MỤC LỤC

Đầu đề đồ án.

Lời nó đầu.

Mục lục.

PHẦN I. XÁC ĐỊNH ĐẶC TÍNH KỸ THUẬT CỦA MÁY

PHẦN II. THIẾT KẾ ĐỘNG HỌC

I. Nghiên cứu máy cơ sở.

II. Xác định phương án thiết kế 

III. Vẽ lưới kết cấu và đồ thị số vong quay 

IV. Tính các tỷ số truyền 

V. Tính số răng cho các bánh răng trong từng nhóm truyền 

PHẦN III. TÍNH TOÁN ĐỘNG LỰC HỌC

I. Xác định xích tính toán.

II. Xác định số vòng quay, công suất và mômen xoắn.

1. Chọn hiệu suất của các thành phần

2. Tính công suất, số vòng quay và mômen trên các trục.

III. Thiết kế các bộ truyền.

1. Chọn vật liệu.

2. Tính môđun của cặp bánh răng chịu tải lớn nhất.

3. Tính bền cho cặp bánh răng chịu tải lớn nhất.

4. Các thông số của các cặp bánh răng.

5. Thiết kế bộ truyền đai 

PHẦN IV. THIẾT KẾ TRỤC

I. Chọn vật liệu.

II. Tính đường kính sơ bộ đường kính trục.

III. Xác định khoảng cách giữa các bánh răng, các gối đỡ và điểm đặt lực.

IV. Tính bền cho trục.

1. Xác định lực tác dụng lên trục.

2. Tính các phản lực tại các ổ và vẽ biểu đồ mômen.

3. Tính gần đúng đường kính trục.

4. Tính kiểm nghiệm hệ số an toàn của trục.

5. Kiểm tra độ cứng của trục.

6. Kiểm nghiệm quá tải tĩnh.

PHẦN V. CHỌN Ổ

I. Chọn ổ, kiểm nghiệm khả năng tải động của các ổ.

II. Tính then.

PHẦN VI. THIẾT KẾ CƠ CẤU ĐIỀU KHIỂN

I. Tính toán chu kỳ gạt 

II. Lập bảng chu kỳ gạt

III. Tính toán cung răng răng-thanh răng 

PHẦN VII. THIẾT KẾ VỎ HỘP, BÔI TRƠN, ĐIỀU CHỈNH

I. Thiết kế thân hộp tốc độ 

II. Chọn dung sai lắp ghép các bộ phận 

III. Bôi trơn, điều chỉnh

IV. Đánh giá chỉ tiêu kinh tế.

V. Một số yêu cầu khi sử dụng.

KẾT LUẬN

TÀI LIỆU THAM KHẢO

PHẦN I

XÁC ĐỊNH ĐẶC TÍNH KỸ THUẬT CỦA MÁY

1. Xác định đặc tính kỹ thuật của máy khoan đứng 2A135

Tham khảo máy khoan đứng 2A135 được thể hiện như bảng.

Thiết kế hộp tốc độ cho máy khoan đứng với các thông số kỹ thuật sau:

- Số cấp tốc độ: Z = 9.

- Số vòng quay nhỏ nhất: n_min = 63 vòng/phút.

- Công bội của chuỗi số vòng quay: j = 1,41;

- Công suất cắt lớn nhất: N_cmax=3,5 kw.

2. Xác định tốc độ lớn nhất của trục chính.

Ta tính ra được :  R= 1,41⁸ = 15,6

Ta chọn n₁ là cấp độ nhỏ nhất, ta chọn:  n=n= 63 (v/ph).

 Từ (1) , ta có: n=R.n=n= 15,6 x 63 = 984,223 » 984 (v/ph).

Theo  mối quan hệ giữa số vòng quay n và công bội j:n=j.n;  k=1z. 

3. Xác định số vòng quay tiêu chuẩn.

 Với j=1,41 theo bảng 1-1 :Tính toán thiết kế máy cắt kim loại:(*), được thể hiện như bảng.

Xác định số vòng quay tiêu chuẩn có công bội khác nhau j = j=1.06bằng cách ngắt quãng các trị số cách nhau E số hạng trong bảng số vòng quay tiêu chuẩn cơ sở (*) .

Ta chọn số vòng quay tiêu chuẩn ở bảng 2 -1 tương ứng sát với số vòng quay tính theo Bảng 1.

