TRƯỜNG ĐẠI HỌC HÀNG HẢI VIỆT NAM VIỆN KHOA HỌC CƠ SỞ BỘ MÔN NGUYÊN LÝ CHI TIẾT MÁY THUYẾT MINH ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY Sinh viên : Lớp : LƯƠNG MINH PHONG MTT53DH1 Nhóm : N03 Giáo viên hướng dẫn : Th.s NGUYỄN MẠNH NÊN Hải Phòng, ngày… tháng… năm 2014 Chương TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG 1.1 Tính toán chọn động điện 1.1.1.Cơ sở chọn động điện Động điện dùng để dẫn động hệ thống cần thiết kế.Việc chọn hợp lý động điện có ảnh hưởng nhiều đến việc thiết kế hộp giảm tốc truyền hộp Trong công nghiệp sử dụng rộng rãi động điện pha Chúng gồm loại: đồng không đồng Động điện pha đồng có ưu điểm hiệu suất hệ số cosφ cao, hệ số tải lớn, có nhược điểm: thiết bị tương đối phức tạp, giá thành tương đối cao cần có thiết bị phụ để khởi động động Vì động pha đồng sử dụng hiệu suất cosφ có trò định cần đảm bảo chặt chẽ trị số không đổi vận tốc góc Động điện xoay chiều pha không đồng gồm kiểu: roto dây quấn roto ngắn mạch Động ba pha không đồng kiểu dây quấn dùng cần điều chỉnh vận tốc phạm vi hẹp hệ số cosφ thấp, kích thước lớn, giá thành đắt vận hành phức tạp Động pha không đồng kiểu roto ngắn mạch có ưu điểm: kết cấu đơn giản, giá thành tương đối hạ, dễ bảo quản, làm việc tin cậy, mắc trực tiếp vào lưới điện pha không cần biến đổi dòng điện Do ưu điểm này, động điện xoay chiều pha không đồng kiểu roto ngắn mạch dùng phổ biến nghành công nghiệp Có thể dùng loại động điện để dẫn động thiết bị vận chuyển, băng tải, xích tải, thùng trộn… Để dẫn động hệ dẫn động cần thiết kế dùng động điện xoay chiều pha không đồng roto ngắn mạch Động điện chọn dựa theo công suất cần thiết trục động cơ, số vòng quay đồng yêu cầu tải, momen mở máy phương pháp lắp đặt động 1.1.2.Xác định công suất cần thiết trục động cơ: Công suất cần thiết trục động xác định theo công thức: Pct = Pt/ t(1.1) -Trong đó: + Pt công thức tính toán trục máy công tác, chế độ tải trọng thay đổi nhiều bậc Pt tính theo công thức: Pt = Ptđ = Plv = Plv = Plv (1.2) 18 = 18 = 14,7 (kw) (I) Pl, Tl – công suất lớn mômen lớn (cần phân biệt với công suất mômen,khởi động)trong công suất mômen tác dụng lâu dài trục máy công tác,kW,Nmm, Pl = Plv ; Plv công suất làm việc, (kw) cho Plv = 18 kW –Pi,Ti công suất mômen tác dụng thời gian ti thời gian máy công tác kW,Nmm.Các trị số Ti/T ticho đồ thị thay đổi tải trọng T mômen xoắn lớn bỏ qua mômen tải(Nmm) + Hiệu suất hệ thống, tính theo công thức: t = đ -với: h (1.3a) h đ làhiệu suất truyền động đai, chọn đ = 0,95 hiệu suất HGT, tính sau: -HGT1C bánh trụ,răng nghiêng