Máy trộn thức ăn gia súc - Luận văn, đồ án, đề tài tốt nghiệp - Sửa Nhà Sơn Nhà 10 Địa Chỉ Uy Tín Tại Hà Nội

Chọn cấp đúng mực  Đối với bánh răng chọn cấp đúng chuẩn là như đã giám sát  Đối với trục, then và những rãnh then chọn cấp đúng chuẩn là 7  Đối với gia công những lỗ thì chọn cấp đúng mực nhỏ hơn nên chọn cấp đúng mực là 6  Đối với những chi tiết cụ thể khác chọn cấp đúng mực cho sự rơi lệch của độ song song, độ thẳng góc, độ nghiêng, độ hòn đảo mặt đầu, độ hòn đảo mặt toàn phần là 6, còn so với độ phẳng, độ thẳng là 7  Đối với sự rơi lệch của độ đồng tâm, độ đối xứng, độ giao trực, độ hòn đảo hướng tâm độ hòn đảo hướng tâm toàn phần, độ trụ, độ tròn và profin tiết diện dọc ta chọn cấp đúng mực là 5

Bạn đang đọc: Máy trộn thức ăn gia súc – Luận văn, đồ án, đề tài tốt nghiệp

83 trang | Chia sẻ : lvcdongnoi

| Lượt xem: 3531

Xem thêm: Top 20 mua máy giặt điện máy xanh trả góp hay nhất 2022 | Đỉnh Review – Dịch Vụ Bách khoa Sửa Chữa Chuyên nghiệp

| Lượt tải : 10

Bạn đang xem trước 20 trang tài liệu Máy trộn thức ăn gia súc, để xem tài liệu hoàn chỉnh bạn click vào nút DOWNLOAD ở trên

Xem thêm: Điều khoản sử dụng https://suanha.org

Thuyết minh Nhân lực : nhóm Thời gian : 4 tuần Xác định những nhu yếu kỹ thuật Xác định những nhu yếu người mua Tiến hành quy trình thăm dò nhu yếu người mua, sau khi tổng hợp lại ta thu được những nhu yếu sau : Năng suất cao Tuổi thọ cao Dễ quản lý và vận hành, bảo dưỡng thay thế sửa chữa Giá thành rẻ An toàn khi sử dụng Dễ dàng đưa vật tư vào và lấy hỗn hợp ra Trộn đều Ít gây ồn Dể chuyển dời Yêu cầu kỹ thuật Từ những nhu yếu trên ta dịch thành những nhu yếu kỹ thuật Công suất cánh trộn Số vòng xoay cánh Độ bền vật tư Chi tiết tiêu chuẩn Kích thước cửa vào và cửa ra Thiết bị bảo vệ Sử dụng bánh xe Giá thành sản xuất Cấu tạo cánh trộn Lực xiết bulông Lập bảng QFD Cấu tạo cánh trộn : tra sổ tay kỹ thuật Tham khảo những thiết kế liên quan Thiết kế 1 : 1 : dao trộn, 2 : cửa thoát liệu, 3 : hộp tụt giảm 4 : động cơ điện. Mô tả : Động cơ trải qua hộp tụt giảm làm quay cánh trộn cánh quay trộn đều thực phẩm, thùng trộn thẳng đứng. Ưu điểm : Kết cấu đơn thuần, gọn. Dễ sản xuất, lắp ráp. Nhược điểm : Thiếu vững chãi. Thành phần không đồng đều nếu trộn vật tư rời. Chỉ trộn được khối lượng nhỏ ( thùng trộn quá lớn sẽ gây mất cân đối ) Thiết kế 2 : 1 : dao trộn, 2 : cữa thoát liệu, 3 : hộp tụt giảm, 4 : động cơ Mô tả : Động cơ trải qua hộp giảm tốc, bộ truyền xích, làm quay dao trộn -> trộn thực phẩm. Ưu điểm : Trộn đều, khối lượng trộn lớn. Kết cấu đơn thuần Nhược điểm : Không đặt được ở vị trí có mặt phẳng không nhẵn Dể rung động. Thiết kế 3 : 1 : dao trộn, 2 : đông cơ, 3 : bộ truyền đai, 4 : hộp tụt giảm. Mô tả : Động cơ trải qua hộp giảm tốc, bộ truyền đai, hộp tụt giảm làm quay dao trộn. Ưu điểm : Vững chắc Hoạt động không thay đổi. Nhược điểm : Chỉ sử dụng được ở những nơi có bề mặt bằng phẳng Kết cấu tương đối phức tạp, khó bảo dưỡng. Thiết kế 4 : Mô tả : Đây là loại máy trộn thức ăn di động có động cơ đặt phía trong xe. Môtơ truyền động cho hộp tụt giảm qua bộ truyền đai làm quay dao trộn. Phù hợp với những trại chăn nuôi lớn. Ưu điểm : Di động Tiết kiệm được thời hạn và nhân lực. Nhược điểm : Giá thành cao Ngân sách chi tiêu góp vốn đầu tư cao. Thiết kế 5 : Mô tả : Đây là loại máy trộn thức ăn di động có động cơ đặt phía dưới ở trong xe. Môtơ truyền động cho hộp tụt giảm qua bộ truyền đai làm quay 2 dao trộn thẳng đứng. Phù hợp với những trại chăn nuôi lớn. Ưu điểm : Di động Tiết kiệm được thời hạn và nhân lực. Nhược điểm : Giá thành cao Ngân sách chi tiêu góp vốn đầu tư cao. Đưa ra những giải pháp thiết kế Phương án 1 1 : cữa thoát liệu, 2 : động cơ, 3 : bộ truyền đai, 4 : hộp tụt giảm Mô tả : Động cơ trải qua bộ truyền đai, hộp tụt giảm làm quay cánh trộn. Ưu điểm : Kết cấu đơn thuần Thực phẩm được trộn đều. Nhược điểm : Dễ rung động Không sử dụng được ở nơi có mặt phẳng không nhẵn. Phương án 2 1 : cữa thoát liệu, 2 : động cơ, 3 : hộp tụt giảm, 4 : nắp bảo vệ, 5 : bộ truyền xích, 6 : vít chỉnh. Mô tả : Động cơ trải qua hộp giảm tốc, bộ truyền xích làm quay cánh trộn. Ưu điểm : Kết cấu đơn thuần hơn giải pháp 1 Có thể đặt ở những nơi không bằng phẳng do có sử dụng vít chỉnh. Nhược điểm : Khó khăn trong việc lấy hỗn hợp ra. Phương án 3 1 : cửa thoát liệu, 2 : nắp bảo vệ, 3 : bộ truyền xích, 4 : hộp tụt giảm, 5 : động cơ Mô tả : Động cơ trải qua hộp giảm tốc, bộ truyền xích làm quay cánh trộn. Ưu điểm : Dễ quản lý và vận hành, bảo dưỡng, sửa chữa thay thế so với những giải pháp trên. Nhược điểm : Cồng kềnh hơn giải pháp 2 Dễ rung động do cách sắp xếp chân đế. Phương án 4 Mô tả : Máy có hiệu suất trung bình, cấu trúc gọn, tương thích với trại chăn nuôi trung bình và lớn. Động cơ đặt phía trong và ở dưới thùng, dộng cơ truyền động cho hộp tụt giảm qua bộ truyền xích làm quay dao trộn thẳng đứng. Cửa cấp liệu ở phía trên và cửa lấy hỗn hợp nằm nằm ở bên hông. Ưu điểm : Di động Cửa đưa vật tư vào lớn Tiết kiệm được thời hạn và nhân lực. Nhược điểm : Giá thành cao Ngân sách chi tiêu góp vốn đầu tư cao Máy hoạt động giải trí không êm Cửa lấy hỗn hợp nhỏ. Phương án 5 : Mô tả : Máy có hiệu suất trung bình, tương thích với trại chăn nuôi nhỏ và trung bình. Động cơ đặt phía dưới thùng truyền động cho hộp tụt giảm qua bộ truyền đai làm quay dao trộn nằm ngang. Cửa cấp liệu ở phía trên và cửa lấy hỗn hợp nằm phía dưới. Ưu điểm : Kết cấu cững chắc Cửa đưa vật tư vào và cửa lấy hỗn hợp lớn Giá thành thấp giá thành góp vốn đầu tư thấp. Nhược điểm : Không chuyển dời được. Phân tích chọn giải pháp thiết kế Lập ma trận quyết định hành động Tiêu chuẩn Tỷ trọng I II III IV V Năng suất cao 11 S C H U Ẩ N S S S Tuổi thọ cao 7 – S – – Dễ v. hành ; b. trì ; s. chữa 5 S S – S Giá thành rẻ 10 – S S S An toàn 6 – – S S Dễ dàng đưa và lấy hh ra 11 S S S – Trộn đều 10 S S S S Ít gây ồn 5 – – S S Dễ vận động và di chuyển 7 S S + – Tổng điểm + 0 0 0 1 0 Tổng điểm – 4 0 2 2 3 Tổng điểm hàng loạt – 4 0 – 2 – 1 – 3 Tổng điểm theo tỷ trọng – 28 0 – 11 – 5 – 26 Dựa vào ma trận quyết định hành động ta thấy giải pháp 2 là giải pháp tốt nhất. Ta sẽ chọn giải pháp này để thiết kế. Các giải pháp truyền động Phương án 1 1 : động cơ, 2 : nối trục : 3,4 : cặp bánh răng nghiêng cấp chậm ; 5,6 : cặp bánh răng nghiêng cấp nhanh, 6 : bộ truyền xích. Mô tả hoạt động giải trí : Động cơ trải qua nối trục 1 làm quay trục 1 có lắp bánh răng nghiêng 2 ăn khớp với bánh răng 3 lắp trên trục 2, nên hoạt động quay được truyền cho trục 2. tương tự như, hoạt động truyền cho trục 3 và bộ truyền xích. Ưu điểm : Kết cấu đơn thuần Dễ sản xuất Nhược điểm : Do những bánh răng sắp xếp không đối xứng với những ổ, nên làm tăng sự phân bổ không đều tải trọng trên chiều dài răng. Phương án 2 Mô tả hoạt động giải trí : Hoạt động giống giải pháp 1, chỉ khác là trục vào và trục ra trùng nhau. Ưu điểm : Giảm chiều dài, gọn. Nhược điểm : Khả năng tải của cấp nhanh không dùng hết. Kết cấu gối đỡ phức tạp, khó khăn vất vả trong việc bôi trơn. Đường kính trục lớn. Phương án 3 : Mô tả hoạt động giải trí : Động cơ truyền hoạt động cho trục 1, cặp bánh răng côn có công dụng truyền hoạt động cho trục chéo 2. Trục 2 trải qua cặp bánh răng nghiêng truyền hoạt động cho trục 3, trải qua bộ truyền xích dẫn động cho dao trộn. Ưu điểm : Truyền momen xoắn và hoạt động quay giữa những trục giao nhau. Nhược điểm : Giá thành đắt, khó sản xuất do yên cầu khắc nghiệt về dung sai. Khó lắp ráp Khối lượng và kích cỡ lớn hơn so với hộp tụt giảm bánh răng trụ. Phương án 4 Mô tả hoạt động giải trí : Động cơ truyền hoạt động qua bộ truyền xích cho trục vào của HGT, cặp bánh răng trụ răng thẳng có công dụng truyền hoạt động cho trục trung gian, trải qua cặp bánh răng nghiêng truyền hoạt động cho trục ra, qua nối trục dẫn động cho dao trộn. Ưu điểm : Tải trọng phân bổ đều trên những trục. Sử dụng hết năng lực tải của cả cặp bánh răng cấp nhanh lẫn cấp chậm. Không có sự tập trung chuyên sâu ứng suất. Nhược điểm : Hộp giảm tốc loại này có có bề to lớn Cấu tạo phức tạp hơn nên số lượng chi tiết cụ thể và khối lượng gia công tăng lên. Ma trận quyết định hành động Tiêu chuẩn Tỉ trọng 1 2 3 4 Giá thành rẻ 6 S C H U Ẩ N S – Kết cấu đơn thuần 5 + – – Độ bền 11 S + S Dễ bảo trì, thay thế sửa chữa 10 S S S Kích thước gọn 3 + S – Dễ sản xuất 8 S S – Tổng diểm + 2 0 1 0 Tổng diểm – 0 0 1 4 Tổng điểm hàng loạt 2 0 0 – 4 Tổng điểm tính theo tỉ lệ 8 0 6 – 22 Dựa vào ma trận quyết định hành động ta chọn : PA 1 cho sv Diệp Bảo Duy PA 3 cho sv Dương Cẩm Vinh Tính toán hiệu suất cánh trộn ( những công thức trong phần này sử dụng trong tài tiệu [ 3 ] ) Các thông số kỹ thuật của thùng trộn Đường kính cánh trộn : dt = 0,96 D = 0,67 m Chiều cao lớp vật tư h = 0,8 D 0,8. 0,67 = 0,536 m Chiều dài thùng L = 2D = 1,44 m Số vòng xoay n = = 30 vg / ph Khối lượng riêng của vật tư Khối lượng mỗi mẻ trộn m = 800 kg. Thùng trộn D sử dụng ở trên được xác lập như sau : Mỗi mẻ trộn 800 kg tương ứng với 0,5 m3 Ta có : L = 2. D => => D = 0,7 m Sơ đồ sắp xếp cánh trộn. Tính toán theo trình tự trong [ 3 ] Ta có N1 = 1,2 Kw N2 = 0,2 Kw => hiệu suất cánh trộn N = N1 + N2 = 1,4 KW. CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN ( SV DƯƠNG CẨM VINH ) Phương án 3 Chọn động cơ Xác định hiệu suất động cơ Hiệu suất của những bộ truyền Bánh răng trụ : hbrt = 0,96 Bánh răng côn : hbrc = 0,95 Khớp nối : hk = 0,99 Bộ truyền xích : hx = 0,96 Ổ lăn : hol = 0,99 Công suất trên trục động cơ điện Xác định sơ bộ số vòng xoay đồng điệu Tỉ số truyền của : Hộp giảm tốc 2 cấp côn – trụ : uh = 15 Bộ truyền xích : ux = 3 Tỉ số truyền hàng loạt : ut = uh ´ ux = 45 Số vòng xoay sơ bộ của dộng cơ nsb = nlv ´ nt = 30 ´ 45 = 1350 vg / ph Chọn số vòng xoay đồng điệu của động cơ nđb = 1500 vg / ph Theo bảng P1. 3 [ 1 ], với Pct = 1,6815 kW và nđb = 1500 vg / ph ta chọn động cơ DK. 41 – 4 có Pđc = 1,7 kW và nđc = 1420 vg / ph Phân phối tỉ số truyền Tỉ số truyền của bộ truyền xích ux = 3 Tỉ số truyền của hộp tụt giảm 2 cấp côn – trụ Phân phối tỉ số truyền trong hộp tụt giảm Ta chọn Kbe = 0,285 ; ybd2 = 0,8 ; [ K01 ] = [ K02 ] ; cK = 1,1 Từ phương trình : Þ u1 = 4,5551 và u2 = 3,4638 Công suất, số vòng xoay và mômen xoắn trên những trục TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY ( SV DƯƠNG CẨM VINH ) Thiết kế bộ truyền xích Chọn loại xích Chọn loại xích ống con lăn. Xác định những thông số kỹ thuật của xích và bộ truyền Chọn số răng của đĩa xích dẫn theo công thức : z1 = 29 – 2 ´ u = 29 – 2 ´ 3 = 23 răng Tính số răng đĩa xích lớn theo công thức : z2 = u ´ z1 = 3 ´ 23 = 69 răng Xác định những thông số điều kiện kèm theo sử dụng xích K theo công thức : K = Kr ´ Ka ´ Ko ´ Kdc ´ Kb ´ Klv = 1,2 ´ 1 ´ 1 ´ 1 ´ 1,5 ´ 1,12 = 2,016 trong đó : Kr = 1,2 ( bộ truyền có va đập nhẹ ) Ka = 1 ( a = ( 30 ¸ 50 ) pc ) Ko = 1 ( đường nối hai tâm đĩa xích hợp với đường nằm ngang một góc nhỏ hơn 60 o ) Kdc = 1 ( trục kiểm soát và điều chỉnh được ) Kb = 1,5 ( bôi trơn định kỳ ) Klv = 1,12 ( thao tác hai ca ) Hệ số Kn = n01 / n1 = 200 / 90 = 2,2222 Hệ số Kz = z01 / z1 = 25 / 23 = 1,087 Chọn xích một dãy, Kx = 1. Công suất giám sát : Theo bảng 5.4 [ 2 ] theo cột n01 = 200 ( vg / ph ) ta chọn bước xích pc = 25,4 mm. Theo bảng 5.2 [ 2 ] số vòng xoay tới hạn tương ứng bước xích 25,4 mm là nth = 800 vg / ph, nên điều kiện kèm theo n < nth được thỏa. Vận tốc trung bình của xích Lực vòng có ích : Tính toán kiểm nghiệm bước xích pc theo công thức 5.26 [ 2 ] với [ po ] chọn theo bảng 5.3 [ 2 ] là 30MP a : Do pc = 25,4 mm nên điều kiện kèm theo trên được thỏa. Chọn khoảng cách trục sơ bộ a = ( 30 ¸ 50 ) ´ pc = 40 ´ 25,4 = 1016 mm. Số mắt xích X Chọn X = 128 mắt xích. Chiều dài xích L = pc ´ X = 25,4. 128 = 3251,2 mm. Tính đúng mực khoảng cách trục Ta chọn a = 1021 mm ( giảm khoảng cách trục ( 0,002 ¸ 0,004 ) a ) Số lần va đập xích trong 1 giây : Theo bảng 5.6 [ 2 ] với bước xích pc = 25,4 mm, ta chọn [ i ] = 20. Kiểm tra xích theo thông số bảo đảm an toàn Tải trọng hủy hoại Q tra theo bảng 5.1 [ 2 ] với bước xích pc = 25,4 mm thì Q = 50000 N ; qm = 2,6 kg / m. Lực trên nhánh căng F1 » Ft = 1680,9312 N Lực căng do lực ly tâm gây nên Fv = qm ´ v2 = 1,9965 N Lực căng bắt đầu của xích Fo Fo = Kf ´ a ´ qm ´ g = 1 ´ 1,021 ´ 2,6 ´ 9,81 = 26,0416 N Þ s = 29,2574 > [ s ] = ( 7,3 ¸ 7,6 ) Đường kính đĩa xích Lực công dụng lên trục Fr = Km ´ Ft = 1 ´ 1680,9312 = 1680,9312 N Thiết kế bánh răng Tính toán bộ truyền cấp nhanh bánh răng côn răng thẳng Công suất P = 1,6481 ( kW ) Số vòng xoay n1 = 1420 ( vg / ph ) Mômen xoắn T1 = 11084,0528 ( Nmm ) Tỷ số truyền u = 4,5551 Thời gian thao tác Lh = 10000 giờ Chọn vật tư Bánh dẫn : thép 45 Cr được tôi cải tổ HB1 200 Bánh bị dẫn : thép 45 Cr được tôi cải tổ HB2 190 Số chu kỳ luân hồi thao tác cơ sở NHO1 = 30 ´ HB12, 4 = 30 ´ 2002,4 = 9,99. 