Từ công suất động cơ tính được và các loại động cơ thường được sử dụng phổ biến hiện nay ta chọn  loại động cơ kiểu: 4A132M6Y3 có các thông số như bảng.

PHẦN 2

THIẾT KẾ ĐỘNG HỌC CỦA MÁY

1. Xác định phương án thiết kế.

Các phương án thứ tự không gian có thể có: z = 9 = 3 x 3 = 3 x 1 x 3

* Xác định nhóm truyền.

Theo bài toán ra z=9 cấp tốc độ số vòng quay, ta có thể phân tích z như sau:

Z = 9 = 3´3 = 3´1´3

 Với máy khoan đứng để đảm bảo cho chiều cao của hộp tốc độ là không lớn và đảm bảo độ cứng vững cho các trục: Nếu ta chọn phương án động học là Z =3x3 thì khi đó để đảm bảo cho việc ăn khớp của các bánh răng, thì khi đó chiều dài của các trục là rất lớn, điều này sẽ dẫn tới các trục sẽ khó đảm bảo độ cứng vững trong quá trình làm việc đồng thời làm tăng kích thước của hộp, để giảm chiều dài của trục cũng như giảm kích thước của hộp tốc độ chúng ta có thể thêm vào một trục trung gian.

Tham khảo máy khoan đứng 2A135 và qua phân tích ta lựa chọn:

Phương án thứ tự không gian: z = 3 x 1 x 3    

Sơ đồ khai triển của hộp tốc độ như sơ đồ khai triển của máy 2A135 với các kí hiệu như sau: Kí hiệu trục: I, II, III, IV.

Chọn phương án động học:  Trên cơ sở các phương án động học có thể có ta lựa chọn được phương án động học tối ưu: z = 3 x 1 x 3

2. Xác định lưới kết cấu và đồ thị số vòng quay.

Từ phương án động học đã chọn ta có sơ đồ lưới kết cấu và đồ thị số vòng quay như sau:

* Sơ đồ lưới kết cấu:

* Sơ đồ động của máy:

Căn cứ vào phương án đã chọn ta vẽ được sơ đồ động của máy như sau:

* Đồ thị số vòng quay:

Đặt các tỉ số truyền với i = 1,2,3 ,....,7.

3. Tính các tỉ số truyền trong hộp tốc độ.

Hộp tốc độ có 3 nhóm truyền động, căn cứ vào đồ thị số vòng quay ta tính đươc tỉ số truyền các nhóm như sau:

Nhóm truyền I: có 3 tỷ số truyền để truyền từ trục I - trục II

Nhóm II: có 1 tỷ số truyền để truyền từ trục II - trục III.

Nhóm III: có 3 tỷ số truyền để truyền từ trục III - trục IV.

Như vậy các tỷ số truyền đã chọn thoả mãn điều kiện, đối với hộp tốc độ 0.25, do đó các tỷ số truyền đã chọn hợp lý.

4. Tính số răng cho các bánh răng trong từng nhóm truyền.

Dựa vào các tỷ số truyền đã tính cho từng nhóm truyền ở phần 3 ta xác định số răng cho từng bánh răng trong từng nhóm truyền như sau:

Do thiết kế ác máy cắt kim loại môđun của các bánh răng trong từng nhóm truyền bằng hộp tốc độ mới nên chưa biết khoảng cách giữa các trục. Thông thường trong c nhau, do đó ta chọn môđun của các bánh răng bằng nhau.

PHẦN III

TÍNH TOÁN ĐỘNG LỰC HỌC HỘP TỐC ĐỘ

Căn cứ vào tính toán ở phần 1,2 và các số liệu ban đầu, ta phân tích tính toán động lực học hộp tốc độ như sau:

1. Xác định xích tính toán.

2. Chọn vật liệu.

Nguyên tắc chọn vật liệu để thiết kế các bộ truyền bánh răng trụ cho hộp tốc độ là:

- Chọn vật liệu đảm bảo cho răng không bị gẫy do quá tải đột ngột dưới tác dụng của tải trọng va đập

- Răng không bị tróc vì mỏi do ứng suất tiếp xúc thay đổi gây ra.

