LỜI NÓI ĐẦU

Đối với nhiều nghành trong các trường đại học kỹ thuật ,sau khi học xong phần lý thuyết về Chi tiết máy, học sinh buớc sang giai đoạn thiết kế đồ án môn học.Vì là lần đầu tiên bắt tay vào một công việc mới mẻ, vận dụng lí thuyết để giải quyết những vấn đề có liên hệ mật thiết với thực tế sản xuất ,thiết kế ra những chi tiết và bộ phận máy có hình dạng kích thước cụ thể, phải thoả mãn trong một chuẩn mực nhất định các yêu cầu chủ yếu về kinh tế.

Thiết kế máy là một quá trình sáng tạo để thoả mãn một nhiệm vụ thiết kế nào đó có thể đề ra nhiều phong án khác nhau. Người thiết kế vận dụng những hiểu biết lý thuyết và những kinh nghiệm thực tế để chọn một phương án thiết kế hợp lí nhất. Muốn làm được điều đó người thiết kế cần phải đề cập và giải quyết hàng loạt yêu cầu khác nhau về công nghệ ,về sử dụng có thể là trái ngựoc nhau.Vì vậy nên tiến hành tính toán kinh tế theo những phương án cấu tạo đã đề ra, cân nhắc lợi hại rồi chọn một phương án tốt nhất.

Thông thường thì thiết kế máy cần giải quyết đồng thời hai yêu cầu cơ bản:Máy được thiết kế cần giải quyết đồng thời thoả mãn những chi tiết làm việc chủ yếu như sức bền, độ bền mòn, độ cứng,giá thành của máy rẻ nhất.

Ngoài những yêu cầu về khả năng làm việc chủ yếu, các chi tiết máy (máy) được thiết kế cần phải thoả mãn những điều kỹ thuật cơ bản sau:

Cơ sở hợp lí để chọn kết cấu chi tiết và bộ phận máy, những yêu cầu về công nghiệp tháo lắp, hình dạng cấu tạo của chi tiết phù hợp với phơng pháp chế tạo gia công cơ và sản lượng chi trớc, tiết kiệm nguyên vật liệu. dùng rộng rãi các chi tiết, bộ phận máy đã tiêu chuẩn hoá.

Ngoài những điều trình bày ở trên khi thiết kế cần lưu ý đến vấn đề an toàn lao động và hình thức sản phẩm.

Em cảm ơn thầy ThS………………..đã giúp đỡ em trong quá trình làm bài tập thiết kế.

PHẦN I: LỰA CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

1.1. Chọn động cơ điện.

1.1.1. Xác định công suất động cơ.

Theo công thức tính công suất trên trục động cơ điện (2.8) trang 19:

P_ct  = P_t /η  (kW)

Trong đó:     

P_ct : công suất trên trục động cơ (kW).

P_t   : công suất tính toán trên trục máy công tác (kW).

η : hiệu suất truyền động. Vơi

η_k : hiệu suất nối trục di động

η_br : hiệu suất một cặp bánh răng

Theo bảng 2.3. Trị số hiệu suất của các loại bộ truyền và ổ (trang 19), chọn:

η_k =1

ηol = 0,99

Pt = Plv = F.v/1000 = 3400.1,8 /1000 = 6,12 (kW)

Ở đây:

V : vận tốc băng tải (m/s).

P_lv : công suất trên trục tang quay (kW).

F: lực kéo băng tải (N).

P_t = P_tđ = = 5,355 (kW) (2)

Từ (1) và (2) ta tính được Pct =  Pt/η =  5,355 /0,867 = 6,17 (kW)

1.1.2. Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ.

* Chọn tỷ số truyền sơ bộ của bộ truyền động ngoài:

Theo công thức tính tỉ số truyền toàn bộ u₁ của hệ thống dẫn động (2.15) trang 21:

u_t = u_ng.u_hgt

Trong đó:

u_ng: tỷ số truyền sơ bộ bộ truyền động ngoài (truyền động đai dẹt thường).

u_hgt: tỷ số truyền hộp giảm tốc.