106 chu kỳ luân hồi NHO2 = 30 ´ HB22, 4 = 30 ´ 1902,4 = 8,83. 106 chu kỳ luân hồi NFO1 = NFO2 = 5.106 chu kỳ luân hồi Số chu kỳ luân hồi thao tác tương tự = 60 ´ 1 ´ 1420 ´ 10000 = 85,2. 107 chu kỳ luân hồi NHE2 = 20,82. 107 chu kỳ luân hồi Tương tự ta có : NFE1 = 85,2. 107 chu kỳ luân hồi NFE2 = 20,82. 107 chu kỳ luân hồi Vì NHE1 > NHO1 ; NHE2 > NHO2 ; NFE1 > NFO1 ; NFE2 > NFO2 Nên KHL1 = KHL2 = KFL1 = KFL2 = 1 Giới hạn tiếp xúc và uốn những bánh răng : s0Hlim1 = 2 ´ 200 + 70 = 470 MPa s0Hlim2 = 2 ´ 190 + 70 = 450 MPa s0Flim1 = 1,75 ´ 200 = 350 MPa s0Flim2 = 1,75 ´ 190 = 332,5 Mpa Ứng suất tiếp xúc được cho phép : Khi tôi cải tổ SH = 1,1 Vì < nên ứng suất tiếp xúc được cho phép là = = 368,1818 Mpa Ứng suất uốn được cho phép là : Khi tôi cải tổ SF = 2 Xác định chiều dài côn ngoài theo công thức : KR = 0,5 ´ Kd = 0,5 ´ 100 = 50 Mpa1 / 3 ( Với truyền động bánh răng côn răng thằng bằng thép Kd = 100 Mpa1 / 3 ) Kbe = 0,285 Trục bánh răng lắp trên ổ đãu côn, HB < 350 nên ta có : KHb = 1,17 Re = 112,0451 mm Xác định thông số kỹ thuật ăn khớp Số răng bánh nhỏ : Ta có Do đó tra bảng 6.22 [ 1 ] ta được z1p = 16 Với HB < 350 thì z1 = 1,6 ´ z1p = 25,6 Đường kính trung bình và môđun trung bình : dm1 = ( 1 + 0,5 ´ Kbe ) ´ de1 = 41,2039 mm mtm = dm1 / z1 = 1,6095 mm Môđun vòng ngoài : mte = mtm / ( 1 - 0,5 ´ Kbe ) = 1,8770 mm Theo bàng ( 6.8 ) [ 1 ] ta chọn mte = 2 mm, do đó mtm = mte ´ ( 1 - 0,5 ´ Kbe ) = 1,715 mm z1 = dm1 / mtm = 24,0256 Lấy z1 = 25 răng z2 = u ´ z1 = 102,31 Lấy z2 = 102 răng Tì số truyền u = z2 / z1 = 102 / 25 = 4,08 Góc côn chia : d1 = arctg ( z1 / z2 ) = 13,7716 o d2 = 90 - d1 = 76,2284 o Với z1 = 25 răng và u = 4,08 Từ công thức ta có thông số dịch chỉnh : x1 = 0,38 và x2 = - x1 = - 0,38 Đường kính trung bình của bánh nhỏ : dm1 = z1 ´ mtm = 42,875 mm Chiều dài côn ngoài : KIỂM NGHIỆM ĐỘ BỀN TIẾP XÚC Ta có : ZM = 274 Mpa1 / 3 ( vật tư sản xuất cặp bánh răng bằng thép ) Với x1 + x2 = 0 thì ZH = 1,76 với Ze = 0,8717 KH = KHb ´ KHa ´ KHv Trong đó KHb = 1,17 KHa = 1 ( vì răng thẳng ) Vận tốc vòng Theo bảng 6.13 [ 1 ], dùng cấp đúng chuẩn 8. Trong đó theo bảng 6.15 [ 1 ], dH = 0,006, theo bảng 6.16 [ 1 ], g0 = 56 Þ vH = 7,8259 Bề dày răng b = Kbe ´ Re = 29,9304 mm Þ KHv = 1,3872 Do đó KH = 1,623 Þ sH = 374,1260 MPa > [ sH ] = 368,1818 MPa Vì chênh lệch nhỏ nên ta hoàn toàn có thể tăng chiều rộng vành răng b = 29,9304 ´ ( 374,1260 / 368,1818 ) 2 = 30,9046 Chọn b = 31 mm KIỂM NGHIỆM ĐỘ BỀN UỐN KF = KFb ´ KFa ´ KFv Trong đó KFa = 1 ( vì răng thẳng ) Với, tỉ số tra bảng 6.21 [ 1 ] được KFb = 1,3 Trong đó theo bảng 6.15 [ 1 ], dF = 0,016, theo bảng 6.16 [ 1 ], g0 = 56 Þ vF = 20,8691 Þ KFv = 1,9625 Do đó KF = 2,5513 Răng thẳng nên Yb = 1 x1 = 0,38 và x2 = – 0,38, tra bảng 6.18 [ 1 ] ta được : YF1 = 3,56 và YF2 = 3,62 Vậy điều kiện kèm theo bền uốn được bảo vệ Các thông số kỹ thuật và size bộ truyền bánh răng côn : Chiều dài côn ngoài : Re = 105,019 mm Môđun vòng ngoài : mte = 2 mm Chiều rộng vành răng : b = 31 mm Tỉ số truyền : u = 4,08 Góc nghiêng răng : b = 0 Số răng : z1 = 25 răng ; z2 = 102 răng Hệ số dịch chỉnh : x1 = 0,38 ; x2 = – 0,38 Đường kính vòng chia ngoài : de1 = 50 mm ; de2 = 204 mm Góc côn chia : d1 = 13 o46 ’ 18 ” ; d2 = 76 o13 ’ 42 ” Chiều cao răng : he = 4,4 Chiều cao đầu răng ngoài : hae1 = 2,76 mm ; hae2 = 1,24 mm Chiều cao chân răng ngoài : hfe1 = 1,64 mm ; hfe2 = 3,16 mm Đường kính đỉnh răng ngoài : dae1 = 55,3613 mm ; dae2 = 204,5904 mm Tính toán bộ truyền cấp nhanh bánh răng côn răng thẳng Công suất P = 1,55 ( kW ) Số vòng xoay n1 = 311,74 ( vg / ph ) Mômen xoắn T1 = 47483,4798 ( Nmm ) Tỷ số truyền u = 3,4638 Thời gian thao tác Lh = 10000 giờ Chọn vật tư Bánh dẫn : thép 45 Cr được tôi cải tổ HB1 200 Bánh bị dẫn : thép 45 Cr được tôi cải tổ HB2 180 Số chu kỳ luân hồi thao tác cơ sở NHO1 = 30 ´ HB12, 4 = 30 ´ 2002,4 = 9,99. 106 chu kỳ luân hồi NHO2 = 30 ´ HB22, 4 = 30 ´ 1802,4 = 7,76. 106 chu kỳ luân hồi NFO1 = NFO2 = 5.106 chu kỳ luân hồi Số chu kỳ luân hồi thao tác tương tự = 60 ´ 1 ´ 1420 ´ 10000 = 85,2. 107 chu kỳ luân hồi NHE2 = 20,82. 107 chu kỳ luân hồi Tương tự NFE1 = 85,2. 107 chu kỳ luân hồi NFE2 = 20,82. 107 chu kỳ luân hồi Vì NHE1 > NHO1 ; NHE2 > NHO2 ; NFE1 > NFO1 ; NFE2 > NFO2 Nên KHL1 = KHL2 = KFL1 = KFL2 = 1 Giới hạn tiếp xúc và uốn những bánh răng : s0Hlim1 = 2 ´ 200 + 70 = 470 MPa s0Hlim2 = 2 ´ 180 + 70 = 430 MPa s0Flim1 = 1,75 ´ 200 = 350 MPa s0Flim2 = 1,75 ´ 180 = 315 Mpa Ứng suất tiếp xúc được cho phép : Khi tôi cải tổ SH = 1,1 Vì < nên ứng suất tiếp xúc được cho phép là = = 351,8182 Mpa Ứng suất uốn được cho phép là : Khi tôi cải tổ SF = 2 Xác định khoảng cách trục Do bánh răng lắp không đối xứng những ổ trục nên, chọn theo tiêu chuẩn Khi đó : Theo bảng 6.7 [ 1 ], KHb = 1,1339 ; KFb = 1,2718 Tính sơ bộ khoảng cách trục : ( Ka = 43 theo bảng 6.5 [ 1 ] ) Ta chọn aw = 160 mm Xác định những thông số kỹ thuật ăn khớp Bề rộng răng : b1 = yba ´ a = 64 mm b2 = b2 + 5 = 69 mm Môđun pháp : m = ( 0,01 ¸ 0,02 ) ´ aw = 1,6 ¸ 3,2 Chọn môđun pháp m = 2,5 Số răng : Từ điều kiện kèm theo 20 o ³ b ³ 8 o suy ra : Chọn z1 = 28 răng Þ z2 = z1 ´ u = 96,9864 Chọn z2 = 97 răng Tỉ số truyền : Góc nghiêng răng : KIỂM NGHIỆM ĐỘ BỀN TIẾP XÚC Ta có : ZM = 274 Mpa1 / 3 ( vật tư sản xuất cặp bánh răng bằng thép ) bb = arctg ( cosat / tgb ) = 76,764 o Do đó : trong đó Đường kính vòng lăn bánh nhỏ : theo bảng 6.13 [ 1 ] dùng cấp đúng mực 9 Theo bảng 6.14 [ 1 ] với cấp đúng mực 9 và v < 2,5 m / s ta có KHa = 1,13 Theo bảng 6.15 [ 1 ] và 6.16 [ 1 ] ta có : dH = 0,002 ; go = 73 KH = KHb ´ KHa ´ KHv = 1,3418 Þ sH = 119,9241 MPa < [ sH ] = 351,8182 MPa KIỂM NGHIỆM ĐỘ BỀN UỐN Theo bảng 6.7 [ 1 ], KFb = 1,2718 Theo bảng 6.14 [ 1 ] với cấp đúng mực 9 và v < 2,5 m / s ta có KFa = 1,37 Theo bảng 6.15 [ 1 ] và 6.16 [ 1 ] ta có : dF = 0,006 go = 73 KF = KFb ´ KFa ´ KFv = 1,9237 