0 96 , 72713 1

, 100389 75

6 , 174525

, 141963

75 , 0 75

2 , 122857