Từ Bảng 2.4 (tr 21) [1], chọn:

U_ng = 3

U_hgt (bánh răng trụ, HGT 2 cấp) = 12

=>  u_t = 3.12 = 36

* Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

Từ u_t và n_lv ta có thể tính được số vòng quay sơ bộ của động cơ theo công thức (2.18) trang 21:

n_sb = n_lv­.u_t

=> n_sb = 3093 (vòng/phút)

1.1.3. Chọn quy cách động cơ.

Theo bảng P1.3 (trang 236) chọn động cơ A4112MY3 có các thông số:

Công suất P_đc = 7,5 (kW).

Số vòng quay đồng bộ n_đc = 2922 (vòng/phút).

Cosφ = 0,88, η_%= 87,5,  T_K/T_dn  = 2,2 , T_max/T_dn = 2,0.

1.2. Phân phối tỷ số truyền.

1.2.1.Tỉ số truyền u_t của hệ dẫn động.

Theo công thức (3.23) (trang 48): u_t = n_đc/n_lv => u_t = 34

1.2.2. Phân phối tỉ số truyền của hệ dẫn động cho các bộ truyền theo kết quả trên.

Theo công thức (3.24) (trang 48):

u_t = u_đ.u_hgt

Trong đó:     

u_đ : tỉ số truyền của bộ truyền đai

u_hgt : tỉ số truyền của hộp giảm tốc

chọn u_đ =  4 Þ u_hgt = u_t/u_đ = 34/4  8,5

Đối với hộp giảm tốc đồng trục cũng còn dùng cách phân U_hgt cho các cấp theo công thức: (3.14 tr44)

1.2.3. Xác định công suất, momen và số vòng quay  trên các trục.

* Công suất trên các trục:

P₃ = P_lv/(η_ol.η_đ) = 6,17/(0,99.0,95) = 6,56 (kW).

P₂= P₃/(η_ol.η_br) = 6,56/(0,99.0,97) = 6,83 (kW).

P₁ = P₂/(η_ol.η_br) = 6,83/(0,99.0,97) = 7,11 (kW).

P_đc = P₁/(η_ol.η_k) = 7,11/(0,99.1) = 7,18 (kW).

* Momen xoắn trên các trục:

Từ T_i = 9,55.10⁶.P_i/n_i, ta có:

T₁ = 9,55.10⁶.P₁/n₁= 9,55.10⁶. 7,11/2922  = 23 237,68 (Nmm)

T₂ = 9,55.10⁶.P₂/n₂= 9,55.10⁶. 6,83/1000  = 65 226,5 (Nmm)

T₃ = 9,55.10⁶.P₃/n₃= 9,55.10⁶. 6,56/342  = 183 181,29 (Nmm)

T_đc = 9,55.10⁶.P_đc/n_đc = 9,55.10⁶. 7,18/2922 = 23 466,46 (Nmm)

T_lv = 9,55.10⁶.P_lv/n_lv = 9,55.10⁶.6,17/85 = 693 217,65 (Nmm)

Thông số tính toán công suất, mômen và vòng quay trên các trục như bàng 1.1.

Phần 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐỘNG

A. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI

Thống số đầu vào:

Công suất: P₁=P₃=6,56 (kW)

Số vòng quay: n₁=n₃ = 342 (vg/ph)

Tỷ số truyền: u₁=u_đ= 4

Mô men xoắn: T₁= T₃=183 181,29 (Nmm)

2.1.1. Chọn loại đai và tiết diện đai.

* Sơ đồ bộ truyền đai:

Từ sơ đò ta thấy:

α: khoảng cách giữa hai trục.

α₁; α₂: góc ôm của hai đai trên bánh nhỏ và bánh lớn.