Dựa vào sơ đồ tải trọng và điều kiện làm việc của bộ truyền ta thấy rằng bộ truyền không phải làm dưới tải trọng lớn lắm và cũng không có điều kiện gì đặc biệt, hơn nữa để thống nhất hoá trong thiết kế ta chọn vật liệu của các bánh răng là thép 40X

3. Thiết kế bộ truyền đai.

 Để đảm bảo truyền chuyển động từ động cơ đến hộp tốc độ, đảm bảo an toàn cho hộp tốc độ khi làm việc quá tải, ta phải thiết kế bộ truyền đai.

- Ta chọn đường kính bánh đai chủ động: d= 200 (mm)

Chọn theo tiêu chuẩn: 280(mm)

Khi đó tỷ số truyền sẽ là: i = d₁/d₂ = 0,7143

Sai số tỷ số truyền là: ∆i = 1,23% < 3% nên chấp nhận được.

Chọn số đai z = 4

Khoảng cách trục a ≥ 1,5.(d₁ + d₂) = 720 mm Þ chọn a = 750 mm.

Góc ôm của bánh đai nhỏ: a₁ = 180⁰- (d₂ - d₁).57⁰/a = 173,92⁰ Þ C_a = 0,97.

- Lực căng ban đầu trên 1 đai là: F₀ = 780.P₁.K_đ/(v.C_a.z) + F_v

Với P₁ = 5,5. 0,7143 = 3,93 (kw)

=> F₀ = 780.3,93.1/(14,925.0,97.4) + 0 = 52,935 N

=> lực tác dụng lên trục F_r = 2.F₀.z.sin(a/2) = 422,88 N

4. Tính mô đun của cặp bánh răng chịu tải lớn nhất.

Căn cứ vào trị số vòng quay của hộp chạy dao và các thông số tính toán, trong tất cả các nhóm truyền động thì cặp bánh răng (24,96) trên trục III và trục IV và cặp bánh răng (28,80) trên trục I và trục II là các cặp bánh răng chịu mômen xoắn lớn nhất nên ta tính bền cho các cặp bánh răng này và các bánh răng có cùng môđun với các bánh răng này đều đảm bảo điều kiện bền vững.

* Tính ứng suất tiếp xúc cho phép:

N_HO : là số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.

N_HO = 30HB^2,4 _HB =30.605^2,4 = 1,42.10⁸.

N_HE : Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.

N_HE = 60.c.n.= 60.24.500.25000 = 1,8.10¹⁰ >N_HO. Vậy K_HL = 1.

c : là số lần ăn khớp trong 1 vòng quay.

n : Số vòng quay trong một phút.

Theo bảng 6.8-[6],T1- tr99 chọn môđun tiêu chuẩn là : m = 3 mm đối với các cặp truyền từ trục I sang trục II và cặp bánh răng cố định từ trục II sang trục III, lấy môđun m = 3,5 mm với các cặp truyền từ trục III sang trục IV.

4.1. Cặp bánh răng số (24,96).

Cặp bánh răng chịu tải lớn nhất là cặp bánh răng nối trục III và trục IV có số răng tương ứng là 24 và 96.

- K_XH: ảnh hưởng của kích thước bánh răng.

- Y_R: ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

- Y_S: ảnh hưởng độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

- K_XF: hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn trong quá trình tính toán sơ bộ chọn: Z_R.Z_V.K_XH = 1 ; Y_S.K_XF  = 1

- N_HF và N_FE : là số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Coi như bộ truyền chịu tải trọng tĩnh

N_HE = N_FE = N = 60.c.n.t_ể           

- c: số lần ăn khớp trong một vòng quay

- n: số vòng quay trong một phút

- t_S: tổng số thời gian làm việc của bánh răng đang xét    

Suy ra N₁ = 12000.60.500.1 = 360; N₂ = 12000.60.1.125 = 90 

b. Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền:

Các thông số thiết kế:

- Khoảng cách trục : a_w= a = 210 mm

- Đường kính vòng chia : d­₁= m.Z₁= 84 mm; d₂ = m.Z₂ = 336 mm

- Chiều rộng bánh răng : b_w = (6 ữ 10).m =  18 ữ 30 mm. Nhưng nói chung đối với MCKL không nên chọn b_W lớn, vì thế ta chỉ chọn b_w = 24 mm

- Đường kính đỉnh răng: d_a1= d₁ + 2.m = 91 mm

 d_a2 = d₂ + 2.m = 343 mm

- Đường kính vòng chân răng: d_f1 = d₁- 2,5.m = 75,25 mm

d_f2 = d₂- 2,5.m = 327,25 mm

- Bước răng : p_t = m.P = 10,99 mm

d. Kiểm nghiệ độ bền uốn:

Với K_Fa  là hệ số tính đến sự phân bố tải trọng không đều cho các đôi răng cùng ăn khớp khi tính về uốn, với răng thẳng K_Fa = 1

Và K_Fb = 1,05 (tra bảng 6.7)

=> K_F =1,05.1.1,13 = 1,187

Như vậy s_F < [s_F] : Điều kiện bền uốn được thoả mãn.

