Đang tải... (xem toàn văn)
đây là một đề tài thiết kế hệ dẫn động băng tải bánh răng trụ răng thẳng 1 cấp được dẫn động bằng bộ truyền đai thang. Bố cục rõ ràng đc. chia làm nhiều phần. Phần đầu mô tả quá trình chọn động cơ, phần 2 là tính toán chọn bộ truyền ngoài(bộ truyền đai), phần 3 tính toán bộ truyền bánh răng 1 cấp răng trụ răng thẳng, và phần quan trọng nhất cần chú ý là phần 4 phần này mô tả về việc tính toán trục và chọn then, phần năm tính toán lựa chọn ổ bi, và phần cuối cung là tính toán lựa các chi tiết để có thể tạo nên 1 hgt hoàn chỉnh
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN KHOA CƠ KHÍ ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY Phương án GVHD : Trần Văn Quyết SVTH : Nguyễn Trung Thành Trang TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN KHOA CƠ KHÍ ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY BẢN THUYẾT MINH ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI MỤC LỤC I Chọn động phân phối tỉ số truyền Trang Chọn động điện Phân phối tỉ số truyền Xác định thông số động học 5 II Thiết kế truyền đai Chọn vật liệu Các thông số truyền Xác định tiết diện đai chiều rộng bánh đai Xác định lực 8 13 III Thiết kế truyền hộp giảm tốc Chọn vật liệu Xác định ứng suất cho phép Tính toán truyền bánh Các thông số kích thước truyền bánh trụ thẳng 16 16 18 26 IV Thiết kế trục truyền V Chọn vật liệu Tính toán đường kính trục Xác định khoảng cách gối đỡ điểm đặt lực Tính toán cho trục Xác định phản lực gối đỡ Tính momen tiết diện nguy hiểm Tính mối ghép then Kiểm nghiệm trục độ bền mỏi Kiểm nghiệm then 27 28 29 30 47 Tính toán thiết kế ổ lăn I II VI Trục I Trục II 48 50 Chọn vỏ hộp I II Thiết kế vỏ hộp Các chi tiết phụ khác GVHD : Trần Văn Quyết SVTH : Nguyễn Trung Thành 53 56 Trang TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN KHOA CƠ KHÍ VII ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY Xây dựng vẽ lắp 61 MỞ ĐẦU Tính toán thiết kế hệ dẫn động khí nội dung thiếu chương trình đào tạo kĩ sư khí nhằm cung cấp cho sinh viên kiến thức sở kết cấu máy trình thiết kế máy Trong trình học tập môn học sở thiết kế máy, em làm quen với kiến thức kết cấu máy, loại tính chi tiết máy thường gặp Đồ án môn học sở thiết kế máy kết đánh giá thực chất trình học tập môn học chi tiết máy, chế tạo phôi, sức bền vật liệu, dung sai,… Hộp giảm tốc thiết bị thiếu máy khí, có nhiệm vụ biết đổi vận tốc đầu vào thành hay nhiều vận tốc tùy thuộc vào công dụng máy Khi nhận đồ án thầy hướng dẫn giao cho việc thiết kế hộp giảm tốc em đả tìm hiểu cố gắng hoàn thành đồ án môn học Trong trình làm đồ án em tìm hiểu vấn đề sau : - Cách trọn động điện cho hộp giảm tốc - Cách phân phố tỉ số truyền cho cấp hộp giảm tốc - Các tiêu tính toán thông số hộp giảm tốc - Các tiêu tính toán , cách chế tọa bánh trục - Cách xác định thông số then - Kết cấu , công dụng cách xác định thông số vỏ hộp chi tiết có liên quan - Cách lắp ghép chi tiết lại với thành kết cấu máyhoàn