thẳng: h = ôl brt (1.3b) -HGT bánh côn: h = ôl bc (1.3c) -HGT trục vít-bánh vít: h = ôl (1.3d) tv-bv -Với: ôl hiệu suất ổ lăn, brt hiệu suất bánh trụ, bv hiệu suất truyền động trục vít-bánh vít Tra bảng 2-3 tr 19 “TTTKHDĐCK-T1” ta chọn: ôl bc hiệu suất bánh côn, = 0,99 brt = 0,97 ta có: h = → t ôl = brt = 0,992.0,97 = 0,950 h đ = 0,95.0,950= 0,902 (II) từ (I) (II) → Pct = Pt/ t=14,7/0,902 =16,297 (kw) 1.3 Xác định số vòng quay sơ động cơ: Số vòng quay đồng trục động xác định sau: nsb = nlv.utsb = nlv uđsb.uhsb -trong đó: + nlvlà số vòng quay trục (số vòng quay làm việc), cho 130 (vòng/phút) + utsb tỷ số truyền sơ hệ dẫn động, tính theo: utsb = uđsb.uhsb -với: uđsb tỷ số truyền sơ truyền động đai, có giá trị từ 1,5 đến ta chọn uđsb = 1,6 uhsb tỷ số truyền tổng sơ HGT, chọn uhsb = thay số ta có: nsb= 230.4.1,6 =1472 (vòng/phút) 1.4 Chọn động điện tv- Động điện thỏa mãn đồng thời điều kiện sau: Pđc ≥ Pct = 16,297 (kw) nđc nsb = 1472 ( vòng/phút) -Trong đó: Pđc, nđc, nsb,Tk Tdn công suất cần thiết (kw), số vòng quay đồ bộ(vòng/phút), số vòng quay đồng sơ bộ(vòng/phút), mômen khởi động (Nmm), mômen danh nghĩa trục động (Nmm) Pđc, Tmm, T công suất cần thiết (kw), mômen mở máy (Nmm) mômen danh nghĩa hệ thống dẫn động (Nmm) Tra bảng tìm động điện phù hợp K200M4 Bảng1 Thông tin động cơ: Kiểu động K200M4 Công suất (kw) Vận tốc quay(vòng/phút) 22 1475 Khối lượng ( kg ) % 89,0 0,89 2,0 Tính toán động học 2.1.Phân tỉ số truyền: Tỷ số truyền lý thuyết hệ thống xác định: ult = = = 6,413 -Với: nđc số vòng quay động chọn( lấy theo động cơ) nlv số vòng quay HGT (vòng/phút) 251 tỷ số truyền tính toán sơ truyền động đai : uđ = Chọn: uhs = uhs- tỷ số truyền hộp giảm tốc , uđ = = 1,603 2.3 Xác định công suất, tần số quay mômentrên trục HGT Trục động cơ: Pđc =Pct =16,297 (kw) Tđc = 9,55.106 = 9,55.106 = 105516,169 (Nmm) Trục P1= Pct.ɳđ.ɳol = 16,297.0,95 0,99 = 15,327 (kw) n1 = = = 920,149 (vòng/phút) T1 = 9,55.106 = 9,55.106 = 159075,16 (Nmm) Trục P2 = P brt ol ɳ = 15,327.0,97.0,99 = 14,718 (kw) n2 = = T2 = 9,55.106 = 230,037 (vòng/phút) = 9,55.106 Bảng 2.kết tính toán động học = 611018,662 (Nmm) Trục Động Thông số Công suất P (kw) Trục Pct = 16,297 Tỉ số truyền u Số vòng quay n (vòng/phút) Mômen xoắn T (Nmm) Trục P1 = 15,327 1,603 1475 P2 = 14,718 920,149 230,037 T1 = 159075,16 T2 =611018,662 Chương Thiết kế truyền động đai thang Thông số thiết kế Công suất trục bánh nhỏ: P1 = Pct = 16,297 KW ( bánh đai nhỏ lắp trục đông cơ) Công suất trục bánh lớn : P2 = P1 =15,327 KW ( bánh đai lớn lắp trục HGT) Số vòng quay trục