4.3. Tính toán các bánh răng trong hộp tốc độ.

Các công thức tính kích thước bánh răng như sau:

Chiều rộng vành răng(sách TKMCKL):  B = (6 - 10).m

a. Các bánh răng trên trục I:

        Bánh răng: Z₁ = 28                d₁ = m.Z = 3 x 28 = 84 (mm)

                                                      d_a = 84 + 2 x 3 = 90 

                                                      d_f = 84 - 2,5 x3 = 76,5

        Bánh răng: Z₂ = 36                 d₂ = m.Z = 3 x 36 = 108

                                                      d_a = 108 + 2 x 3 = 114

                                                      d_f = 108 - 2,5 x 3 = 100,5

        Bánh răng: Z₃ = 45                 d₃ = m.Z = 3 x 45 = 135

                                                      d_a = 135 + 2 x 3 = 141

                                                      d_f = 135 - 2,5 x 3 = 127,5

b. Các bánh răng trên trục II:

         Bánh răng: Z₁^’ = 80               d₁^’= m.Z = 3 x 80 = 240

                                                      d_a = 240 + 2 x 3 = 246

                                                      d_f = 240 - 2,5 x 3= 232,5

         Bánh răng: Z₂^’ = 72               d₃^’= m.Z = 3 x 72 = 216

                                                      d_a = 216 + 2 x 3 = 222

                                                      d_f = 216 - 2,5 x 3 = 208,5

         Bánh răng: Z₃^’ = 63               d₂^’= m.Z = 3 x 63 = 189

                                                      d_a = 189 + 2 x 3 = 195

                                                      d_f = 189 - 2,5 x 3 = 181,5

         Bánh răng: Z₄ = 80                d₄ = m.Z = 3 x 80 = 240

                                                      d_a = 240 + 2 x 3 = 246

                                                      d_f = 240 - 2,5 x 3 = 232,5          

Theo tài liệu TKMCKL ,căn cứ vào sơ đồ kết cấu của hộp giảm tốc, để thống nhất và thuận tiện trong tính toán, chế tạo lắp ráp ta chọn sơ bộ chiều rộng vành răng các bánh răng như sau: B = (6 ữ 10).m = 18 ữ 35 mm

Ta chọn B = 24 (mm) cho tất cả các bánh răng.

PHẦN IV

THIẾT KẾ TRỤC

1. Chọn vật liệu.

Trục dùng trong hộp tốc độ là trục truyền, có thể tiếp nhận đồng thời cả mômen uốn và mômen xoắn  

Dựa vào đặc điểm làm việc của hộp chạy dao và tải trọng tác dụng lên các trục trong quá trình hệ thống làm việc cộng với để thuận lợi cho quá trình thống nhất hóa trong chế tạo trục. Với hộp tốc độ chụi thải trọng trung bình ta chọn vật liệu cho các trục là như nhau và chọn thép 45 với các cơ tính như bảng.

2. Tính sơ bộ đường kính trục.

* Tính sơ bộ chiều dài các trục:

Như đã tính ở phần trên ta có:

 - Chiều rộng vành răng của các bánh răng là:                              B =24 (mm)

 - Khoảng cách tối thiểu giữa 2 bánh răng khi di chuyển là:         f =5 (mm)

 - Khoảng cách từ cạnh chi tiết đến thành trong vỏ hộp là :        a=10 (mm)

- Khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của vỏ hộp :         K₂= 10 (mm)

- Chiều rộng ổ (chọn sơ bộ) là                                          :          25(mm)

Căn cứ vào sơ đồ kết cấu trên máy 2A135 ta thấy khoảng cách giữa các ổ ở bên trong hộp của các trục là bằng nhau, theo cách bố trí các chi tiết trên trục trong hộp tốc độ ta xác định sơ bộ chiều dài các trục ở bên trong hộp tốc độ. Giả sử ta tính cho chiều dài trục II.