chỉnh - Cách tính toán chọn chế độ bôi trơn chi tiết tham giachuyển động Giáo viên hướng dẫn : Sinh viên thực : Trần Văn Quyết Nguyen Trung Thành GVHD : Trần Văn Quyết SVTH : Nguyễn Trung Thành Trang TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN KHOA CƠ KHÍ ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 1.Chọn động Với yêu cầu ,đặc tính làm việc hệ thống ,ta chọn động điện xoay chiều không đồng pha có roto ngắn mạch (do có kết cấu đơn giản ,giá thành hạ ,dễ bảo quản ,độ tin cậy làm việc cao ,có thể mắc trực tiếp với dòng điện pha mà không cần qua biết đổi hay chỉnh lưu dòng điện.Ngoài động có hiệu suất ,công suất làm việc phù hợp…) Ta chọn động dựa vào tiêu chí sau: Giá thành rẻ Kích thước nhỏ gọn Thỏa mãn yêu cầu làm việc hệ thống 1.1 Xác định công suất cần thiết động Trong : + Pct công suất cần thiết động cơ, kW; + Plv công suất trục máy công tác, kW; Plv = = = 3,25 (kW) + η hiệu xuất toàn hệ thống: η = ηđ.ηbr.ηkn Trong đó:Tra bảng 2.3 trang [19] tài liệu [1] ηđ= 0,95 hiệu suất truyền đai ηbr = 0,96 hiệu suất truyền bánh ηol = 0,99 hiệu suất cặp ổ lăn ηkn= hiệu suất khớp nối Vậy ta có: η = 0,95.0,96 = 0,8849 β hệ số tải trọng tương đương; β = 0,863 Ta có công suất cần thiết động là: Pct = 0,863 = 3,17(kW) 1.2 Xác định số vòng quay động Ta có công thức xác định số vòng quay sơ động là: nsb= nlv.usb Trong đó: GVHD : Trần Văn Quyết SVTH : Nguyễn Trung Thành Trang TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN KHOA CƠ KHÍ ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY nlvlà số vòng quay trục công tác, usb tỉ số truyền sơ Với nlv xác định công thức: nlv = ; Trong đó: v - vận tốc băng tải, m/s; D- Đường kính băng tải; Theo đề ta có: v = 1,0 m/s; D = 300mm; =>nlv = = 63,7(v/p) Mặt khác ta có : usb = ubr Trong đó: Tra bảng 2.4[I] trang 21 – Tỉ số truyền bánh sơ bộ; =4 – tỉ số truyền truyền đai;=4 Vậy usb = 4.4=16 =>nsb =63,7.16 = 1019,2(v/p) Điều kiện mở máy: =1,4 1.3 Chọn động Ta phải chọn động có: Tra bảng P1.3 [1] ta chọn động có tên là: 4A112MB6Y3 Bảng số liệu động cơ: Kiểu động 4A112MB6Y3 Côn g suất Vận tốc quay (K W) (v/p) 950 Khối (mm) lượng (kg) 0,81 82 Phân phối tỷ số truyền Tỉ số truyền chung hệ thống: uht = = = 14,91 Mặt khác ta có: uht = ubr Chọn tỉ số truyền truyền đai : GVHD : Trần Văn Quyết SVTH : Nguyễn Trung Thành Trang 2,2 2,0 32 56 TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN KHOA CƠ KHÍ ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY => ubr = == 4,188 Xác định thông số trục 3.1 Tính toán tốc độ quay trục Trục động nđc = 950 (v/p) Trục I: nI = = =266,8(v/p) Trục II: nII = = = 63,7 (v/p) Trụclv: nlv = = 63,7 (v/p) 3.2 Tính công suất trục - Trục công tác : (kW) - Trục II : (kw) - Trục I : (kw) - Trục động : (kw) 3.3 Tính momen xoắn trục Ta có momen xoắn trục sau: Trục động cơ: Tđc= = = 36893(Nmm) Trục I: TI = = = 123491(Nmm) Trục II: TII= = = 491742 (Nmm) Trục lv : Tlv = = = 487244(Nmm) Bảng kết tính toán thông số trục: GVHD : Trần Văn Quyết SVTH : Nguyễn Trung Thành Trang TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN KHOA CƠ KHÍ Trục ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY Động I II Công tác Thông số Tỷ số truyền u =3,56 Ubr = 4,188 Ukn =1 Số vòng quay n,v/ph 950 266,8 63,7 63,7 Công suất p, kw 3,67 3,45 3,28 3,25 36893 123491 491742 487244 Mômen xoắn T, Nmm PHẦN II:TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN Bộ truyền đai GVHD : Trần Văn Quyết SVTH : Nguyễn Trung Thành Trang TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN KHOA CƠ KHÍ ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY Truyền động đai dựng để truyền chuyển động mô men xoắn trục xa Đai mắc vòng qua hai bánh đai với lực căng ban đầu Fo, nhờ tạo lực ma sát bề mặt tiếp xúc đai bánh đai nhờ lực ma sát mà tải trọng truyền Thiết kế truyền đai gồm bước : - Chọn loại đai, tiết diện đai - Xác định kích thước thông số truyền - Xác định thống số đai theo tiêu khả kéo đai tuổi thọ - Xác định lực căng đai lực tác dụng trục Theo hình dạng tiết diện đai, phân : đai dẹt (tiết diện chữ nhật), đai hình thang, đai hình lược đai 2.1 Các thông số đầu vào: - Số vòng quay trục động : n1= nđc = 950 (v/p) - Công suất trục động : P1=Pđc = 3,67(KW) - Tỷ số truyền truyền đai : uđ = 3,56 2.2 Chọn loại đai tiết diện đai: - Nếu Pđc< : Chọn đai dẹt, - Nếu Pđc> : Chọn đai thang, - Nếu (1) v < 25m/s : Chọn đai thang thường, , (2) -Nếu v ≥ 25m/s: Chọn đai thang hẹp, Từ (1), (2) kết hợp với H 4.1, bảng 4.13 trang 59 Ta chọn đai hình thang thường loạiБ Theo thông số kích thước đai cho bảng sau: Loại đai Kích thước tiết diện Diện tích GVHD : Trần Văn Quyết SVTH : Nguyễn Trung Thành Trang Đường kính bánh Chiều dài giới TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN KHOA CƠ KHÍ ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY (mm) đai nhỏ A(mm2) Thang thường Б bt B h y0 14 17 10,5 han l (mm) d1(mm) 138 140- 280 800- 6300 2.3 Chọn thông số truyền: 2.3.1 Đường kính bánh đai : Chọn đường kính bánh đai nhỏ : d1 = 180 (mm) ( Bảng 4.13- trang 59) 2.3.2 Tính vận tốc đai: π d1 n1 v = 60000 = = 8,949 (m/s) 25 ( m/s ) ⇨ Thỏa mãn điều kiện v = 25 m/s ( Đai thường ) 2.3.3 Tính đường kính bánh đai lớn: -Đường kính đai lớn xác định công thức : (1-ε) (CT 4.2- Trang 53) Trong đó: u tỷ số truyền truyền đai ⇒ u = = 3,56 - εlà hệ số trượt ,chọn ε = 0,02 - d1là đường kính bánh đai nhỏ sau chuẩn hóa ⇒180.3,56.(1- 0,02) = 627,984 (mm) Theo bảng 4.21 : Các thông số bánh đai hình thang ( trang 63) =>d2= 630mm Như tỷ số truyền thực tế : utt utt = d2 / [ d1(1 – ε ) ] = 630 / [ 180(1 – 0,02 ) ] = 3,571 Sai số tỷ số truyền: GVHD : Trần Văn Quyết SVTH : Nguyễn Trung Thành Trang TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN KHOA CƠ KHÍ ∆u ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY =[( utt– uđ ) / uđ ].100%= [(3,571 – 3,56 ) / 3,56].100% =0,309 % < 4% ⇨ Thỏa mãn điều kiện 2.3.4 Xác định khoảng cách trục a: Trị số a tính cần phải thỏa mãn điều kiện sau: Công thức( 4.14) tài liệu [I]- trang 60: 0,55(180+630) + 10,5 a 2.