bánh nhỏ: n1 = nđc =1475 (vòng/phút) Số vòng quay trục bánh lớn : n2 = n1 = 920,149 (vòng/phút) 2.1.Chọn loại đai tiết diện đai: - Loại đai:ta chọn đai thang thường v< 25 m/s.Và ta chọn đai thang hẹp v < 40 m/s Giả thiết v< 25 m/s, chọn đai thang thường, tiết diện đai loại Б 2.2Xác định thông số truyền: 2.2.1 Đường kính bánh đai nhỏ (d1) - chọn d1 = 224 mm -tính vận tốc vòng đai: v = (2.1) = = 17,290 m/s < 25 m/s nên chọn đai thang thường - tính d2 : d2= d1.uđ.(1-ɛ) = 224.1,603(1- 0,01) = 355,481 mm (với ɛ hệ số trược, 0,01≤ ɛ ≤0,02; chọn ɛ = 0,01) (2.2) Chọn d2 theo tiêu chuẩn d2= 355 mm -Tính lại tỉ số truyền thực tế: uđm = = = 1,600 (2.3) = 0,002< 0.04 , nên đạt yêu cầu -kiểm tra sai lệch: ∆u = (2.4) 2.2.2 Khoảng cánh trục a Theo bảng 4-14 tr 58 chon tỉ số : a/d2 = 1,32 tính toán khoảng cách trục a sơ bộ: asb = (a/d2).d2 = 1,32.355 = 468,6 mm (2.5) kiểm ta điều kiện: 0,55(d1 + d2) + h ≤ a ≤ 2(d1+ d2) với h chiều cao đai (tra bảng thông số đai thang), ta có h = 10,5 mm thay số ta có: 0,55(224 + 355) +10,5 ≤ 369,6 ≤ 2(224 + 355) ↔ 328,95 ≤ 369,6 ≤ 1158 (mm) vây thỏa mãn điều kiện 2.2.3 Chiều dài đai l: -tính l theo công thức sau: l = 2a + = 2.468,6 + + (2.6) + = 1855,385 mm -kiểm nghiệm tuổi thọ đai: I= = = 8,645 ≤ 10, thỏa mãn -tính lại khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn a= (*) đó: λ=l- = 2000 - ∆= = = 1090,97 mm = 65,5 mm Thay vào (*) ta có : a= = 541,523 mm 2.2.4 Tính góc ôm đai (2.7) bánh nhỏ theo công thức: = 1800 – -kiểm tra: = 1800 – = 166,2110 (2.8) ≥ 1200 ↔ 166,2110 ≥ 1200, thỏa mãn 2.3 xác định số dây đai Tính số dây đai Z theo công thức 4-16: Z= Trong đó: = 16,297; = 5,955 kw hệ số tải trọng động,tra bảng 4.7 tr 55, = 1,1 = 0,968 ; ( tính phương pháp nội suy) Cl Hệ số ảnh hưởng chiều dài đai.bảng 4.6 Tr 61: tra theo tỉ số l/l0, Cu Hệ số ảnh hưởng tỷ số truyền, bảng 4.17 Tr 61,Cu =1,11 =0,957 Cz Hệ số ảnh hưởng phân bố không tải trọng cho dây đai, bảng 4.18 Tr 61, tra theo tỉ số Z’ = P1/ P0] ,CZ = 0,950 = = 3,361 Z= (2.9) Chọn Z = 4, thỏa mãn điều kiện Z ≤ 2.4.xác định kích thước bánh đai: -chiều rộng bánh đai B: B = (Z-1)t +2e Trong đó: tra bảng 4.21 theo loại tiết diện đai chọn, ta có: t = 19 mm; e = 12,5 mm; h0 = 4,2 mm; thay vào : B = (4-1)19 +2.12,5 = 82 mm (2.10) -đường kính da: da= d+ 2h0 bánh nhỏ: da1 = d1+ 2h0 = 224 + 2.4,2 = 232,4 mm (2.11) bánh lớn : da2 = d2 + 2h0 =280 + 2.4,2 = 363,4 mm (2.12) 2.5 xác định lực căng ban đầu lực căng tác dụng lên trục: - lực căng ban đầu tác dụng lên trục đai F0 F0 = F = Trong đó: A - ứng suất căng ban đầu chọn = 1,2 1,8 MPa, chọn = 1,2 Diện tích tiết diện đai, A = 138 mm2 F0 = F = A = 1,2.138 = 165,6 N (2.13) -Lực tác dụng lên trục bánh đai Fr, công thức 4-21: Fr = F0Zsin( = 2.165,6.4sin(166,2110/2) = 1315,220 N 2.6.