ea = 1,6921 Ye = 1 / ea = 0,591 Yb = 1 - b / 140 = 0,9112 Số răng tương tự : zv1 = z1 / cos3b = 30 zv2 = z2 / cos3b = 104 Theo bảng 6.18 [ 1 ] ta có YF1 = 3,8 ; YF2 = 3,6 Vậy điều kiện kèm theo bền uốn được bảo vệ Các thông số kỹ thuật và size bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng Khoảng cách trục : aw = 160 mm Môđun pháp : m = 2,5 mm Chiều rộng vành răng : bw1 = 69 mm ; bw2 = 64 mm Tỉ số truyền : u = 3,4643 Góc nghiêng của răng : b = 12 o25 ’ 45 ” Số răng : z1 = 28 răng ; z2 = 97 răng Hệ số dịch chỉnh : x1 = x2 = 0 Đường kính vòng chia : d1 = 71,68 mm ; d2 = 248,32 mm Đường kính đỉnh răng : da1 = 76,68 mm ; da2 = 253,32 mm Đường kính đáy răng : df1 = 65,43 mm ; df2 = 242,07 mm KIỂM TRA ĐIỀU KIỆN BÔI TRƠN NGÂM DẦU Ta có : Trong đó h = 2,25 ´ m + Dy ´ m = 2,25 ´ 2,5 + 0 = 5,625 H = ( 242,07 – 204,5904 ) / 2 = 18,7398 Vậy thỏa điều kiện kèm theo bôi trơn ngâm dầu Tính toán trục Chọn vật tư Chọn vật liệu sản xuất là thép 45 có sb = 600 Mpa ứng suất được cho phép : [ t1 ] = 15 Mpa ; [ t2 ] = 12 Mpa ; [ t3 ] = 25 Mpa. Mômen xoắn của những trục T1 = 11084,0528 Nmm T2 = 47483,4798 Nmm T3 = 156301,6667 Nmm Xác định sơ bộ đường kính trục chọn d1 = 17 mm chọn d2 = 28 mm chọn d3 = 34 mm Xác định khoảng cách giữa những gối đỡ và điểm đặt lực Trục I : l12 = - ( 0,5 ´ ( lm12 + bo ) + k3 + hn ) lm12 = 2 ´ d1 = 34 ( nối trục đàn hồi ) bo = 13 k3 = 10 hn = 15 Þ l12 = - 48,5 Þ l12 = 49 mm l11 = 2,5 ´ d1 = 42,5 Þ l11 = 43 mm l13 = l11 + k1 + k2 + lm13 + 0,5 ´ ( bo – b13 ´ cosd1 ) k1 = 9 k2 = 6 lm13 = 40 b13 ´ cosd1 = 30,1088 Þ l13 = 89,4456 mm Þ l13 = 90 mm Trục II : l22 = 0,5 ´ ( lm22 + bo ) + k1 + k2 lm22 = 69 bo = 17 k1 = 10 k2 = 7 Þ l22 = 60 l23 = l22 + 0,5 ´ ( lm22 + b13 ´ cosd2 ) + k1 b13 ´ cosd2 = 7,3796 Þ l23 = 108,1898 Þ l23 = 109 l21 = lm22 + lm23 + bo + 3 ´ k1 + 2 ´ k2 lm23 = 1,4 ´ 28 = 39,2 Þ l21 = 169,2 Þ l21 = 170 Lực tính năng lên những trục Bộ truyền bánh răng côn cấp nhanh Bộ truyền răng trụ răng nghiêng cấp chậm Bộ truyền xích Khớp nối đàn hồi Chọn Dt = 48 mm Þ Fx14 = 138,5507 N Tính toán lực trên những trục Trục I : Sơ đồ trục Tính toán những thành phần lực Sơ đồ mômen Trục II : Sơ đồ trục Tính toán những thành phần lực Sơ đồ mômen Trục III Sơ đồ trục Tính toán những thành phần lực Sơ đồ mômen Xác định đường kính trục Trục I [ s1 ] = 63 Mpa Trục II [ s2 ] = 63 Mpa Trục III [ s3 ] = 50 Mpa Ta chọn d10 = 12 ; d11 = 17 ; d12 = 17 ; d13 = 12 d20 = 25 ; d21 = 28 ; d22 = 28 ; d23 = 25 d30 = 32 ; d31 = 35 ; d32 = 38 ; d33 = 35 Kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục Với thép 45, sb = 600 Mpa ta có : s-1 = 0,436 ´ sb = 261,6 Mpa ; t-1 = 0,58 ´ s-1 = 151,7 Mpa ; ys = 0,05 ; yt = 0 Các trục quay, ứng suất uốn biến hóa theo chu kỳ luân hồi đối xứng smj = 0 ; saj = Mj / Wj Vì trục quay 1 chiều nên : tmj = taj = Tj / ( 2 ´ Woj ) Tiết diện Đường kính trục b ´ h t1 W Wo 22 28 8 ´ 7 4 1825 3981 30 32 10 ´ 8 5 2647 5864 32 38 10 ´ 8 5 4670 10057 Kx = 1,06 ; Ky = 1 ; Ks = 1,76 ; Kt = 1,54 Tiết diện d ( mm ) Tỉ số Ks / es Tỉ số Kt / et Ksd Ktd Ss St S Rãnh then Lắp căng Rãnh then Lắp căng 12 17 - 2,06 - 1,64 2,12 1,7 2,90 15,53 2,85 22 28 1,98 2,06 1,86 1,64 2,12 1,92 3,29 13,25 3,19 30 32 2,01 2,06 1,92 1,64 2,12 1,98 - 5,75 5,75 31 35 - 2,06 - 1,64 2,12 1,7 5,52 9,61 4,79 32 38 2,06 2,06 1,96 1,64 2,12 2,02 6,29 9,66 5,27 Kiểm nghiệm độ bền của then d lt b ´ h t1 T ( Nmm ) sd ( MPa ) tc ( MPa ) 17 18 4 ´ 4 2,5 11084,0528 48,3 18,2 28 32 8 ´ 7 4 47473,4798 35,4 13,3 32 28 10 ´ 8 5 156301,6667 116,3 34,9 38 46 10 ´ 8 5 156301,6667 59,7 17,9 Với [ sd ] = 150 MPa ; [ tc ] = 60 ¸ 90 MPa thỏa điều kiện kèm theo bền của then Tính toán chọn ổ lăn Trục I : Lực dọc trục Fa = 44,7984 N ; Lh = 10000 giờ Chọn sơ bộ ỗ đũa cỡ nhẹ ký hiệu 7203 với d = 17 mm ; D = 40 mm ; B = 12 mm ; a = 11,83 o ; C = 13,8 kN ; Co = 9,3 kN Tính kiểm nghiệm năng lực tải của ổ. e = 1,5 ´ tga = 0,3142 S1 = 0,83 ´ e ´ Fy13 = 20,5375 S2 = 0,83 ´ e ´ Fy12 = 68,2033 Xác định X và Y và ( V = 1 vì vòng trong quay ) Þ X = 1 ; Y = 0 Kt = 1 ; Kđ = 1 Q1 = ( X ´ V ´ Fy13 + Y ´ Fa1 ) ´ Kt ´ Kđ = 78,7523 N Q2 = ( X ´ V ´ Fy12 + Y ´ Fa2 ) ´ Kt ´ Kđ = 261,5297 N Như vậy ta chỉ cần tính cho ổ 2, ổ chịu lực lớn hơn ( triệu vòng ) Khả năng tải động của ổ : Cd = Q2 ´ L0, 3 = 1,9799 kN < C Vậy ổ đã chọn bảo vệ năng lực tải động Tính kiểm nghiệm năng lực tải tĩnh của ổ Với ổ đũa côn : Xo = 0,5 ; Yo = 0,22 ´ cotga = 1,0503 Qt = Xo ´ Fy12 + Yo ´ Fa2 = 202,3988 N < Fy12 Nên Qt = Fy12 = 261,5297 N < Co = 9300 N Vậy ổ đã chọn bảo vệ năng lực tải tĩnh Trục II Lực dọc trục Fa = Fa22 - Fa21 = 109,2253 N ; Lh = 10000 giờ Chọn sơ bộ ỗ đũa cỡ nhẹ ký hiệu 7205 với d = 25 mm ; D = 52 mm ; B = 15 mm ; a = 13,50 o ; C = 23,9 kN ; Co = 17,9 kN Tính kiểm nghiệm năng lực tải của ổ e = 1,5 ´ tga = 0,3601 S1 = 0,83 ´ e ´ Fy23 = 3,0025 S2 = 0,83 ´ e ´ Fy24 = 137,1978 Xác định X và Y và ( V = 1 vì vòng trong quay ) Þ X1 = 0,4 ; Y1 = 0,4 ´ cotga = 1,6661 ; X2 = 1 ; Y2 = 0 Kt = 1 ; Kđ = 1 Q1 = ( X1 ´ V ´ Fy23 + Y1 ´ Fa1 ) ´ Kt ´ Kđ = 50,6232 N Q2 = ( X2 ´ V ´ Fy24 + Y2 ´ Fa2 ) ´ Kt ´ Kđ = 459,035 N Như vậy ta chỉ cần tính cho ổ 2, ổ chịu lực lớn hơn ( triệu vòng ) Khả năng tải động của ổ Cd = Q2 ´ L0, 3 = 2,2051 kN < C Vậy ổ đã chọn bảo vệ năng lực tải động Tính kiểm nghiệm năng lực tải tĩnh của ổ Với ổ đũa côn : Xo = 0,5 ; Yo = 0,22 ´ cotga = 0,9164 Qt = Xo ´ Fy24 + Yo ´ Fa2 = 355,2458 N < Fy24 Nên Qt = Fy24 = 495,035 N < Co = 17900 N Vậy ổ đã chọn bảo vệ năng lực tải tĩnh Trục III Lực dọc trục Fa = 292,0027 N ; Lh = 10000 giờ Chọn sơ bộ ỗ đũa cỡ nhẹ ký hiệu 7207 với d = 35 mm ; D = 72 mm ; B = 17 mm ; a = 13,83 o ; C = 35,2 kN ; Co = 26,3 kN Tính kiểm nghiệm năng lực tải của ổ e = 1,5 ´ tga = 0,3693 S1 = 0,83 ´ e ´ Fy32 = 566,1733 S2 = 0,83 ´ e ´ Fy33 = 202,2913 Xác định X và Y và ( V = 1 vì vòng trong quay ) Þ X1 = 1 ; Y1 = 0 ; X2 = 0,4 ; Y2 = 0,4 ´ cotga = 1,6248 Kt = 1 ; Kđ = 1 Q1 = ( X1 ´ V ´ Fy32 + Y1 ´ Fa1 ) ´ Kt ´ Kđ = 1847,1066 N Q2 = ( X2 ´ V ´ Fy33 + Y2 ´ Fa2 ) ´ Kt ´ Kđ = 1658,3496 N Như vậy ta chỉ cần tính cho ổ 1, ổ chịu lực lớn hơn ( triệu vòng ) Khả năng tải động của ổ : Cd = Q1 ´ L0, 3 = 6,113 kN < C Vậy ổ đã chọn bảo vệ năng lực tải động Tính kiểm nghiệm năng lực tải tĩnh của