: góc giữa hai nhánh dây.

d₁; d₂: đường kính bánh đai lớn và bánh đai nhỏ.

Do chế độ làm việc yêu cầu với bộ truyền đai là làm việc ổn định trong 8 h. Cho nên đai phải có độ bền phù hợp thêm vào đó vẫn phải bảo đảm yêu cầu về kinh tế là giá thành phải tối thiểu nhất. Cho nên ta lựa chọn được đai dẹt thường

2.1.3. Xác định khoảng cách trục a.

a = (1,5÷2).(d₁ + d₂)          (công thức 4.3 trang 53)

a = (1,5 ÷ 2).(d₁ + d₂) =(1,5 ÷ 2).(320+1250) = (2355 ÷ 3140) (mm) => chọn a = 2550 (mm)

Để nối đai ta tăng chiều dài đai L lên một khoảng 100 ¸ 400 mm để nối đa

=> L= 7600 (mm)

Góc ôm đai của bánh đai nhỏ được tính theo công thức:

α₁=180-57.(d₂-d₁)/a = 180-57.(1250-320)/3140 = 163,12°

2.1.5. Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục.

Lực căng ban đầu:

F₀=σ₀.=>.b = 2,075.7,5.80 = 1245 (N)

Lực tác dụng lên trục:

F_r=2F₀.sin⁡(α₁/2) = 2.1328.sin(163,12/2) = 2627,24 (N)

Thông số bộ truyền đai như bảng 2.1.

B. TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

Các thông số kỹ thuật:

Tổng thời gian làm việc L_h = 16800h, làm việc 1 ca

- Cặp bánh răng cấp nhanh (bánh răng trụ răng nghiêng)

Tỷ số truyền                   u₁ = 2,92

Số vòng quay trục          n₁ = 2922 (v/p)

Momen xoắn                  T₁ = 23 237,68 (Nmm)

- Cặp bánh răng cấp chậm (bánh răng trụ răng thẳng)

Tỷ số truyền                   u₂ = 2,92

Số vòng quay trục          n₂ = 1000 (v/p)

Momen xoắn                  T₂ = 65 226,5 (Nmm)

2.2. Cặp bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm.

2.2.1. Chọn vật liệu.

- Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất trong thiết kể, ở đây chọn vật liệu 2 cặp bánh răng như nhau.

- Theo bảng 6.1/92, ta chọn

+ Bánh răng nhỏ (bánh răng chủ động): thép C45 tôi cải thiện đạt độ răng HB241 ... 285 có σ_b1 = 850Mpa, σ_ch3 = 580Mpa, ta chọn độ rắn của bánh nhỏ là HB₃ = 245HB

+ Bánh răng lớn (bánh răng bị động): thép C45 tôi cải thiện đạt độ răng HB192 ... 240 có σ_b2 = 750Mpa, σ_ch4 = 450Mpa, ta chọn độ rắn của bánh nhỏ là HB₄ = 230HB

2.2.3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục.

Theo công thức 6.15a/96

Thay số được: a_{(w2 )}= 49,5(2,92+1) ∛((65226,5.1,11)/(0,4.495,45)².2,92)) = 122,65 (mm)

Chọn a_w2=125 (mm)

2.2.4. Xác định các thông số ăn khớp.

Xác định môđun:

m_n =(0,01 ÷0,02) a_{(w2 )}=1,25 ÷2,5 (mm)

Theo bảng 6.8/99, chọn m_n=2,5 (mm)

Số bánh răng lớn: z₄ = u₂ z₃ = 75,92, chọn z₄ = 76 răng

Tỷ số truyền thực tế : u_m = 2,92

2.2.6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

Áp dụng công thức 6.2 và 6.2a/91 và 93,

[σ_F3 ] = 252.1.1.1 = 252 (MPa)

[σ_F4) ]= 236,57.1.1.1 = 236,57 (MPa)

Độ bền uốn tại chân răng

σ_F3= 60,96 MPa ≤ [σ_F3 ]

Thông số và kích thước bộ truyền như bảng 2.2.