Định kết cấu bánh đai (2.14) 3.3.Tính chọn ổ lăn 3.3.1.Xác định phản lực gối đỡ Để tính phản lực gối đỡ ta hướng lực Fổx12 chiều với Fx13 Fổx23 chiều với Fx22 ( hình vẽ), ta cần tính F1x cho ổ giá trị F1y không thay đổi so với tính trục.Có thể tính phản lực gối đỡ( tính ổ) so sánh với giá trị tương ứng phần trục sau lấy giá trị lớn để trọn ổ.Tuy nhiên, ta tìm trị số phản lực lớn gối đỡ sau: Fổ1x10> Ftr1x10 → Fr10 = Fổ1x10 Fổ1x11< Ftr1x11 → Fr11 = Ftr1x11 Tương tự: Fr21 = Fổ1x21 Fr20 = Ftr1x20 Trục Fx13 Fx12 Fly10 Fz13 Flx10 Fly11 Fy13 n1 Flx11 Trục Flx20 Fly21 n2 F y22 Fly20 Fz22 Flx21 Fx23 Fx22 Trục Trong mặt phẳng xoz : ∑M01y = -Fx12.( l11+ l12) – Flx10.l11 – Fx13.l13 = Flx10 = {- Fx12.(l11 + l12) - Fx13.l13}/ l11 = { - 1315,220.(127 + 86,5) – 4493,65.63,5}/127 = - 4531,81 N → ngược chiều chọn Trục Trong mặt phẳng xoz ∑M02y = - Fx22.l22 – Flx21.l21 – Fx23.l23 = → Flx21 = (- Fx22 l22 – Fx23.l23)/l21 = (-4493,65.63,5 – 2000.222,5)/127 = - 5750,76 N→ ngược chiều chọn Các thành phần phần lực gối đỡ tính trục : F1y11 = 873,35 N F1x11 = 3142,62 N F1y10 = 762,20 N F1x10 = 35,81 N F1y21 = 58,25 N F1x21 = 1257,11 N F1y20 = 1577,30 N F1x20 = 3750,76 N Như phản lực gối đỡ dùng để tính chọn ổ lăn là: Trục 1: Fr10 = Fổ1x10 = = 4595,46 N Fr11 = Ftr1x11 = = 3261,72 N Trục : Fr21 = Fổ1x21 = = 5751,06 N Fr20 = Ftr1x20 = = 4068,92 N 3.3.2.Chọn sơ ổ kích thước 3.3.2.1 Chọn sơ ổ Đối với trục loại ổ chọn dựa theo tỷ số Fat Fr Trong đó: Fat – tổng đại số lực dọc trục ; Fat = Fz22 = 681,21 (N) Frmin – trị số nhỏ trị số phản lực tổng Fr0, Fr1 gối đỡ Fr1 = Fr11 = 3261,72 (N) ; Fr2 = Fr20 = 4068,92 (N) - Trục 1: Fat Fr1 = = 0,21 < 0,3 => Chọn ổ bi đỡ cho gối đỡ trục - Trục 2: Fat Fr2 = = 0,17 < 0,3 => Chọn ổ bi đỡ cho gối đỡ trục 3.3.2.2 Chọn sơ kích thước ổ Theo đường kính trục nơi nắp ổ loại ổ chọn, theo bảng tiêu chuẩn phụ lục từ P2.1 đến P2.4 để chọn Trục d10 = d11 = 40 mm chọn ổ bi đỡ cỡ trung có: ⇒ Dựa vào bảng P2.1 mục lục ta chọn ổ bi đỡ cỡ nặng sau Kí d hiệu ổ mm 408 40 D B r C1 C0 mm mm mm kN kN 27 3,0 50,3 37,0 110 Trục d20 = d21 = 55 mm chọn ổ bi đỡ cỡ trung có: Các thông số Kí d hiệu ổ mm 411 55 D B r C2 C0 mm mm mm kN kN 29 3,0 56,0 42,60 120 3.3.3.Chọn cấp xác ổ lăn - Chọn cấp xác 3.3.3.1 Kiểm nghiệm khả tải động Điều kiện Cđ ≤ C Trong đó: - C khả tải động tra bảng, kN - Cđ khả tải động tính toán, kN