Chiều dài mayơ bánh răng trụ trên trục II :

                    L_m = (1.2- 1.5 ) d = 30 mm

Þ Vậy chiều dài các trục là :

                    L = 4.L_m + 3( 2.L_m + 2f ) + 2 ( K₁ + K₂) = 370 (mm).

Khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực là:

L₁ = 0,5(B₀+L_m) + K₁ + K₂ = 47 mm

Tính toán khoảng cách các bánh răng di trượt để tránh các bánh răng vào ăn khớp đồng thời.

3. Tính toán trục IV.

Do trục số VI là trục chứa trục của đầu mũi khoan nên do vậy phải được cấu tao làm sao cho trục VI vừa đảm bảo ăn khớp giữa các bánh răng vừa có thể để trục mũi khoan di chuyển dọc trục được do vậy trục IV bao gồm có trục rỗng ngoài và trục bên trong ta có đường kính trong của trục rỗng IV là d₀ = 30 mm,

Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông là h_n = 20 mm.

Ta tính được giá trị của các lực như sau:

F_t = 2T/d_w = 2.281380/336 = 1674,88(N); F_r = F_t .tgỏ_tx = 609,61(N)

X_A = 1462,12 (N), Y_A = 532,17 (N), X_B = 212,76 (N), Y_B = 77,44 (N)

Từ đó ta vẽ được các biểu đồ momen uốn và xoắn:

Tại C: M_X = 68719,64 Nmm; M_Y = 25011,99 Nmm; T = 281380 Nmm

Đối với vị trí lắp ổ lăn ở hai đầu ta chọn d = 45 mm.

Tính toán hoàn toàn tương tự ta sẽ tính được đường kính các vị trí lắp các chi tiết và ổ lăn trên các trục khác chỉ chú ý là các trục khác đều là trục đặc. Ta được kết quả như sau:

- Với trục III: Tại vị trí lắp khối bánh răng di trượt là d = 25 mm, ở vị trí lắp bánh răng z = 112 là d = 25 mm, hai ổ lăn hai đầu là d = 20 mm.

- Với trục II: Tại vị trí lắp bánh răng z = 80 (bánh răng cố định truyền sang trục III) là d = 25 mm, ở vị trí lắp bánh răng z = 63 và z = 72 (ở giữa trục) là d = 35 mm, ở vị trí bánh răng z =80 (còn lại) là d = 30 mm, hai ổ lăn hai đầu là d = 20 mm.

- Với trục I: Ở đầu bên trái của trục này có lắp bánh đai, ta cần chú ý đến lực căng đai ban đầu. Ta tính được kết quả như sau: Khoảng công xôn là 57,5 mm, tại vị trí lắp khối bánh răng di trượt là d = 30 mm, ở vị trí lắp bánh đai là d = 20 mm, hai ổ lăn hai đầu là d = 25 mm.

Ta có khoảng cách giữa các trục lần lượt là:

+ Giữa trục I và II là 162 mm

+ Giữa trục II và III là 288 mm

+ Giữa trục III và IV là 210 mm

6. Tính toán chọn ổ lăn cho các trục.

a. Chọn ổ lăn cho trục IV: 

* Chọn loại ổ lăn: Do trục được lắp bánh răng trụ răng thẳng nên trục không chịu lực dọc trục, song do hộp tốc độ của máy khoan đứng ta có trục IV là trục rỗng có lắp trong đó là trục của đầu mũi khoan dùng để di chuyển dọc theo trục của trục IV do đó các ổ lăn lắp trên trrục ta chọn loại ổ bi đỡ chặn. Do các ổ i đỡ chặn được chọn là như nhau ở hai đầu trục do đó chúng ta chỉ tính cho ổ chụi tải lớn nhất khi đó sẽ thoã mãn cho ổ còn lại.

Đối với ổ bi đỡ chặn: đối với loại ổ này có thể tiếp nhận đồng thời lực hướng tâm và lực dọc trục một phía.

b. Chọn ổ cho các trục khác.

Căn cứ vào đường kính ngõng trục đã tính sơ bộ ở phần trước và khả năng tải của các trục ta chọn loai ổ và kích thước ổ như sau:

- Đối với trục I do có một đầu công xôn để lắp với bánh đai do đó ta chọn 2 ổ bi khác nhau ở hai đầu của trục: đầu lắp với bánh đai ta dùng ổ bi đỡ chặn một dãy, đầu còn lại ta dùng ổ bi đỡ.