ổ Với ổ đũa côn : Xo = 0,5 ; Yo = 0,22 ´ cotga = 0,8937 Qt = Xo ´ Fy32 + Yo ´ Fa1 = 2574,3125 N > Fy32 Nên Qt = 2574,3125 N < Co = 26300 N Vậy ổ đã chọn bảo vệ năng lực tải tĩnh Thiết kế vỏ hộp tụt giảm Kết cấu vỏ hộp tụt giảm phải bảo vệ vị trí tương đối giữa những chi tiết cụ thể và những bộ phận của máy, đảm nhiệm tải trọng do những cụ thể trên vỏ truyền đến, chứa dầu bôi trơn, bảo vệ những cụ thể tránh bụi bặm bụi bờ. Hộp giảm tốc gồm có : thành hộp, nẹp hoặc gân, mặt bích, gối đỡ, … Vật liệu : gang xám GX 15 – 32 Chọn mặt phẳng nắp và thân Bề mặt ghép của vỏ hộp thường được chọn song song với mặt đế, đi qua đường tâm những trục để việc lắp ghép những cụ thể thuận tiện. Xác định size cơ bản của vỏ hộp Chiều dày Thân hộp : d = 8 mm Nắp hộp : d1 = 8 mm Gân tăng cứng Chiều dày e : e = 8 mm Các bulông và vít Bulông nền M16 Bulông cạnh ổ M12 Bulông ghép bích nắp và thân M10 Vít ghép nắp cửa thăm M8 Mặt bích ghép nắp và thân Chiều dày bích thân hộp S3 = 14 mm Chiều dày bích nắp hộp S4 = 13 mm Bề rông bích nắp và thân K3 = 36 mm Mặt đế hộp Chiều dày đế hộp khi không có phần lồi S1 = 24 mm Khe hở giữa những cụ thể Giữa bánh răng với thành trong hộp D ³ 10 mm Giữa đỉnh răng với đáy hộp D1 ³ 40 mm Giữa những mặt bên bánh răng với nhau Dmb ³ 8 mm Số lượng bulông nền Z = 6 Nắp ổ Trục I Trục II Trục III D 52 52 72 D2 65 65 90 D3 82 82 115 h 8 8 10 d4 6 6 8 Z 4 4 6 Các chi tiết phụ Kết cấu trục : Các cụ thể được lắp trên trục như bánh răng khớp nối, đĩa xích được cố định và thắt chặt theo phương pháp tuyến nhờ vào những then bằng dung sai lắp ghép là H7 / k6, những bánh răng được gia công bằng giải pháp rèn hoặc dập. Vòng phớt : Không cho dầu mỡ chảy ra ngoài hộp tụt giảm và ngăn không cho bụi từ bên ngoài vào trong hộp tụt giảm. Vòng chắn dầu : Có công dụng không cho dầu tiếp xúc với mỡ bôi trơn những ổ lăn. Chốt xác định : Có tính năng xác định đúng chuẩn vị trí của nắp và thân. Nắp cửa thăm : Có tính năng để kiểm tra quan sát những cụ thể trong hộp tụt giảm khi lắp ghép và đổ dầu vào hộp, được sắp xếp trên đỉnh hộp. Nút thông hơi : Làm giảm áp suất điều hòa không khí bên trong hộp tụt giảm, nút thông hơi được lắp ở cửa thăm. Nút tháo dầu : Dùng để tháo dầu cũ không còn bảo vệ chất lượng. Que thăm dầu : Dùng kiểm tra mức dầu trong hộp tụt giảm. Bôi trơn hộp tụt giảm Ta thiết kế hộp tụt giảm được bôi trơn theo giải pháp ngâm dầu. Dầu bôi trơn : Dầu công nghiệp được dùng thoáng đãng nhất. Trong trường hợp bôi trơn lưu thông dùng dầu công nghiệp 45. Dầu tubin dùng bơi trơn những bộ truyền bánh răng quay nhanh. Dầu ôtô máy kéo AK10, AK15 dùng bôi trơn những loại hộp tụt giảm. Bảng dung sai lắp ghép Chọn cấp đúng mực Đối với bánh răng chọn cấp đúng mực là như đã thống kê giám sát Đối với trục, then và những rãnh then chọn cấp đúng chuẩn là 7 Đối với gia công những lỗ thì chọn cấp đúng chuẩn nhỏ hơn nên chọn cấp đúng mực là 6 Đối với những cụ thể khác chọn cấp đúng chuẩn cho sự rơi lệch của độ song song, độ thẳng góc, độ nghiêng, độ hòn đảo mặt đầu, độ hòn đảo mặt toàn phần là 6, còn so với độ phẳng, độ thẳng là 7 Đối với sự xô lệch của độ đồng tâm, độ đối xứng, độ giao trực, độ hòn đảo hướng tâm độ hòn đảo hướng tâm toàn phần, độ trụ, độ tròn và profin tiết diện dọc ta chọn cấp đúng chuẩn là 5 Chọn kiểu lắp Đối với những lắp then, bánh răng ta dùng kiểu lắp H7 / k6 Đối với những vòng trong chọn kiểu lắp k6 Bảng dung sai lắp ghép bánh răng Chi tiết Mối lắp es ( mm ) ei ( mm ) ES ( mm ) EI ( mm ) Độ dôi lớn nhất ( mm ) Độ hở lớn nhất ( mm ) Bánh dẫn CN + 12 + 1 + 18 0 12 17 Bánh bị dẫn CN + 15 + 2 + 21 0 15 19 Bánh dẫn CC + 15 + 2 + 21 0 15 19 Bánh bị dẫn CC + 18 + 2 + 25 0 18 23 Bảng dung sai lắp ghép những cụ thể Các mối ghép then Kích thước tiết diện b ´ h Sai lệch số lượng giới hạn chiều rộng rãnh then Chiều sâu rãnh then H9 Trên trục t1 Trên bạc t2 t1 Sai lệch số lượng giới hạn t2 Sai lệch số lượng giới hạn 4 ´ 4 + 0,03 2,5 + 0,1 2,8 + 0,1 8 ´ 7 + 0,036 4 + 0,2 3 + 0,2 10 ´ 8 + 0,036 5 + 0,2 3,3 + 0,2 Các ổ lăn Tiết diện d, mm Dung sai lắp ghép Miền ds, mm 11 ; 12 17 k6 + 12 + 1 20 ; 23 25 k6 + 15 + 2 31 ; 33 35 k6 + 18 + 2 Dung sai về độ song song, độ thẳng góc, độ nghiêng, độ hòn đảo mặt đầu, độ hòn đảo mặt toàn phần độ thẳng và độ phẳng được cho ở bảng sau : Sai lệch Khoảng size, mm Độ song song Độ thẳng góc Độ nghiêng Độ hòn đảo mặt đầu và độ hòn đảo mặt toàn phần Độ phẳng Độ thẳng đến 10 Trên 10 đến 16 Trên 16 đến 25 Trên 25 đến 40 Trên 40 đến 63 Trên 63 đến 100 Trên 100 đến 160 Trên 160 đến 250 Cấp đúng mực Dung sai, mm 6 7 4 5 6 8 10 12 16 20 Dung sai về độ đồng tâm, độ đối xứng, độ trực giao, độ hòn đảo hướng tâm, độ trụ, độ tròn và profin tiết diện dọc được cho ở bảng sau : Sai lệch Dung sai với cấp đúng mực Độ đồng tâm, độ đối xứng độ trực giao, độ hòn đảo hướng tâm độ hòn đảo hướng tâm toàn phần Độ trụ, độ tròn Profin tiết diện dọc 5 Khoảng kích cỡ, mm mm đến 3 2 trên 3 đến 10 2,5 trên 10 đến 18 3 trên 18 đến 3 đến 30 4 trên 30 đến 50 5 trên 3 trên 50 đến 10 đến 120 6 trên 10 trên 120 đến 18 đến 250 8 trên 18 trên 250 đến 30 đến 400 10 trên 30 trên 400 đến 50 12 trên 50 đến 120 14 trên 120 đến 250 16 CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN ( SV DIỆP BẢO DUY ) Chọn động cơ P = = = 1,6 ( kw ) Từ bảng 2.4 ( khi trình diễn trên máy tính phải chèn bảng này vào ux = 4 uh = 12 Khi đó số vòng xoay sơ bộ của động cơ nsb = nlv. u = 30. 12. 4 = 1440 vg / ph Động cơ được chọn phải thỏa điều kiện kèm theo : Từ điều kiện kèm theo trên và tra bảng P1. 3 ta chọn Dk 41 – 2 có : p = 1,7 kW ; n = 1420 vg / ph Phân phối tỉ số truyền Tỉ số truyền ut của mạng lưới hệ thống ut = = 47,3 uh = = 14 Phân phối tỉ số truyền trong hộp tụt giảm theo điều kiện kèm theo bôi trơn ngâm dầu. Sử dụng hình 3.18 với : Công suất, mômen xoắn và số vòng xoay trên những trục p3 = = = 1,47 ( kw ) p2 = = = 1,53 ( kw ) p1 = = = 1,59 ( kw ) n1 = nđc = 1420 vg / ph n2 = = = 296 vg / ph n3 = = = 101 vg / ph T1 =. 9,55. 106 =. 9,55. 106 = 10693,34 N.mm T2 =. 9,55. 106 =. 9,55. 106 = 49363,18 N.mm T3 =. 9,55. 106 =. 9,55. 