Vì tải trọng tác dụng lên ổ trục tải trọng thay đổi nên khả tải động tính theo C đ = Qe = Qe =Q Trong đó: - m bậc đường cong mỏikhi thử ổ lăn, với ổ bi m = - Tck chu kỳ tải trọng - n số vòng quay ổ ( số vòng quay trục) vòng/phút - Lh tuổi thọ ổ tính cho Lh = 11508 h - L tuổi thọ tính triệu vòng quay Ta có L1 = = 635,34 (triệu vòng quay) L2 = = 158,84 ( triệu vòng quay ) Q tải trọng quy ước tính theo công thức sau Q = (XVFr + YFa)kđkt Trong đó: - Fr , Fa tải trọng hướng tâm dọc trục, kN V hệ số xét đến vòng quay,nếu vòng quay V = 1,nếu vòng quay V = 1,2 - k hệ số kể đến đặc tính tải trọng Tra bảng 10.1 với kđ = 1,4 X ,Y hệ số tải trọng hướng tâm dọc trục - k -hệ số kể đến ảnh hưởng nhiệt độ k = ( t< 100 C) Trục 1: ta có : = 681,21 / 37,0.103 = 0,018 → e = 0,198 = 681,21 / (4595,46) = 0,148 < e → X10 = , Y10 = = 681,21 / (3261,72) = 0,208 > e → X11 = 0,56, Y11 = 2,21 Q10 = (V.Fr10.X10 + Y10.Fat ) K = 1.4595,46.1.1,4 = 6433,64 N Q11 = (V.Fr11.X11 + Y11.Fat ) K = (1.3261,72.0,56 + 2,21.681,21).1,4 = 4664,85 N Q1 = Q11 = 4664,85 N QE1 = 0,839.Q1 = 0,839.4664,85 = 3913,81 N Cđ1 = QE1 = 3913,81 = 33646,13 N = 33,646 KN →Cđ1 < 50,3 KN Như ổ trục thỏa mãn khả tải động Trục 2: ta có : = 681,21 / 42,60.103 = 0,016 → e = 0,194 = 681,21 / (4068,92) = 0,148 < e → X20 = , Y20 = = 681,21 / (5751,06) = 0,118 < e → X21 = 1, Y21 = Q20 = (V.Fr20.X20 + Y20.Fat ) K = 1.4068,92.1.1,4 = 5696,49 N Q2 = Q21 = Fr21 K = 5751,06.1,4 = 8051,48 N QE2 = 0,839.Q2 = 0,839.8051,48 = 6755,19 N Cđ1 = QE1 = 6755,19 = 36583,97 N = 36,583 KN →Cđ1 < 56,0 KN Như ổ trục thỏa mãn khả tải động 3.3.3.2 Kiểm nghiệm khả tải tĩnh ổ Điều kiện: Trong đó: Q0 ≤ C - Q0 tải trọng tĩnh tương đương, giá trị lớn hai giá trị (X 0Fr + Y0Fa) Fr - X0 ; Y0 hệ số tải trọng hướng tâm dọc trục tra bảng 10.3 với loại ổ bi đỡ dãy X0 = 0,6 Y0 = 0,5 Ta có: Q01 = Fr10 =4595,46 N = 4,595 kN < 37,0 nên trục thỏa mãn khả tải tĩnh Ta có: Q02 = Fr21 = 5751,06 N= 5,751 kN < 42,60 nên trục thỏa mãn điều kiện tải tĩnh 3.3.4 Bôi trơn lót kín phận ổ 3.3.4 Bôi trơn Vì vận tốc vòng v = 3,40 m/s < 4÷5 m/s nên ta dùng mỡ để bôi trơn tất ổ lăn hộp giảm tốc Lượng mỡ bôi trơn lần đầu xác định theo công thức: G = 0,005DB Trong đó: G – lượng mỡ, (g) D, B – đường kính vòng chiều rộng ổ, (mm) Ổ trục Đường kính Chiều rộng ổ Lượng mỡ G (g) ổ D (mm) B (mm) 110 27 14,85 120 29 17,4 3.3.4.2 Lót kín phận ổ - Dùng vòng phớt để lót kín đầu trục vào (trục1) đầu trục (trục 2) - Dùng vòng chắn dầu cho đầu trục - Kết chọn kích thước vòng phơt vòng chắn dầu ghi bảng D d a d1 D d2 a b S0 Bảng