2.3. Cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh.

2.3.1. Chọn vật liệu.

- Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất trong thiết kể, ở đây chọn vật liệu 2 cặp bánh răng như nhau.

- Theo bảng 6.1/92, ta chọn:

+ Bánh răng nhỏ (bánh răng chủ động): thép C45 tôi cải thiện đạt độ răng HB241 ... 285 có σ_b1 = 850Mpa, σ_ch1 = 580Mpa, ta chọn độ rắn của bánh nhỏ là HB₁ = 245HB

+ Bánh răng lớn (bánh răng bị động): thép C45 tôi cải thiện đạt độ răng HB192 ... 240 có σ_b1 = 750Mpa,σ_ch1 = 450Mpa, ta chọn độ rắn của bánh nhỏ là HB1 = 230HB

2.3.2. Xác định ứng suất cho phép.

Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở:

N_HO1 = 30HB₁^2,4 = 30.245^2,4 = 16259974,39 (chu kì)

N_FO1 )= N_FO2= 5.10⁶

N_FE1 =1519365767 (chu kì)

N_FE2 =  1519365767/2.92=520320742 (chu kì)

* Ứng suất cho phép:

Theo bảng 6.2/94, với thép C45 được tôi cải thiện ta có (S_H=1,1)

Bánh chủ động  σ_Hlim1⁰ = 2HB₁ + 70 = 2.245 + 70 = 560 MPa

Bánh bị động σ_Hlim2⁰ = 2.230 + 70 = 530 MPa

* Ứng suất quá tải cho phép:

[σ_H ]_max =2,8σ_ch4 )=2,8.450=1260 (MPa)

[σ_F1]_max=0,8σ_ch1 )= 0,8.580 = 464 (MPa)

[σ_F2]_max=0,8σ_ch2)= 0,8.450 = 360 (MPa)

2.3.4. Xác định các thông số ăn khớp.

Xác định môđun:

m_n=(0,01 ÷0,02) a_w1 =1,25 ÷2,5 (mm)

Theo bảng 6.8/99, chọn m_n=2,5 (mm)

Số bánh răng lớn z₂ = u₁ z₁ = 73, chọn z₂ = 73 răng

Góc nghiêng răng β = arccos (2,5 (2,92+1).25)/2.125 = 11,48°

2.3.6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

Xác định số răng tương đương

z_v1 = 26,56 (răng)

z_v1 = 77,56 (răng)

Áp dụng công thức 6.2 và 6.2a/91 và 93,

[σ_F1 ]= 252.1.1.1 = 252 (MPa)

[σ_F2 ]= 236,57.1.1.1 = 236,57 (MPa)

Độ bền uốn tại chân răng

σ_F1==30,08 (MPa) ≤ [σ_F1 ]

σ_F1= 28,58 (MPa) ≤ [σ_F2]

Thông số và kích thước bộ truyền như bảng 2.3.

PHẦN 3: TÍNH TOÁN CÁC CHI TIẾT MÁY

3.1 Tính toán trục, then.

Thông số thiết kế:

Momen xoắn trên các trục:

Trục I: T₁=23237,68 (Nmm)

Trục II: T₂=65226,5 (Nmm)

Trục III: T₃=183 181,29 (Nmm)

* Qui ước các kí hiệu:

k : số thứ tự hộp giảm tốc

I : số thứ tự của tiết diện trục trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng

I = 0 và 1 : các tiết diện trục lắp ổ

I = 2.s:  Với : s: số chi tiết quay

l_k : khoảng cách trục giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k

l_ki : khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k

l_mki : chiều dài mayo của chi tiết quay thứ i (lắp trên tiết diện i) trên trục .

l_cki : khoảng công-xôn trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm.