106 = 138995 N.mm TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY ( SV DIỆP BẢO DUY ) Thiết kế truyền xích ( Phần toán xích sử dụng công thức theo 2 ) Ta có những số liệu sau : u = 3,38 n = 101 vg / ph P = 1,47 Kw 1 - Chọn loại xích ống con lăn. 2 - Chọn số răng của đĩa xích dẫn theo công thức : z1 = 29 – 2 u = 29 – u. 3,38 = 22 răng 3 - Tính số răng đĩa xích lớn theo công thức : z2 = uz1 = 3,38. 22 = 74 răng 4 - Xác định những thông số điều kiện kèm theo sử dụng xích K theo công thức ( 5.22 ) : K = KrKaKoKdcKbKlv = 1,2. 1.1,25. 1.1,5. 1,12 = 2,52 trong đó : Kr - thông số tải trọng động : nếu dẫn động bằng động cơ điện và tải trọng ngoài tác động ảnh hưởng lên bộ truyền tương đối êm thì Kr = 1 Ka - thông số xét đến ảnh hưởng tác động của khoảng cách trục a = ( 30 ¸ 50 ) pc thì Ka = 1 Ko - thông số xét đến tác động ảnh hưởng của cách sắp xếp bộ truyền, khi đường nối hai tâm đĩa xích hợp với đường nằm ngang một góc lớn hơn 60 o thì Ko = 1,25 Kdc - thông số xét đến tác động ảnh hưởng của năng lực kiểm soát và điều chỉnh lực căng xích : nếu trục kiểm soát và điều chỉnh được thì Kdc = 1 Kb - thông số xét đến điều kiện kèm theo bôi trơn : bôi trơn định kỳ Kb = 1,5 Klv - thông số xét đến chính sách thao tác : thao tác 2 ca bằng 1,12. Hệ số Kn = n01 / n1 = 200 / 101 = 1,98 Hệ số Kz = z01 / z1 = 25/22 = 1,14 Chọn xích một dãy, cho nên vì thế Kx = 1. 5 - Tính hiệu suất giám sát Pt : Theo bảng 5.4 theo cột n01 = 200 vg / ph ta chọn bước xích pc = 25,4 mm. 6 - Theo bảng 5.2 số vòng xoay tới hạn tương ứng bước xích 25,4 mm là nth = 800 vg / ph, nên điều kiện kèm theo n < nth được thỏa. 7 - Xác định tốc độ trung bình v của xích theo công thức ( 5.10 ) : Lực vòng có ích : 8 - Tính toán kiểm nghiệm bước xích pc theo công thức ( 5.26 ) với [ po ] chọn theo bảng 5.3 là 30MP a : Do pc = 25,4 mm nên điều kiện kèm theo trên được thỏa. 9 - Chọn khoảng cách trục sơ bộ a = ( 30 ¸ 50 ) pc = 40.25,4 = 1016 mm. Số mắt xích X theo công thức ( 5.8 ) : X = = 130 Chọn X = 130 mắt xích. Chiều dài xích L = pcX = 25,4. 130 = 3302 mm. Tính đúng chuẩn khoảng cách trục theo công thức ( 5.9 ) : Ta chọn a = 1016 mm ( giảm khoảng cách trục ( 0,002 ¸ 0,004 ) a ) 10 - Số lần va đập xích trong 1 giây : Theo bảng ( 5.6 ) với bước xích pc = 25,4 mm, ta chọn [ i ] = 20. Kiểm tra xích theo thông số bảo đảm an toàn theo công thức ( 5.28 ) : Tải trọng tàn phá Q tra theo bảng 5.1 với bước xích pc = 25,4 mm thì Q = 50 kN = 50000N. Lực trên nhánh căng F1 » Ft = 1563,8 N ( 5.15 ) Lực căng do lực ly tâm gây nên xác lập theo công thức ( 5.16 ) : Fv = qmv2 = 2,6. 0,942 = 2,3 N Lực căng khởi đầu của xích Fo xác lập theo công thức ( 5.17 ) : Fo = Kf aqmg = 1.1016.2,6. 9,81 = 25,9 N 11 - Tính lực tính năng lên trục theo công thức ( 5.19 ) : Fr = KmFt = 1.1563,8 = 1563,8 N 12 - Đường kính đĩa xích : = 155,65 mm = 583,74 mm Thiết kế bánh răng ( Các công thức cũng như bảng tra sử dụng trong phần này đều lấy từ [ 1 ] ) Ta thống kê giám sát thiết kế bộ truyền bánh răng theo những bước sau đây : Chọn vật tư Xác định ứng suất cho phép Tính sơ bộ một kích cỡ cơ bản của truyền đông bánh răng trên cơ sở đó xác lập những yếu tố ảnh hưởng tác động đến năng lực thao tác của bộ truyền rồi triển khai kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và về quá tải. Xác định những kích cỡ hình học của bộ truyền. 1. Chọn vật tư. Ta chọn vật tư cho hai cặp bánh răng như nhau : Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải tổ Độ rắn HB = 241 … 285 = 850 MPa = 580 MPa Bánh lớn : Dùng vật tư thép 45 được tôi cải tổ Độ rắn HB = 241 … 285 = 750 MPa = 450 MPa 2. Xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn được cho phép - Ta chọn độ rắn cho những bánh răng : Bánh nhỏ 260 HB Bánh lớn 240 HB - Số chu kỳ luân hồi thao tác cơ sở : chu kỳ luân hồi chu kỳ luân hồi = Chu kỳ - Số chu kỳ luân hồi thao tác Chu kỳ Chu kỳ Chu kỳ Chu kỳ Vì Cho nên - Theo bảng 6.13 số lượng giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn của những bánh răng xác lập như sau : đ - Ứng suất tiếp xúc được cho phép Khi tôi cải tổ SH = 1,1 do đó - Ứng suất cho phép thống kê giám sát - Ứng suất uốn được cho phép Bộ truyền quay một chiều K = 1. Ta chọn : 3. Tính toán bộ truyền cấp nhanh. u = 4,79 P = 1,59 n = 1420 vg / ph T = 10693,3 N.mm a ) Xác định sơ bộ khoảng cách trục Theo Bảng 6.6 chọn. với răng nghiêng K = 43 => Ta chọn aw1 = 100 mm. b ) Xác định những thông số kỹ thuật ăn khớp Mô đun m = ( 0,01 … 0,02 ) aw = ( 0,01 … 0,02 ). 100 = 1 .. 2 mm Chọn m = 2 Ta có : Chọn Z = 17 => Z2 = Z1. u = 17.4,79 = 81 răng Từ đó ta suy ra góc nghiêng c ) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc trên măt răng thao tác Zm = 274 tg110 => = 20,290 ZH = => Z = dw1 = 2 aw / ( u + 1 ) = 2.100 / 5,79 = 34,54 ( mm ) Vận tốc vòng Bảng 6.13 răng nghiêng có v = 2,568 => dùng CCX 9 => => – Xác định đúng mực ứng suất tiếp xúc được cho phép : thỏa d ) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Bảng 6.7 Bảng 6.14 Do đó Với – Số răng tương tự Zv1 = Theo bảng 6.18 ta được YR = 1 ( bánh răng phay ) KxF = 1 = 240,7. 1.1,03. 1 = 247,92 MPa = 228,84 MPa Ta không kiểm tra quá tải. e ) Các thông số kỹ thuật của bộ truyền Khoảng cách trục aw = 100 Mô đun pháp m = 2 Chiều rộng vành răng bw = 20 mm Tỉ số truyền u = 4,79 Góc nghiêng răng = 11 Số răng Z1 = 17 Z2 = 81 Hệ số dịch chỉnh x1 = 0 x2 = 0 Đường kính vòng chia d1 = mZ1 / cos = 34 d2 = m. Z2 / cos11 = 165 Đường kính vòng đỉnh da1 = d1 + 2. m = 38 da2 = d2 + 2. m = 169 Đường kính vòng đáy df1 = d1 – 2,5. m = 29 df2 = d2 – 2,5. m = 160. 4. Tính toán bộ truyền cấp chậm. u = 2,92 P = 1,53 n = 296 vg / ph T = 49363,18 N.mm a ) Xác định sơ bộ khoảng cách trục Theo Bảng 6.6 chọn 5. với răng nghiêng K = 43 => Ta chọn aw1 = 120 mm. b ) Xác định những thông số kỹ thuật ăn khớp Mô đun m = ( 0,01 … 0,02 ) aw = ( 0,01 … 0,02 ). 120 = 1,2 .. 2,4 mm Chọn m = 2 Ta có : Chọn Z = 30 => Z2 = Z1. u = 30.2,92 = 88 răng Từ đó ta suy ra góc nghiêng c ) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc trên măt răng thao tác Zm = 274 MPa1 / 3 tg110 => = 20,290 ZH = => Z = dw1 = 2 aw / ( u + 1 ) = 2.120 / 3,92 = 61,22 ( mm ) Vận tốc vòng Bảng 6.13 răng nghiêng có v = 0,948 m / s => dùng CCX 9 => => – Xác định đúng chuẩn ứng suất tiếp xúc được cho phép : > 437 d ) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Bảng 6.7 Bảng 6.14 Do đó Với – Số răng tương tự Zv1 = Theo bảng 6.18 ta được YR = 1 ( bánh răng phay ) KxF = 1 = 240,7. 