kích thước d (mm) d1 (mm) d2 (mm) 40 41 39 59 6,5 12 55 56,5 54 74 6,5 12 3.3.5.Vòng chắn dầu Không cho dầu mỡ tiếp xúc D (mm) a (mm) b (mm) S0 (mm) 60° H b d a 3.4.Thiết kế vỏ hộp chọn tiết máy phụ 3.4.1.Thiết kế vỏ hộp Nhiệm vụ vỏ hộp giảm tốc bảo đảm 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 Chọn bề mặt lắp ghép nắp thân: Bề mặt lắp ghép vỏ hộp (phần vỏ nắp,phần thân) thường qua trục.Nhờ việc lắp ghép chi tiết thuận tiện hơn.Sau lắp lên trục chi tiết bánh răng,bạc,ổ…thì trục lắp đặt vào vỏ hộp.Bề mặt ghép thường chọn song song với mặt đế Xác định kích thước vỏ hộp: *Chiều dày thân nắp: Chiều dày thân hộp : δ = 0,03a + > mm, a: khoảng cách trục = 0,03.177 + = 8,31 mm Chiều dày nắp hộp: δ1 = 0,9δ = 0,9.8,31 = 7,48mm *Gân tăng cứng: Chiều dày gân: e = (0,8÷1).δ mm Chọn e = δ = 8,31 mm Chiều cao h: h ≤ 5.δ = 41,55 mm Độ dốc: 2° * Đường kính bulông: Bulông nền: d1> 0,04a + 10 = 0,04.177 + 10 = 17,03 mm, Chọn d = 18 mm (bulông M18 theo TCVN) Bulông cạnh ổ: d = (0.7 0,8).d= (0.7 0,8).18 = (12,6 14,4) mm chọn d2 = 14 (bulông M14 theo TCVN) Bulông ghép bích nắp thân: d= (0,8 0,9).d2 = (0,8 0,9).14 = (11,2 12,6) mm, chọn d =12 mm (bulông M12 theo TCVN) vít ghép nắp ổ: d = (0,6 0,7).d = (0,6 0,7).14 = (8,4 9,8) mm, chọn d = 10 mm (vít M10 theo TCVN) vít ghép nắp cửa thăm :d = (0,5 ,6).d = (0,6 0,7).14 = (7 8,4) mm, chọn d5 = mm (vít M8 theo TCVN) *Mặt bích ghép nắp thân: s4 s3 k3 R2 Chiều dày bích thân hộp: S = (1,4 ÷1,8).d= (1,4 ÷1,8).12 = (16,8 ÷ 21,6) mm, lấy S3= 19 mm Chiều dày bích nắp hộp: S = S= 19 mm Bề rộng bích nắp thân: K=K-3 K= E + R + mm E = 1,6d =1,6.14 = 22,4 mm => Chọn E = 23 mm R = 1,3d =1,3.14 = 18,2 mm => Lấy R = 18 mm => K = 23 + 18 + = 45 mm => K = K - = 45 - = 41 mm Với: K - Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ E -Tâm lỗ bulông cạnh ổ 3.4.2.vòng móc Để vận chuyển hộp giảm tốc,thì nắp có thêm móc vòng Chiều dày móc vòng S = (2→3)δ = 3.8,31 = 24,93 mm Đường kính lỗ móc vòng: d = (3→4)δ = 4.8,31 = 33,24 mm 3.5 Các tiết máy phụ liên quan đến vỏ hộp 3.5.1 Chốt định vị - Chốt định vị dùng để đảm bảo vị trí tương đối nắp hộp thân hộp trước sau gia công lỗ trụ để lắp ổ lăn (các lỗ trụ nửa thân hộp, nửa nắp hộp) Nhờ có chốt định vị xiết bulông không làm biến dạng vòng ổ (do sai lệch vị trí tương đối nắp thân hộp) nguyên nhân làm giảm tuổi thọ ổ - Chốt định vị chốt trụ chốt côn Ở ta dùng chốt côn - Hình dạng kích thước cảu chốt định vị hình côn : + Hình dạng + Kích thước: d = mm c = 1,0 mm l = 20 ÷ 110 mm 3.5.2 Cửa thăm - Cửa thăm dùng để quan sát kiểm tra