b_ki : chiều rộng vành bánh răng thứ i trên trục k

3.1.1. Chọn vật liệu và xác định sơ bộ đường kính trục.

- Dựa vào bảng 6.1/92 chọn vật liệu để chế tạo trục là thép 45 tôi cải thiện có độ rắn HB 241 ÷ 285, σ_b=850 MPa và σ_ch=580 MPa ứng suất xoắn cho phép: [τ]=15 ÷ 30 MPa

- Xác định sơ bộ đường kính trục thứ k:

Vì nối trục I với động cơ qua khớp nối nên đường kính sơ bộ trục I là

d₁=(0,8÷1,2) d_dc=(0,8÷1,2).19=(15,2÷22,8) (mm)

=> Chọn d₁=20 (mm)

Trục I: d₁=20 (mm) ; b₁=15 (mm)

Trục II: d₂=25 (mm) ; b₂=17 (mm)

Trục III: d₃=35 (mm) ; b₃=21 (mm)

3.1.2. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực.

Ta có :

k₁ = 15 (mm): khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay.

k₂ = 10 (mm): khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp.

k₃ = 20 (mm): khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến  nắp ổ

h_n = 20 (mm): chiều cao nắp ổ và đầu bu-lông

3.1.2.1 Trục I:

l₁₂= -l_c12= 0,5(25 + 15) + 20 + 20 = 60 (mm)

l₁₃  = 0,5(30 + 15) +15 +10 = 47,5 (mm)

l₁₁ = 2l₁₃ = 2.47,5 = 95 (mm)

3.1.2.3 Trục II:

l₂₂  =  = 0,5(33 + 17) + 15 +10 = 50 (mm)

l₂₃ =187 (mm)

l₂₁ = 187 + 58 = 245 (mm)

3.1.4. Lực tác dụng.

Lực bộ truyền đai:

F_r=2F₀.sin⁡(α₁/2) = 2.1328.sin(163,12/2) = 2627,24 (N)

3.1.5. Xác định lực tác dụng lên trục, đường kính đoạn các đoạn trục.

3.1.5.1 Trục I

* Sơ đồ tính khoảng cách trục I:

Sơ đồ tính khoảng cách trục I thể hiện như hình dưới.

* Tìm phản lực tại các gối đỡ:

Ta có:

F_11y=88,46 (N)

F_10y=187,81 (N))

F_11x=238,08 (N)

F_10x=690,71 (N)

3.1.5.3 Trục III

* Sơ đồ tính khoảng cách trục III:

Sơ đồ tính khoảng cách trục III thể hiện như hình dưới.

* Tìm phản lực tại gối đỡ:

F_d=2627,24 (N)

F_31x=-186,29 (N)

F_30x=-374,23 (N) (Ngược chiều giả định

3.1.5.4. Đường kính các đoạn trục.

* Trục I:

Theo bảng 10.5 tài liệu (*) với d₁=20 (mm) Þ [s] = 63 (MPa)

Từ biểu đồ momen ta thấy tiết diện 1-0 lắp khớp nối, tiếp diện 1-1 lắp ổ lăn 10, tiết diện 1-2 lắp bánh răng thẳng, tiết diện 1-3 lắp ổ lăn là các tiết diện nguy hiểm :

Lấy theo tiêu chuẩn d₁₀=16 (mm)

Tại tiết diện 1-3 chỗ lắp ổ lăn 1:

Lấy đồng bộ đường kính với ổ lăn 10.

d₁₁=d₁₃=20 (mm)

* Trục III:

Theo bảng 10.5 tài liệu (*)c Þ [s] = 63 (MPa)

Từ biểu đồ momen ta thấy tiết diện 3-0 lắp ổ lăn 30, tiết diện 3-1 lắp bánh răng thẳng, tiết diện 3-2 lắp ổ lăn, tiết diện 3-3 lắp bánh đai là các tiết diện nguy hiểm :

Tại tiết diện 3-0 chỗ lắp ổ lăn 30:

Lấy theo tiêu chuẩn đồng bộ d₃₀=d₃₂=35 (mm)

Tại tiết diện 3-3 chỗ lắp bánh đai:

Lấy theo tiêu chuẩn d₃₃=32 (mm)

3.1.6 Tính mối ghép then

Do các trục đều nằm trong hộp giảm tốc => chọn then bằng. Để đảm bảo tính công nghệ chọn then giống nhau trên 1 trục.