1.1,03. 1 = 247,92 MPa = 228,84 MPa Ta không kiểm tra quá tải. e ) Các thông số kỹ thuật của bộ truyền Khoảng cách trục aw = 120 Mô đun pháp m = 2 Chiều rộng vành răng bw = 30 mm Tỉ số truyền u = 2,92 Góc nghiêng răng = 11 Số răng Z1 = 30 Z2 = 88 Hệ số dịch chỉnh x1 = 0 x2 = 0 Đường kính vòng chia d1 = mZ1 / cos = 61 d2 = m. Z2 / cos11 = 180 Đường kính vòng đỉnh da1 = d1 + 2. m = 65 da2 = d2 + 2. m = 184 Đường kính vòng đáy df1 = d1 – 2,5. m = 56 df2 = d2 – 2,5. m = 175. 5. Kiểm tra điều kiện kèm theo bôi trơn ngâm dầu. Điều kiện bôi trơn ngâm dầu : những bánh răng lớn của trục phải có mức dầu ngập quá đỉnh răng. Tuy nhiên không được ngập quá 1/3 nửa đường kính vòng lăn bánh lớn. Từ hình vẽ ta thấy để bôi trơn ngâm dầu thì phải thỏa điều kiện kèm theo : Theo tác dụng thống kê giám sát được ta có : H = 184 – 160 = 24 R / 3 = 184 / 3 = 61,3 H R / 3 Vậy điều kiện kèm theo bôi trơn ngâm dầu được thỏa mãn nhu cầu. Tính toán trục Ta đo lường và thống kê thiết kế trục theo trình tự sau đây : Chọn vật tư Tính thiết kế trục về độ bền Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi Trường hợp thiết yếu cần thực thi kiểm nghiệm trục về độ cứng so với trục quay nhanh còn kiểm nghiệm trục về độ không thay đổi. 1. Chọn vật tư : Chọn vật tư sản xuất trục là thép 45 có, ứng suất xoắn được cho phép. 2. Xác định sơ bộ đường kính trục 3. Xác định khoảng cách giữa những gối đỡ và những điểm đặt lực. Ta có 1 số ít ký hiệu sẽ dùng : k : số thứ tự những trục i : số thứ tự của tiết diện, i = 0 và 1 những tiết diện trục lắp ổ lm : chiều dài mayơ bánh đai, bánh răng trụ k1 : Khoảng cách từ mặt mút của cụ thể quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa những cụ thể quay. k2 : Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp. k3 : Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết cụ thể quay đến nắp ổ. hn : Chiều cao của nắp ổ và đầu bulông. Trục 2 b ) Trục 1 c ) Trục 3 Các khoảng cách còn lại được xác lập dựa vào những khoảng cách trên. 4. Xác định trị số và chiều của những lực từ chi tiết cụ thể quay công dụng lên trục. Tính lực công dụng lên những trục a ) Tính toán trục 1 Các lực tính năng : Nối trục đàn hồi không gây ra lực công dụng lên trục. Sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen trục 1 của hộp tụt giảm khai triển b ) Tính toán trục 2 Sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen trục 2 hộp tụt giảm khai triển c ) Trục 3 Lực do bộ truyền xích tính năng lên trục Fr = 1563,8 N Sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen của trục 3 5. Xác định đường kính và chiều dài những đoạn trục * Xác định đường kính trục tại những tiết diện ( Trong trường hợp này để đơn thuần ta ký hiệu tiết diện tiên phong là 0 và được đánh số tăng dần từ trái sang phải. ) Ap dụng công thức Đường kính trục tại tiết diện j : Với [ ] = 50 MPa Từ công thức tổng quát trên ta tính Mômen và đường kính tại những tiết diện Mtd10 = 9260,67 Nmm d10 = 12,28 mm Mtd11 = 9260,67 Nmm d11 = 12,28 mm Mtd12 = 21102,99 Nmm d12 = 16,16 mm Mtd13 = 0 d13 = 0 Mtd20 = 0 d20 = 0 Mtd21 = 63970,11 Nmm d21 = 23,9 mm Mtd22 = 90806,62 Nmm d22 = 26,29 mm Mtd23 = 0 d23 = 0 Mtd30 = 0 d30 = 0 Mtd31 = 127890 Nmm d31 = 29,46 mm Mtd32 = 160598,97 Nmm d32 = 31,79 mm Mtd33 = 120338,56 Nmm d33 = 28,87 mm. Dựa vào nhu yếu về lắp ráp và tính công nghệ tiên tiến ta chọn đường kính tại những tiết diện như sau : d10 = 20 mm d20 = 25 mm d30 = 35 mm d11 = 20 mm d21 = 28 mm d31 = 38 mm d12 = 22 mm d22 = 28 mm d32 = 35 mm d13 = 17 mm d23 = 25 mm d33 = 30 mm. 6. Kiểm nghiệm trục a ) kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi. Với vật tư là thép 45 ta có những thông số kỹ thuật sau : b ) Các trục hộp tụt giảm quay đều ứng suất uốn biến hóa theo chu kỳ luân hồi đối xứng Trục quay 1 chiều ứng suất xoắn biến hóa theo chu kỳ luân hồi mạch động. do đó : c ) Xác định thông số bảo đảm an toàn ở những tiết diện nguy hại 12,21,22,31,32 d ) Chọn lắp ghép : những ổ lăn lắp trên trục theo k6, lắp bánh răng, bánh đai, nối trục theo k6 phối hợp với lắp then. Kích thước của then ( B 9.1 ), trị số của mômen cản uốn và mômen cản xoắn ( B10. 6 ) ứng với những tiết diện trục như sau : Tiết diện Đường kính trục b. h t1 W ( mm3 ) W0 ( mm3 ) 12 22 1045,36 2090,7 21 28 8 * 7 4 1825,99 3981,12 22 28 8 * 7 4 1825,99 3981,12 31 38 10 * 8 5 4670,59 10057,64 32 35 4209,2 8418,49 e ) Xác định những thông số so với những tiết diện nguy hại theo công thức sau Các trục được gia công trên máy tiện tại những tiết diện nguy khốn nhu yếu Ra = 2,5 … 0,63 do đó thông số tăng bền mặt phẳng Kx = 0,6 Hệ số tăng bền mặt phẳng Ky = 1,8 … 2 so với trục thấm những bon. ta chọn Ky = 2 Trị số của thông số size Dựa vào bảng 10.10 với vật tư thép cacbon Ta có Bảng 10.12 so với trục có rãnh then, gia công bằng dao phay ngón Ta có : f ) Xác định thông số bảo đảm an toàn Ứng suất pháp và ứng suất tiếp được xác lập bởi : Bảng hiệu quả tdiện d S S 12 22 1,05 1,08 18,13 0 2,56 2,56 0,33 0,34 43,72 174,3 42,4 21 28 2 1,9 26,06 0 6,2 6,2 1,03 0,98 5,02 12,88 4,67 22 28 2 1,9 43,87 0 6,2 6,2 1,03 0,98 2,98 12,88 2,9 31 38 2,07 1,97 9,27 0 6,9 6,9 1,07 1,02 13,6 11,16 8,63 32 35 2,06 1,64 25,26 0 8,25 8,25 1,06 0,85 9,77 21,63 1,64 Ta thấy những thông số bảo đảm an toàn tại những tiết diện nguy hại đều lớn hơn 2,5 Do vậy cả 3 trục đều bảo vệ bảo đảm an toàn về độ bền mỏi 7. Kiểm nghiệm độ bền của then Đối với những trục dùng mối ghép then cần kiểm tra độ bền dập và theo công thức sau : Với lt = 1,35 d so với then sử dụng tai hai côngxôn, còn then lắp bánh răng được chọn theo kích cỡ ưu tiên. d ( mm ) lt t1 T ( Nmm ) 17 22 6 * 6 3,5 10693,3 22,87 9,53 28 16 8 * 7 4 49363,18 73,46 27,55 28 25 8 * 7 4 49363,18 47 17,63 38 25 10 * 8 5 138955 97,5 29,25 30 40 10 * 8 5 138955 77,2 23,16 Với tải trọng tính Tất cả những khớp nối đều bảo vệ độ bền dập và độ bền cắt. Tính toán chọn ổ lăn Ta chọn ổ lăn theo trình tự sau đây : Chọn loại ổ lăn Chọn sơ bộ kích cỡ ổ Kiểm nghiệm năng lực tải của ổ Kiểm nghiệm năng lực tải tĩnh của ổ Chọn ổ cho trục 1 Ta có những số liệu sau : Số vòng xoay n = 1420 vg / ph Tuổi thọ Lh = 10000 h => tuổi thọ tính bằng triệu vòng xoay Đường kính ngõng trục d = 20 mm Lực hướng tâm tính năng lên ổ 0 : Fr0 = Lực hướng tâm tính năng lên ổ 1 : Fr1 = Lực dọc trục Fa = 106,97 ( N ) Ta đo lường và thống kê chọn ổ theo Fr0 = 430,69 Ta có Fa / Fr = 106,97 / 430,69 = 0,248 < 0,3 do đó ta sẽ sử dụng ổ bi đỡ 1 dãy để tăng tính kinh tế tài chính. Dựa vào đường kính ngõng trục ta chọn ổ có số hiệu 104 với những thông số kỹ thuật : d = 20 D = 42 B = 12 C = 7,36 kN C0 = 4,54 kN Sơ đồ ổ Kiểm nghiệm theo năng lực tải Xác định tải trọng động quy ước Hệ số ảnh hưởng tác động của nhiệt độ k Hệ số kể đến đặc tính tải trọng B11. 