- Trục I : Ta chọn d = 25 mm

Đầu lắp với bánh đai ta chọn ổ bi đỡ chặn

Chọn ổ bi đỡ chặn 1dãy loại nhẹ cho 1 đầu trục:1 ổ

PHẦN IV

THIẾT KẾ CƠ CẤU ĐIỀU KHIỂN

   Thiết kế cơ cấu điều khiển cho hộp tốc độ là nhiệm vụ rất quan trọng, cơ cấu điều khiển trong hộp tốc độ có chức năng đóng ngắt truyền động chính, thực hiện đóng mở các bánh răng di trượt để thay đổi tỉ số truyền dẫn đến thay đổi tốc độ trục chính, đóng mở các bộ phận bôi trơn, làm lạnh... do đó yêu cầu làm việc của cơ cấu điều khiển phải đảm bảo: độ an toàn cao, điều khiển phải nhanh, điều khiển bằng tay phải nhẹ nhàng thuận tiện, dễ nhớ khi điều khiển, tính chính xác, tin cậy của hệ thống điều khiển cao. Từ các nhiệm vụ và yêu cầu đó ta phân tích kết cấu của hộp tốc độ máy khoan 2A135 để thiết kế hệ thống điều khiển cho hộp tốc độ ta ta đang thiết kế. Hộp tốc độ máy khoan này yêu cầu 9 cấp tốc độ, có 2 cụm bánh răng di trượt, do đó ta dùng hệ thống điều khiển 1 tay gạt dùng cung răng thanh răng, trong đó chỉ có 1 cơ cấu điều khiển để điều khiển liên kết các mạch điều khiển khác.

1. Xác định hành trình gạt. 

Căn cứ vào kết cấu của hộp tốc độ, sơ đồ động (trên hình vẽ) kích thước các chi tiết đã xác định ở các phần trên ta xác định hành trình gạt cho các cụm bánh răng di trượt.

2. Lập bảng chu kì gạt.

Căn cứ vào đồ thị số vòng quay, sơ đồ kết cấu ta xác định các xích truyền động như sau:        n₁ = n₀.i₁.i₄.i₅ ;  n₂ = n₀.i₂.i₄.i₅ ;  n₃ = n₀.i₃.i₄.i₅ ;  n₄ = n₀.i₁.i₄.i₆ ;     

n₅ = n₀.i₂.i₄.i₆ ;  n₆ = n₀.i₃.i₄.i₆  ;  n₇ = n₀.i₁.i₄.i₇  ;  n₈ = n₀.i₂.i₄.i₇  ;

n₉ = n₀.i₃.i₄.i₇ ;

Đối chiếu hệ phương trình trên với sơ đồ động ta có:

Với tốc độ n₁ cụm bánh răng gạt lên trên (T), B₂ gạt tới vị trí giữa (G)                   

Với tốc độ n₂ cụm bánh răng gạt lên vị trí bên dưới (D), B₂ gạt tới vị trí  giữa (G)

Với tốc độ n₃ cụm bánh răng gạt tới vị trí ở giữa (G), B₂ gạt tới vị trí ở giữa (G)

Với tốc độ n₄ cụm bánh răng gạt xuống vị trí bên trên (T), B₂ gạt xuống dưới (D)

3. Tính toán cung răng.

Căn cứ vào kết cấu các cụm bánh răng di trượt, kích thước hộp tốc độ, ta thiết kế kích thước và kết cấu càng gạt điều khiển các cụm bánh răng di trượt.

Cách tính như sau:

Trong đó  L: hành trình gạt

              R: bán kính càng gạt

Ta có cơ cấu cung răng thanh răng như hình sau.

PHẦN 5: THIẾT KẾ VỎ HỘP, BÔI TRƠN ĐIỀU CHỈNH

1. Thiết kế thân hộp tốc độ.

Công dụng: Để gá chặt hầu hết các chi tiết của hộp tốc độ, định vị trí tương đối của các chi tiết và bộ phận máy, trực tiếp tiếp nhận tải trọng do các chi tiết truyền đến, chứa dầu bôi trơn và các bộ truyền trong hộp giảm tốc, bảo vệ các chi tiết máy.