* Trục I:

Theo bảng 9.1/173, với đường kính chỗ lắp then d = 26 (mm), ta có then:

b = 8 mm               t₁ = 4 mm

h = 7 mm               t₂ = 2,8 mm

0,16 ≤ r ≤ 0,25      l_t = 0,8.l_m13 = 0,8.30 = 24

Theo bảng 9.5/178, với tải trọng va đạp nhẹ ta có:

σ_d=24,83 (MPa)≤[σ_d ]

τ_c=9,3≤[τ_c ]

Như vậy trục I đủ điều kiện bền

* Trục III:

Theo bảng 9.1/173, với đường kính chỗ lắp then d = 40mm, ta có then:

b = 12 mm               t₁ = 5 mm

h = 8 mm               t₂ = 3.3 mm

0,25 ≤ r ≤ 0,4      l_t = 0,8.l_m32 = 0,8.45 = 36

σ_d=84,8 MPa≤[σ_d ]

τ_c=21,2≤[τ_c ]

=> Như vậy, trục III điều kiện bền

* Xác định hệ số an toàn tại các mặt cắt nguy hiểm:

- Trục I: Mặt cắt 1-2 lắp bánh răng, mặt cắt 1-1 và 1-3 lắp ổ lăn và mặt cắt 1-0 lắp khớp nối.

- Trục II: Mặt cắt 2-0 và 2-3 lắp ổ lăn, mặt cắt 2-1 và 2-2 lắp bánh răng.

- Trục III: mặt cắt 3-0 và 3-2 lắp ổ lăn, mặt cắt 3-1 lắp bánh răng và mặt cắt 3-3 lắp bánh đai.

Các ổ lăn được lắp ghép theo k6, lắp bánh răng, đĩa xích, nối trục theo k6 kết hợp với lắp then (k6 dung sai lắp ghép).

Kích thước của then, trị số của mômen cản uốn và mômen xoắn thể hiện như bảng 3.1.

Theo bảng 10-10/198[TL1] tìm được εσ, ετ

K_σ, Kτ: hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn.

Theo bảng 10-12/199[TL1] khi dùng dao phay ngón với σb = 600

=>  K_σ= 1,76  K_τ= 1,54

Kσ/εσ: trị số với bề mặt trục lắp có độ dôi được tra trong bảng 10 11/198[TL1].

Kết quả kiểm nghiệm trục.như bảng 3.2.

3.2. Tính chọn ổ lăn.

Thời gian làm việc: L_h = 16800 giờ

* Trục I:

Số vòng quay n_1=2922 (v/p)

F_r0= 715,79 (N)

F_r1= 253,98 (N)

Lực dọc trục F_a1= 148 (N)

Tra bảng P2.12/263, ta có bảng bi 46304

Lực dọc trục tác động vào 2 ổ do lực hướng tâm gây ra

F_S0=e.F_r0=0,3.715,79=214,7 (N)

F_S1=eF_r1=0,3.253,98 =76,2 (N)

Khả năng tải động:

C_d=Q√(m&L)=458,6∛2945,4=6573,78 N=6,6 kN < C nên ổ đảm bảo khả năng tải động

Kiểm tra tải tĩnh:

Với ổ đỡ chặn α=12  ta chọn X₀=0,5,Y₀=0,47

Q_t =X₀.Fr+Y₀.Fa=0.5.715,79+0.47.148=427,4 N=0,4 kN< C₀

Vậy khả năng tải tĩnh của ổ được chọn được đảm bảo.