(180+630) 456 a 1620 (mm) Dựa vào tỉ số truyền đường kính chọn khoảng cách trục a (theo bảng 4.14- Trang 60 tài liệu [I])1,0 và4 Áp dụng công thức nội suy ta có: => 2.3.5 Xác định chiều dài đai l: Theo công thức 4.4 tài liệu [I]- Trang54: Theo dãy tiêu chuẩn bảng 4.13 tài liệu [I]- Trang 59: chọn -Kiểm nghiệm đai tuổi thọ: Theo công thức 4.15 tài liệu [I]-Trang 60: Đổi : 2500mm = 2,5m ( thỏa mãn đk) Trong đó: + v: vận tốc dây đai, (m/s) + l: chiều dài dây đai, (m) + i: số lần chạy dây đai giây Từ chiều dài đai tiêu chuẩn cần tính xác khoảng cách trục a theo công thức 4.6 tài liệu [I]- Trang 54: GVHD : Trần Văn Quyết SVTH : Nguyễn Trung Thành Trang 10 TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN KHOA CƠ KHÍ C B 50 40 ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY 0,81 0,76 2,48 2,47 Không có then => Tra bảng 10.11 – [I] – Theo bảng 10.11 – [I], ứng với kiểu lắp k6, σb = 750 MPa đường kính tiết diện nguy hiểm tra tỉ số lắp căng tiết diện nguy hiểm: Tiết diện C 2,44 1,86 B 2,44 1,86 – So sánh giá trị Kσ/εσ Kτ/ετ tiết diện lấy giá trị lơn để tính Kσd Kτd, ta kết quả: Tiết diện C B Mj N.mm 224705,85 137900 Tiết diện d (mm) C B Kσ/εσ σa σm τa τm 24,48 21,59 0 22,63 37,67 0 Kσd Kτd Sσ Sτ S Kτ/ετ Rãnh then Lắp căng Rãnh then Lắp căng 50 2,48 2,44 2,47 1,86 1,61 1,60 8,3 5,24 4,43 40 - 2,44 - 1,86 1,59 1,23 9,52 4,09 3,76 Kết luận: So sánh với hệ số an toàn [S] = 2,5 kết luận trục đảm bảo an toàn mỏi không cần kiểm nghiệm cứng CHƯƠNG V : Ổ LĂN 5.1 Tính ổ lăn cho trục I 5.1.1 Thông số trục GVHD : Trần Văn Quyết SVTH : Nguyễn Trung Thành Trang 43 TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN KHOA CƠ KHÍ ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY - Thời gian làm việc Lh = 24000 - Đường kính ngõng trục: 30 mm - Phản lực ổ tính được: Fx1 = 1828,94 N; Fy1 = 990,44 N; Fx2 = 1099,38 N; Fy2 = 574,12 N; 5.1.2 Chọn loại ổ lăn Với tải trọng nhỏ có lực hướng tâm, ta chọn ổ bi đỡ dãy cho gối đỡ A C Với kết cấu trục hình đường kính ngõng trục d = 30 mm, chọn ổ bi đỡ dãy cỡ trung 306 (bảng P 2.7 – [I]) có: Kí hiệu d, mm D, mm B, mm r, mm Đường kính C, kN Co, kN bi, mm 306 30 72 19 2,0 12,30 22,0 15,10 5.1.3 Kiểm nghiệm khả tải ổ: Thay số ta tính được: Vì Fr1 > Fr2 , nên ta kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn với Fr1 = Sơ đồ tải: A C R R A Theo CT 11.3 – [I], với Fa = ta có tải trọng quy ước: Trong đó: - Đối với ổ bi đỡ chịu lực hướng tâm: X = ; Y = (bảng 11.4 – [I]) - Hệ số kể đến vòng quay: V = (vòng quay) - Hệ số kể đến ảnh hưởng nhiệt độ : kt = (nhiệt độ < 105oC) GVHD : Trần Văn Quyết SVTH : Nguyễn Trung Thành Trang 44 C TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN KHOA CƠ KHÍ ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY - Hệ số kể đến đặc tính tải trọng: kđ = 1,8 (bảng 11.3 – [I]) Do HGT chịu tải trọng thay đổi, nên ta tính