- Chỉ tiêu cơ bản đặt ra khi chế tạo hộp giảm tốc là khối lượng nhỏ độ cứng cao và giá thành hạ.

- Vật liệu chế tạo hộp giảm tốc: gang xám GX 15 - 32.

- Phương pháp chế tạo:  Chọn phương pháp đúc.

- Thành phần của hộp tốc độ: thành hộp, gân chịu lực, mặt bích, gối đỡ, các loại vít và bulông lắp ghép...

 2. Dung sai, lắp ghép.

Theo yêu cầu của từng bộ phận ta chọn các loại mối ghép sau:

1. Lắp ghép giữa trục với ổ lăn: Lắp theo hệ thống lỗ kiểu lắp có độ dôi.

2. Lắp ghép giữa ổ lăn với vỏ hộp theo hệ thống trục, kiểu lắp có độ dôi.

3. Lắp ghép giữa nắp ổ và thân hộp: H7/h6.

4. Lắp ghép giữa bánh răng cố định với trục: K7/h6 (Lắp có đô dôi).

6. Mối ghép then: Then cố định trên trục theo kiểu lắp có độ dôi.

3. Bôi trơn và điều chỉnh.

a. Bôi trơn:

Để giảm sự tổn hao vì ma sát, tăng độ bền mòn của các bề mặt công tác, đảm bảo nhiệt độ làm việc bình thường cho phép ta phải tiến hành bôi trơn cho hộp tốc độ để bảo vệ lâu dài độ chính xác ban đầu của máy trong toàn bộ thời gian  sử dụng.

b. Điều chỉnh :

Trong chế tạo không thể không gây ra những sai số vì vậy khi lắp ghép thường có những sai lệch. Nhất là bộ truyền bánh răng, ở đây là bộ truyền bánh răng trụ, thường xẩy ra sự không ăn khớp đúng. Vì vậy khi lắp bộ truyền phải kiểm tra sự ăn khớp đúng. Để kiểm tra sự ăn khớp người ta bôi một lớp sơn trên bề mặt làm việc của bánh răng, sau đó quay bánh răng và quan sát vết sơn trên phần răng ăn khớp, nếu ăn khớp đúng thì các vết tiếp xúc rải đều theo mặt phẳng làm việc của răng. 

5. Một số yêu cầu khi sử dụng.

- Trước khi vận hành máy phải kiểm tra bộ phận bôi trơn của hộp tốc độ, chế độ bôi trơn ở các ổ.

- Kiểm tra sự chắc chắn của các mối ghép như bắt chặc các bulông.

- Kiểm tra các bộ phận liên quan đến hộp, dẫn động đến hộp.

- Theo định kỳ phải tiến hành bảo dưỡng.

KẾT LUẬN

   Sau một thời gian tương đối dài được sự tận tình hướng dẫn của thầy:…………, và các thầy trong bộ môn, cùng với sự nỗ lực cố gắng của bản thân, đồ án môn học Thiết kế máy kim loại của em đến nay đã hoàn thành. Trong quá trình thiết kế mặc dù đã cố gắng, tuy nhiên do kinh nghiệm thiết kế thực tế còn nhiều hạn chế do vậy khi thiết kế chắc chắn không thể tránh được những thiếu sót. Em rất mong nhận được sự chỉ bảo tận tình của các thầy giáo cùng các bạn đồng nghiệp để đồ an của em được hoàn thiện hơn.

   Em xin chân thành cảm ơn!

TÀI LIỆU THAM KHẢO

 1. Phạm Đắp - Nguyễn Đức Lộc - Phạm Thế Trường - Nguyễn Thế Lưỡng: “Tính toán thiết kế máy cắt kim loại” - NXB đại học và trung học chuyên nghiệp, HN - 1997.

2. Phạm Gia Đức - Sổ tay vẽ kĩ thuật cơ khí - NXB Quân đội nhân dân, HN - 2001.

3. “Sơ đồ động máy cắt gọt kim loại”- Trường Đại học kĩ thuật quân sự, 1974.

4. “Sổ tay dung sai”- Trường Đại học kĩ thuật quân sự, 1968.

5. Trịnh Chất -Lê Văn Uyển - “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí”, 2 tập NXB Giáo Dục.

"TẢI VỀ ĐỂ XEM ĐẦY ĐỦ ĐỒ ÁN"