* Trục III:

Ta có: n₂=342 (v/p)

Phản lực tại các ổ:

F_r0=916,8 (N)

F_r1=3444 (N)

Tra bảng P2.12/263, ta có bảng bi 46304.

Tuổi thọ thời gian làm việc (tính bằng triệu vòng quay)

L=(60.n1.Lh)/10⁶ =60.342.16800/10⁶ =344,7 (triệu vòng)

Khả năng tải động:

C_d=Q√(m&L)=4132,8∛344,7=28977 (N)=28,9 (kN) < C nên ổ đảm bảo khả năng tải động

Kiểm tra tải tĩnh:

Với ổ đỡ chặn α=12  ta chọn X₀=0,6

Qt=X₀.Fr=0.6.3444=2066,4 (N)=2 (kN)< C₀

Vậy khả năng tải tĩnh của ổ được chọn được đảm bảo.

3.3. Tính toán nối trục.

Ta có :

Momen xoắn                     :  T=23237,68  (Nmm)

Đường kính trục động cơ :  d_đc=19 (mm).

Đường kính trục đầu        :  d=20 (mm).

Ta chọn nối trục vòng đàn hồi.

- Chọn hệ số tải động k = 1,5 với băng tải. Theo bảng 16.1[2]

Theo trị số momen và đường kính trục  ta chọn kích thước trục nối

Ta chọn nối trục vòng đàn hồi.

- Chọn hệ số tải động k = 1,5 với băng tải. Theo bảng 16.1[2]

Theo trị số momen và đường kính trục  ta chọn kích thước trục nối

- Kiểm nghiệm sức bền chốt:

σ_u==20,45 (MPa)<[σ_u ] => σ_u=60÷80 (MPa)

k =1,5: hệ số chế độ làm việc.

Như vậy, vòng đàn hồi và chốt thỏa điều kiện bền.

PHẦN 4: THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC

4.1. Thiết kế vỏ hộp.

4.1.1.Tính kết cấu của vỏ hộp.

- Chỉ tiêu cơ bản của hộp giảm tốc là khối lượng nhỏ và độ cứng cao.

- Vật liệu làm vỏ là gang xám GX15 - 32.

- Hộp giảm tốc bao gồm: thành hộp, nẹp hoặc gân, mặt bích, gối đỡ, …

- Bề mặt lắp ghép giữa nắp và thân được cạo sạch hoặc mài để lắp sít, khi lắp có một lớp sơn mỏng hoặc sơn đặc biệt.

- Chọn bề mặt ghép nắp và thân: song song mặt đế

- Mặt đáy về phía lỗ tháo dầu với độ dốc khoảng 2⁰ và ngay tại chỗ tháo dầu lõm xuống.

4.1.3. Các chi tiết liên quan đến kết cấu vỏ hộp.

* Chốt định vị:

Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục. Lỗ trụ (đường kính D) lắp ở trên nắp và thân hộp được gia công đồng thời. Để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như lắp ghép, dùng 2 chốt định vị. 

* Nắp ổ:

- Che chắn ổ lăn khỏi bụi từ bên ngoài.

- Làm bằng vật liệu GX14-32.

* Nút thông hơi:

Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên. Để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp, người ta dùng nút thông hơi. Nút thông hơi được lắp trên nắp cửa thăm.

* Que thăm dầu:

Đê kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu.

* Vít tách nắp và thân hộp giảm tốc:

Có tác dụng tách nắp và thân hộp giảm tốc, vít M8

4.1.4. Các chi tiết phụ khác.

* Vòng phớt:

Vòng phớt là loại lót kín động gián tiếp nhằm mục đích bảo vệ ổ khỏi bụi bặm, chất bẩn, hạt cứng và các tạp chất khác xâm nhập vào ổ. Những chất này làm ổ chóng bị mài mòn và bị han gỉ. Ngoài ra, vòng phớt còn đề phòng dầu chảy ra ngoài. Tuổi thọ ổ lăn phụ thuộc rất nhiều vào vòng phớt.