tải trọng động tương đương Q E Thay số: Trong đó: - m bậc đường cong mỏi thử ổ lăn, ổ bi: m = -Lhi theo đầu cho -Q tải trọng quy ước,KN Theo CT 11.1 – [I], khả tải động ổ: Trong đó: Triệu vòng > C Vì khả tải động lớn khả tải động ổ chọn 22 kN, nên ta chọn ổ cỡ nặng hơn, ta chọn ổ cỡ nặng 406 (bảng P2.7 – [I]) với thông số sau : Kí hiệu d, mm D, mm B, mm r, mm 406 30 90 23 2,5 Đường kính bi, mm 19,05 C, Kn Co, kN 37,2 27,2 Kiểm nghiệm khả tải tĩnh, CT 11.19 – [I]: Trong đó: Xo = 0,6 Yo = 0,5 (tra bảng 11.6 – [I]) Lực dọc trục Fa = N Vậy Qt < Co = 27,2 kN nên khả tải tĩnh ổ đảm bảo 5.2 Tính ổ lăn cho trục II 5.2.1 Thông số trục - Thời gian làm việc Lh = 24000 - Đường kính ngõng trục: 45 mm - Phản lực ổ tính được: Fx1 = 2675,51 N; Fy1 = 665,88 N; Fx2 =416,52 N; Fy2 = 665,88 N; Vì đầu trục có lắp nối trục vòng đàn hồi nên cần chọn chiều Fkn ngược với chiều dùng để tính trục, tức chiều với lực Ft2 GVHD : Trần Văn Quyết SVTH : Nguyễn Trung Thành Trang 45 TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN KHOA CƠ KHÍ ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY Ft2 L22=98,5 Fy2 A x O Fkn B z Fr2 Fx2 Fy1 C Fx1 y L23=81,5 L21=163 Tính lại phản lực ổ lăn: Thay số: Đáp số: Dấu “-“ chứng tỏ phản lực Fx2 ngược chiều với chiều Ft2 Fkn Với tải trọng nhỏ có lực hướng tâm, ta chọn ổ bi đỡ dãy cho gối đỡ B D Với kết cấu trục hình đường kính ngõng trục d = 45 mm, chọn ổ bi đỡ dãy cỡ trung 309 (bảng P 2.7 – [I]) có: Kí hiệu d, mm D, mm B, mm r, mm 309 45 100 25 2,5 Đường kính bi, mm 17,46 C, kN Co, kN 37,8 26,7 5.2.3 Kiểm nghiệm khả tải ổ: Thay số ta tính được: Vì Fr1 < Fr2 , nên ta kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn với Fr2 = 4129,55 N Sơ đồ tải: GVHD : Trần Văn Quyết SVTH : Nguyễn Trung Thành Trang 46 D TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN KHOA CƠ KHÍ R ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY R B B Theo CT 11.3 – [I], với Fa = ta có tải trọng qui ước: D D Trong đó: - Đối với ổ bi đỡ chịu lực hướng tâm: X = ; Y = (bảng 11.4 – [I]) - Hệ số kể đến vòng quay: V = (vòng quay) - Hệ số kể đến ảnh hưởng nhiệt độ : kt = (nhiệt độ < 105oC) - Hệ số kể đến đặc tính tải trọng: kđ = 1,8 (bảng 11.3 – [I]) Do HGT chịu tải trọng thay đổi, nên ta tính tải trọng động tương đương Q E Thay số: Trong đó:- m = ổ bi -Lhi theo đầu cho Theo CT 11.1 – [I], khả tải động ổ: Trong đó: Triệu vòng Vậy Cd < C = 37,8 kN nên khả tải động ổ đảm bảo Kiểm nghiệm khả tải tĩnh, CT 11.19 – [I]: Trong đó: - Xo = 0,6 Yo = 0,5 (tra bảng 11.6 – [I]) - Lực dọc trục Fa = 2477,73 N Vậy Qt < Co = 26,7 kN nên khả tải tĩnh ổ đảm bảo GVHD : Trần Văn Quyết SVTH : Nguyễn Trung Thành Trang 47 TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN KHOA CƠ KHÍ ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY CHƯƠNG VI : THIẾT KẾ VỎ HỘP 6.1 Kết cấu vỏ hộp Nhiệm vụ vỏ hộp giảm tốc đảm bảo vị trí tương đối chi tiết phận máy, tiếp nhận tải trọng chi tiết lắp vỏ truyền đến , đựng dầu