tiết máy (đặc biệt chỗ ăn khớp bánh răng) Cửa thăm đậy nắp, nắp lắp thêm nút thông - Kích thước cửa thăm chọn theo bảng 11.5 A B A B C C K R Vít Số lượng 150 100 190 140 175 130 120 12 M8x2 3.5.3 Nút thông - Nút thông dùng để điều hòa không khí hộp hộp giảm tốc làm việc Nút thông lắp nắp cửa thăm vị trí cao nắp hộp - Kết cấu kích thước nút thông chọn theo bảng 11.6 (đơn vị : mm) A B C D E G H I M27X2 15 30 15 45 36 32 K L 10 M N O P Q R S 22 32 18 36 32 3.5.4 Nút tháo dầu - Nút tháo dầu dùng để bịt kín lỗ tháo dầu Lỗ tháo dầu để tháo dầu cũ bố trí đáy hộp - Kết cấu kích thước nút tháo dầu trụ chọn theo bảng 11.7 (đơn vị : mm) d b m f L D S D M27x2 18 12 34 38 27 31,2 2.5 Que thăm dầu - Khi vận tốc bánh v ≤ 12 m/s bánh ngâm dầu Để kiểm tra mức dầu hộp người ta dùng thiết bị dầu, que thăm dầu dùng phổ biến - Kết cấu kích thước que thăm dầu theo hình 11.3 HẾT [...]... cắt dọc trục bánh đai Chương 3.THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC 3.1 .Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng trong hộp giảm tốc Chọn chỉ tiêu thiết kế: Các cặp bánh răng trụ trong hộp giảm tốc được ngâm trong dầu nên dạng hỏng chủ yếu là bong tróc bề mặt răng vì thế các bộ truyền này được thiết kế theo chỉ tiêu độ bền tiếp xúc để tránh tróc mỏi bề mặt răng 3.1.1 Chọn vật liệu Thép để chế tạo bánh răng được... đường kính vòng lăn bánh 1 (mm), góc ăn khớptrong mặt mút(độ) , góc nghiêng của răng (độ) - Ft1,Ft2 là lực tác dụng lên bánh nhỏ vá lớn (Nmm), có phương tiếp tuyến với vòng lăn của bánh răng, có chiều ngược chiều quay với bánh dẫn, cùng chiều quay với bánh bị dẫn - Fr1,Fr2 là lực hướng tâm tác dụng lên bánh răng nhỏ và lớn (Nmm), chỉ phụ thuộc vào điểm đặt lực và luôn hướng vào tâm bánh răng - Fđ là lực... dài mayơ bánh đai , các bánh răng trụ và nửa khớp nối Chiều dài mayơ các bánh răng trụ và bánh đai xác định theo công thức: lm = (1,2 1,5).d d - đường kính sơ bộ của trục + bánh đai lm12 = (1,2 1,5).dsb1 ta có 1,5dsb1 = 1,5.35 = 52,5 < B = 82 mm Nên ta lấy lm12 = 82 mm + bánh răng trụ nhỏ (3.80) lm13 = (1,2 1,5).dsb1 ta có 1,5.dsb1 = 1,5.35 = 52,5 < b1 = 62 mm b1 là chiều rộng vành răng bánh nhỏ b1... chịu tải nhỏ và trung bình hoặc các bộ truyền có kích thước bánh răng khá lớn, khó khăn khi nhiệt luyện nên chọn thép nhóm 1 Vì vận tốc góc bánh nhỏ lớn hơn vận tốc góc bánh lớn, nên để tăng khả năng chạy mòn của răng nên chọn bánh răng lớn có rắn thấp hơn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị: H1 ≥ H2 + (10→ 15) HB Vật liệu chọn theo bảng sau: Bánh răng Nhãn thép Nhiệt luyện