* Vòng chắn dầu:

Để ngăn cách mỡ trong bộ phận ổ với dầu trong hộp

4.1.6. Dung sai lắp ghép.

Căn cứ vào các yêu cầu làm việc của từng chi tiết trong hộp giảm tốc, ta chọn các kiểu lắp ghép sau:

4.1.6.1. Dung sai ổ lăn:

Vòng trong ổ lăn chịu tải tuần hoàn, ta lắp ghép theo hệ thống trục lắp trung gian để vòng ổ không trượt trên bề mặt trục khi làm việc. Do đó, ta phải chọn mối lắp k6, lắp trung gian có độ dôi, tạo điều kiện mòn đều ổ (trong quá trình làm việc nó sẽ quay làm mòn đều).

4.1.6.2. Lắp ghép bánh răng trên trục:

Bánh răng lắp lên trục chịu tải vừa, tải trọng thay đổi, va đập nhẹ, ta chọn kiểu lắp ghép H7/k6.

4.1.6.3. Lắp ghép nắp ổ và thân hộp:

Để dễ dàng cho việc tháo lắp và điều chỉnh, ta chọn kiểu lắp lỏng H7/e8.

4.1.6.4. Lắp ghép vòng chắn dầu trên trục:

Để dễ dàng cho tháo lắp, ta chọn kiểu lắp trung gian H7/Js6

4.1.6.6. Lăp ghép then:

Theo chiều rộng, chọn kiểu lắp trên trục là P9/h8 và kiểu lắp trên bạc là Js9/h8.

Theo chiều cao, sai lệch giới hạn kích thước then là h11.

Theo chiếu dài, sai lệch giới hạn kích thước then là h14.

Bảng dung sai lắp ghép như bảng 4.3.

KẾT LUẬN

Trên đây em đã trình bày toàn bộ nội dung của đồ án môn học. Với đề tài là “Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp Đồng trục”, “Bộ truyền ngoài là bộ truyền đai”, trong nội dung của đồ án em đã tính toán và thiết kế hộp giảm tốc cho một loại cụ thể. Trong quá trình tính toán và thiết kế em đã hiểu thêm được rất nhiều về hộp giảm tốc, đồng thời em cũng hiểu rõ hơn về trình tự và cách thức tiến hành tính toán và thiết kế một hệ thống trong nghành cơ khí, cách khai thác và sử dụng hộp giảm tốc.

Sau khi hoàn thành đồ án em đã rút ra được những bài học và kinh nghiệm quý giá về công việc của người kỹ sư sau khi ra trường. Trong quá trình thực hiện em đã nhận được sự chỉ bảo tận tình của thầy giáo: ThS……………... Nhưng do kinh nghiệm thực tế và thời gian có hạn nên Đồ án khó tránh khỏi những thiếu sót. Em rất mong được sự chỉ bảo, hướng dẫn của thầy cô và sự đóng góp ý kiến của các bạn.

Em xin chân thành cảm ơn !

                                                                                                                                  Hà Nội, ngày … tháng … năm 20…

                                                                                                                                  Sinh viên thực hiện

                                                                                                                                     ……………….

TÀI LIỆU THAM KHẢO

1. Trịnh Chất, Lê Văn Uyển - Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1,2 - NXB KH&KT, Hà Nội,2007

2. Nguyễn Trọng Hiệp - Chi tiết máy, tập 1,2 - NXB GD, Hà Nội,2006

3. Ninh Đức Tốn - Dung sai và lắp ghép - NXB GD, Hà Nội, 2004.

"TẢI VỀ ĐỂ XEM ĐẦY ĐỦ ĐỒ ÁN"