bôi trơn, bảo vệ chi tiết tránh bụi bặm Vật liệu phổ biến dùng để đúc vỏ hộp giảm tốc gang xám GX 15-32 6.1.1 Chọn bề mặt lắp ghép nắp thân Bề mặt lắp ghép vỏ hộp (phần vỏ nắp, phần thân) thường qua đường tâm trục Nhờ iệc lắp ghép chi tiết thuận tiện Sau lắp ghép lên trục chi tiết bánh răng, bạc, ổ…(không phụ thuộc vào trục) sau trục đặt vào vỏ hộp Bề mặt ghép thường chọn song song với bề mặt đế 6.1.2 Xác định kích thước vỏ hộp Theo bảng 18.1 – [II], ta chọn kích thước phần tử cấu tạo nên HGT đúc sau: aw=175mm GVHD : Trần Văn Quyết SVTH : Nguyễn Trung Thành Trang 48 TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN KHOA CƠ KHÍ Tên gọi GVHD : Trần Văn Quyết SVTH : Nguyễn Trung Thành ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY Tính toán Trang 49 Kết TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN KHOA CƠ KHÍ Chiều dày Thân hộp (δ) δ = 0,03.175 + = 8,25 mm Chọn mm Nắp hộp (δ1) δ1 = 0,9.8 = 7,2 mm Chọn mm e = (0,8 ÷ 1).8 = 6,4 ÷ Chọn 8,0 mm Gân tăng Chiều dày (e) cứng ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY Chiều cao (h) h < 58 mm Độ dốc Khoảng 2o Khoảng 2o Bu lông (d1) d1 > 0,04.195 +10 = 17,8 > 12mm Chọn 18 mm Bu lông cạnh ổ (d2) d2 = (0,7÷0,8).18 = 12,6 ÷14,4 Chọn 14 mm Bu lông ghép bích d3 = (0,8÷0,9).14 = 11,2÷ 12,6 Chọn 12 mm Đường nắp thân (d3) Đường Vít ghép nắp ổ (d4) d4 = (0,6 ÷ 0,7).14 = 8,4 ÷ 9,8 Chọn 10 mm Vít ghép nắp d5 = (0,5 ÷ 0,6).14 = ÷ 8,4 Chọn mm S3 = (1,4÷1,8).12 = 16,8 ÷ 21,6 Chọn 20 mm S4 = ( 0,9 ÷ 1) 20 = 18 ÷ 20 Chọn 20 mm K3 ≈ K2 – (3÷5) mm Chọn K3=40 thăm (d5) kính Chiều dày bích thân Mặt bích ghép nắp thân hộp, S3 Chiều dày bích nắp hộp, S4 Bề rộng bích nắp thân, K3 = 45 – = 40 mm Đường kính D D2 D3 D4 h d4 Z 90 110 135 85 12 M8 tâm lỗ vít (D3,D2) Kích Tâm lỗ bu lông cạnh E2 ≈ 1,6.d2 = 1,6.14 = 22,4 mm thước ổ: E2 C C ≈ D3/2 = 135/2 = 67,55 mm GVHD : Trần Văn Quyết SVTH : Nguyễn Trung Thành Trang 50 TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN KHOA CƠ KHÍ ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY gối trục I Bề rộng mặt ghép bu R2 ≈ 1,3.d2 = 1,3.14 = 18,2 mm lông (K2) Chọn K2 = 40 K2 = 22,4 + 18,2 + (3 5) = 43,6 45,6 mm Chiều cao Đường kính Xác định theo kết cấu D D2 D3 D4 h d4 Z 100 120 150 90 12 M8 tâm lỗ vít (D3,D2) Kích Tâm lỗ bu lông cạnh E2 ≈ 1,6.d2 = 1,6.14 = 22,4 mm thước ổ: E2 C C ≈ D3/2 = 150/2 = 75 mm gối trục Bề rộng mặt ghép bu R2 ≈ 1,3.d2 = 1,3.14 = 18,2 mm II lông (K2) K2 = 22,4 + 18,2 + (3 5) = 43,6 45,6 mm Chiều cao Xác định theo kết cấu Chiều dày: Mặt đế -Không có phần lồi S1 = (1,3 1,5).18 = 23,4 27 - Có phần lồi Dd xác định theo ddao khoét hộp Bề rộng mặt đế hộp Giữa bánh với Khe hở Chọn 25 mm S1 = (1,4 1,7).18 = 25,2 30,6 Chọn 25 mm S2 = (1 1,1).18 = 18 19,8 Chọn 18 mm K1 = 3.18 = 54 mm q > 54 + 2.8 = 70 mm Chọn 70 mm ∆ ≥ (1 1,2).8 = 9,6 Chọn 10 mm ∆1 ≥ (3 5).8 = 24 40 Chọn 40 mm thành hộp Giữa bánh lớn GVHD : Trần Văn Quyết SVTH : Nguyễn Trung Thành Trang 51 TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN KHOA CƠ KHÍ với đáy hộp chi tiết Giữa mặt bên ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY ∆≥8 Chọn 10 bánh Số lượng bu lông 6.2 Tính toán chi tiết khác 6.2.1 Cửa thăm Chọn Z = Theo bảng 18.5 tr92 - Tài liệu [2]ta chọn nắp thăm dầu với thông số sau: A B A1 B1 C K R Vít SL 100 75 150 100 125 87 12 M8x22 6.2.2 Nút thông Theo bảng 18.6 tr 93- Tài liệu [2]ta chọn nút thông với thông số sau: A B C D E G H I K L M N O P Q R M27x2 15 30 15 45 36 32 10 22 32 18 36 32 GVHD : Trần Văn Quyết SVTH : Nguyễn Trung Thành Trang 52 S TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN KHOA CƠ KHÍ ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY 6.2.3 Nút tháo dầu d b m F L C q D S D0 M16x1.5 12 23 13.8 26 17 19.6 6.2.4 Que thăm dầu bôi trơn GVHD : Trần Văn Quyết SVTH : Nguyễn Trung Thành Trang 53 TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN KHOA CƠ KHÍ ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY * Phương pháp bôi trơn: -Do vận tốc truyền nhỏ ta bôi trơn truyền phương pháp ngâm dầu -Dầu bôi trơn: Bánh làm vật liệu thép có σb1 = 850 Mpa, σb2 = 750Mpa Theo bảng 18.11[II] Tr 100 ta chọn độ nhớt dầu bôi trơn 186(11)/ 16(2) Dựa vào bảng 18.13[II] Tr 101 ta chọn loại dầu bôi trơn công nghiệp có đặc tính kỹ thuật sau Tên gọi Độ nhớt 500([...]... đầu bu lông Theo CT 10 .14 và bảng 10 .4 – [I]: Trục I: • Chọn: k1 = 15 mm k2 = 10 mm k3 = 15 mm hn = 20mm • Chiều dài các ` lc12 = 0,5.(lm 11 + b 01) + k3 + hn = 0,5.(50+ 21) +15 +20 = 70,5 mm l13 = 0,5.(lm13 + b 01) + k1 + k2 = 0,5.(90+ 21) +15 +10 = 81, 5 mm l 11 = 2.l13 = 2. 81, 5= 16 3 mm l12 = lc12 = 70,5mm Trục II: • Chọn: k1 = 10 mm k2 = 13 mm k3 = 15 mm hn = 20 mm • Chiều dài các đoạn trục lc22 = 0,5(b02... TH1ẾT KẾ MÁY m=(0, 01 ÷ 0,02) aw2=(0, 01 ÷ 0,02) .17 5 = 1, 3,5 tra bảng 6.8 (tr 98), chọn m= 2,5 3.3.2.2 Xác định số răng, góc nghiêng β và hệ số dịch chỉnh x - Chọn sơ bộ β=00 (Răng trụ răng thẳng) => =1 - Số răng bánh răng nhỏ: = 26,98 (6 .19 tr 99) [1] Chọn z1= 27 - Số răng bánh răng lớn: (6.20 tr 99) [1] Lấy =>( răng ) -Tỷ số truyền thực tế: = = = 4 ,18 5 Sai số tỷ số truyền: ∆u = u − ut u 10 0% = 4 ,18 8... thông số bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng: Thông số Khoảng cách trục Mođun Chiều rộng vành răng Tỉ số truyền Góc nghiêng của răng Số răng bánh răng Hệ số dịch chỉnh Đường kính vòng chia Đường kính lăn Đường kính đỉnh răng Đường kính đáy răng GVHD : Trần Văn Quyết SVTH : Nguyễn Trung Thành Trị số aw = 17 5 mm m = 2,5 mm bw1 = 90 mm bw2= 80 mm u= 4 ,18 5 β= 0 z1= 27 x1= 0 d1 = 67,5 mm dw1 = 67,5 mm da1 =72,5... CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY BẢNG THÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN ĐAI Tỷ số truyền đai thực tế :uđtt Khoảng cách trục thực : a Góc ôm : 1 3,5 71 (mm) (°) Vận tốc vòng đai : v (m/s) 8,949 Đường kính bánh đai nhỏ : d1 (mm) 18 0 Đường kính bánh đai lớn : Đường kính ngoài bánh đai nhỏ : Đường