Nhỏ Lớn Tôi cải thiện Tôi cải... 3.3.1.9 Tính toán điều kiện bôi a Chọn phương pháp bôi trơn: Dùng phương pháp bôi trơn bằng ngâm bánh răng trong dầu, vừa đơn giản, vừa làm mát được bộ truyền b Mức dầu bôi trơn: Mức dầu bôi trơn phải thỏa mãn điều kiện sau: - Mức dầu thấp nhất phải ngập hết chân răng bánh lớn để bôi trơn được bộ truyền - Mức dầu cao nhất không vượt quá 1/3 bán kính vòng đỉnh bánh răng lớn (tính từ đỉnh răng để tránh tổn... nghiêng của răng trên hình trụ chua bộ truyền 3.2.Tính toán và thiết kế các trục 3.2.1.Xác định các lực trên trục Để xác định các lực tác dụng lên các trục từ các tiết máy quay ta dùng hệ trục tọa độ 0xyz Ký hiệu các lực tiếp tuyến, lực hướng tâm, lực dọc trục tương ứng là F x, Fy, Fz , nghĩa là: Ft = F x , Fr = F y , Fa = F z Lực tác dụng lên trục bánh đai là Fđ = Fx12 và lực tác dụng lên khớp nối là... mỏi tiếp uốn của mặt bánh răng 1 và 2 σ0Flim1 = 1,8 HB1 = 1,8.245= 441 Mpa (3.12) σ0Flim2 = 1,8 HB2 = 1,8.230= 414 Mpa (3.13) *SF1 và SF2 là là hệ số an toàn khi tính về uốn của băng răng 1 và 2 SF1 = SF2 = 1,75 *Hệ số tuổi thọ KFL: KFL1 = (3.14) KFL2 = (3.15) Với - NF01 và NF02 là số chu kì cơ sở khi tính về độ bền uốn của bánh răng 1 và 2 - NF01 = NF02= 4.106 (đối với tất cả bánh răng thép) - NFE1... số chu kì cơ sở khi tính về độ bền tiếp xúc của bánh răng 1 và 2 NH01 = 30 HB12,4 = 30 2452,4 = 16259974,4 (3.7) NH02 = 30 HB22,4 = 30 2302,4 = 13972305,1 - NHE1 và NHE2 là số chu kì thay đổi ứng suất tương đương của bánh răng 1 và 2 NHE1 = 60.c (3.8) = 60.1.920,149.3.274.2.7.[( )3.0,4+( NHE2 = = )3.0,3+ ( )3.0,3] = 375552123 = 93888030,76 (3.9) Với: c- số lần ăn khớp trong 1 vòng quay của bánh răng... với giả thiết = 0 ↔ -F1x20 + Fx22 - F1x21 - Fx23 = 0 ↔ F1x20 = Fx22 - F1x21 - Fx23 = giả định là đúng Vậy : F1y21 = 58,25 N F1x21 = = -1257,11 N F1y20 = 1577,30 N F1x20 = 3750,76 N Biểu đồ moomen và kết cấu trục 1 (3.88) + 1257,11 - 2000 = 3750,76 N > 0 nên chiều l11 Fly10 Fx12 n 1 l12 Flx10 l13 48399,70 Fx13 Fz13 Fly11 Fy13 l13 Flx11 M x 55457,73 199556,94 113766,53 M y T1 Biểu đồ moomen và kết cấu... tiếp xúc -Độ bền tiếp xúc được kiểm nghiệm theo công thức; [σH] = ZM.ZH [σH]cx, (3.29) Trong đó: * ZM-Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu các bánh răng, ZM = 274 (MPa)1/2 *ZH-Hệ số hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH = 2.cosβ b sin ( 2a tw ) (3.30) Với: βb – góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở tgβb = cos tg β (3.31) -αt và αtw được tính theo công thức: αt = αtw = arctg(tg /cos ) = arctg(tg200/cos8,620)