kính ngoài bánh đia lớn : Chiều dài đai : l Chiều rộng bánh đai (mm) 630 (mm) (mm) (mm) :B (mm) Số đai : Z Lực tác dụng lên trục : Fr... Ft1.d/2 = 12 34 91 – 67,5 /2 = 0 L12=70,5 L 11= 163 o y Fy2 Fx1 A z B C Fr1 Fy1 Fx2 D Frx Fry Ft1 L13= 81, 5 5 515 0,74 818 43,93 Mx N.mm My N.mm T N.mm 25 716 ,99 16 1962, 51 4.5 .1 Tính đường kính trục bậc Theo CT 10 .15 – [I] và 10 .16 – [I]: GVHD : Trần Văn Quyết SVTH : Nguyễn Trung Thành Trang 29 Ø 26 Ø 30 Ø 34 Ø 30 12 34 91 TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN KHOA CƠ KHÍ ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY Mtđj – Mô men tương đương... Tính toán các thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng 3.3 .1- Xác định khoảng cách trục Ta có : 3 aw = Ka.(u + 1) TI K H β [σH ] 2 u.ψ ba (6 .15 a) [1] Trong đó: - Ka = 49,5 Mpa1/3 : Hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng và loại răng (bảng 6.5[I]-Trang 96 ) - TI : Mômen xoắn trên trục chủ động TI = 12 34 91 Nmm - [σH] = 4 81, 81 Mpa : Ứng suất cho phép - Tỷ số truyền u = 4 ,18 8 - KHβ: Hệ số được xác... ta có: = 1, 023 hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai - Tra bảng 4 .17 tài liệu [I]- trang 61 Với : u= 3,56 :hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền -Tra bảng 4 .18 - trang 61: z = = = 1, 177 Với : z= 1 thì Cz =1 và z= 2 Cz=0,95 Ta có:Cz =1+ 1 ,17 7 -1) =0,9 91 (Hệ số kể đén ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai) Vậy chọn số đai Z= 2 2.4 .1. Xác định chiều rộng bánh đai: - Từ số đai xác... lực lên bộ truyền bánh răng khi làm việc -Lực tác dụng lên bánh răng thẳng nhỏ 2.TI +Lực vòng: Ft1= d w1 = = 3658,99 N + Lực hướng kính: Fr1 = Ft1 tgα ⇒ Fr1 = 3658,99.Tg20 = 13 31, 76 N -Lực tác dụng lên bánh răng lớn +Lực vòng: Ft2= Ft1=3658,99 N + Lực hướng kính: Fr2= Fr1= 13 31, 76 N GVHD : Trần Văn Quyết SVTH : Nguyễn Trung Thành Trang 23 Fn TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN KHOA CƠ KHÍ ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ... 0,5.(27 +10 0) +15 +20 = 98,5 mm l22 = lc22 = 98,5 mm GVHD : Trần Văn Quyết SVTH : Nguyễn Trung Thành Trang 27 TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN KHOA CƠ KHÍ ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY l23 = 0,5.(lm22 + b02) + k1 + k2 = 0,5.(80+27) +13 +15 = 81, 5 mm l 21 = 2.l23 = 2 81, 5 = 16 3 mm 4.5 Trục I 3.5 .1 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục 3.5 .1. 1 Vẽ sơ đồ trục, sơ đồ tải trọng tác dụng lên trục L12=70,5 L 11= 163 z... thiện 10 0 230 750 450 4.2.Tải trọng tác dụng lên trục Lực ăn khớp của bộ truyền bánh răng (Vì là bánh răng trụ răng thẳng) Lực tác dụng của bộ truyền đai (góc nghiêng đường nối tâm α = 25o) Lực tác dụng khớp nối GVHD : Trần Văn Quyết SVTH : Nguyễn Trung Thành Trang 25 TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN KHOA CƠ KHÍ ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY Mômen xoắn trên các trục truyền T1 = 12 34 91 N.mm T2 = 4 917 42