3 kd = 1 Hệ số tải trọng hướng tâm X = 0,56 Hệ số tải trọng dọc trục Y = 1,99 Vòng trong quay V = 1 => Q = 454 N Khi đó : Vậy ổ được chọn thỏa nhu yếu. Chọn ổ cho trục 2 Ta có những số liệu sau : Số vòng xoay n = 296 vg / ph Tuổi thọ Lh = 10000 h => tuổi thọ tính bằng triệu vòng xoay Đường kính ngõng trục d = 25 mm Lực hướng tâm tính năng lên ổ 0 : Fr0 = Lực hướng tâm tính năng lên ổ 1 : Fr1 = Lực dọc trục Fa = 266 ( N ) Ta thống kê giám sát chọn ổ theo Fr1 = 1634,85 N Ta có Fa / Fr = 266 / 1634,85 = 0,16 < 0,3 do đó ta sẽ sử dụng ổ bi đỡ 1 dãy để tăng tính kinh tế tài chính. Dựa vào đường kính ngõng trục ta chọn ổ có số hiệu 205 với những thông số kỹ thuật : d = 25 D = 52 B = 15 C = 11 kN C0 = 7,09 kN Sơ đồ ổ Kiểm nghiệm theo năng lực tải Xác định tải trọng động quy ước Hệ số ảnh hưởng tác động của nhiệt độ k Hệ số kể đến đặc tính tải trọng B11. 3 kd = 1 Hệ số tải trọng hướng tâm X = 1 Hệ số tải trọng dọc trục Y = 0 => Q = 1634,85 N Khi đó : Vậy ổ được chọn thỏa nhu yếu. Chọn ổ cho trục 3 Ta có những số liệu sau : Số vòng xoay n = 101 vg / ph Tuổi thọ Lh = 10000 h => tuổi thọ tính bằng triệu vòng xoay Đường kính ngõng trục d = 35 mm Lực hướng tâm công dụng lên ổ 0 : Fr0 = Lực hướng tâm tính năng lên ổ 1 : Fr1 = Lực dọc trục Fa = 372,5 ( N ) Ta đo lường và thống kê chọn ổ theo Fr1 = 3384,15 N Ta có Fa / Fr = 372,5 / 3384,15 = 0,11 < 0,3 do đó ta sẽ sử dụng ổ bi đỡ 1 dãy để tăng tính kinh tế tài chính. Dựa vào đường kính ngõng trục ta chọn ổ có số hiệu 207 với những thông số kỹ thuật : d = 35 D = 72 B = 17 C = 20,1 kN C0 = 13,9 kN Sơ đồ ổ Kiểm nghiệm theo năng lực tải Xác định tải trọng động quy ước Hệ số ảnh hưởng tác động của nhiệt độ k Hệ số kể đến đặc tính tải trọng B11. 3 kd = 1 Hệ số tải trọng hướng tâm X = 1 Hệ số tải trọng dọc trục Y = 0 Vòng trong quay V = 1 => Q = 3384,15 N Khi đó : 20,1 Vậy ổ được chọn thỏa nhu yếu. Thiết kế vỏ hộp Việc thiết kế vỏ hộp tụt giảm phải bảo vệ vị trí tương đối giữa những chi tiết cụ thể và những bộ phận của máy, đủ tiếp đón tải trọng do những cụ thể trên vỏ truyền đến, chứa dầu bôi trơn, bảo vệ những chi tiết cụ thể khỏi bám bụi. Hộp giảm tốc gồm có : thành hộp nẹp và gân, mặt bích gối đỡ Vật liệu : gang xám GX 15-32 1. chọn mặt phẳng nắp và thân Bề mặt ghép thường chọn song song với mặt đế đi qua đường tâm những trục để bảo vệ lắp ghép những chi tiết cụ thể thuận tiện. 2. Xác định size cơ bản của vỏ hộp Chiều dày Thân hộp : Nắp hộp : Gân tăng cứng Chiều dày e : e = ( 0,8 … 1 ) = 7 Chiều cao h : h = 29 mm Độ dốc : khoảng chừng 20 Các đường kính Bulông nền d1 = 16 Bulông cạnh ổ d2 = 12 Bulông ghép bích nắp và thân d3 = 10 Vít ghép nắp ổ d4 = 8 Vít ghép nắp cửa thăm d5 = 6 Mặt bích ghép nắp và thân Chiều dày bích thân hộp S3 = 18 Chiều dày bích nắp hộp S4 = 18 Bề rông bích nắp và thân k3 = 35 Mặt đế hộp Chiều dày đế hộp khi không có phần lồi S1 = 20 mm Khe hở giữa những chi tiết cụ thể Giữa bánh răng với thành trong hộp Giữa đỉnh răng với đáy hộp Giữa những mặt bên bánh răng với nhau Số lượng bulông nền Z = ( L + B ) / ( 200 … 300 ) = 3 Kích thước nắp ổ Trục I Trục II Trục III D 42 52 72 D2 54 65 90 D3 68 80 115 D4 32 42 65 h 8 8 8 d4 6 6 6 Z 4 4 4 Các size này được kiểm soát và điều chỉnh so với kích cỡ đưa ra ở B 18.2 cho tương thích với nhu yếu công nghệ tiên tiến. Các chi tiết phụ Kết cấu trục : Các cụ thể được lắp trên trục như bánh răng khớp nối, đĩa xích được cố định và thắt chặt theo phương pháp tuyến nhờ vào những then bằng dung sai lắp ghép là H7 / k6, những bánh răng được gia công bằng chiêu thức rèn hoặc dập. Vòng phớt : không cho dầu mỡ chảy ra ngoài hộp tụt giảm và ngăn không cho bụi từ bên ngoài vào trong hộp tụt giảm. Vòng chắn dầu : có tính năng không cho dầu tiếp xúc với mỡ bôi trơn những ổ lăn. Chốt xác định : có công dụng xác định đúng chuẩn vị trí của nắp và thân. Nắp cửa thăm : có công dụng để kiểm tra quan sát những chi tiết cụ thể trong hộp tụt giảm khi lắp ghép và đổ dầu vào hộp, được sắp xếp trên đỉnh hộp. Nút thông hơi : làm giảm áp suất điều hòa không khí bên trong hộp tụt giảm, nút thông hơi được lắp ở cửa thăm. Nút tháo dầu : dùng để tháo dầu cũ không còn bảo vệ chất lượng Que thăm dầu : dùng kiểm tra mức dầu trong hộp tụt giảm. 7. BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC Ta thiết kế hộp tụt giảm được bôi trơn theo giải pháp ngâm dầu. Dầu bôi trơn : Dầu công nghiệp được dùng thoáng rộng nhất. Trong trường hợp bôi trơn lưu thông dùng dầu công nghiệp 45 Dầu ôtô máy kéo AK10, AK15 dùng bôi trơn những loại hộp tụt giảm. Bảng dung sai lắp ghép Chọn cấp đúng mực Đối với bánh răng chọn cấp đúng chuẩn là 9 Đối với trục, then và những rãnh then chọn cấp đúng mực là 7 Đối với gia công những lỗ thì chọn cấp đúng mực nhỏ hơn nên chọn cấp đúng mực là 6 Đối với những chi tiết cụ thể khác chọn cấp đúng chuẩn cho sự xô lệch của độ song song, độ thẳng góc, độ nghiêng, độ hòn đảo mặt đầu, độ hòn đảo mặt toàn phần là 6, còn so với độ phẳng, độ thẳng là 7 Đối với sự xô lệch của độ đồng tâm, độ đối xứng, độ giao trực, độ hòn đảo hướng tâm độ hòn đảo hướng tâm toàn phần, độ trụ, độ tròn và profin tiết diện dọc ta chọn cấp đúng mực là 5 Chọn kiểu lắp Đối với những lắp then, bánh răng ta dùng kiểu lắp H7 / k6 Đối với những vòng trong chọn kiểu lắp k6 Bảng dung sai lắp ghép những cụ thể Các mối ghép then Kích thước tiết diện b * h Sai lệch số lượng giới hạn chiều rộng rãnh then Chiều sâu rãnh then H9 Trên trục t1 Trên bạc t2 t1 Sai lệch số lượng giới hạn t2 Sai lệch số lượng giới hạn 6 * 6 + 0,03 3,5 + 0,1 2,8 + 0,1 8 * 7 + 0,036 4 + 0,2 3 + 0,2 8 * 7 + 0,036 4 + 0,2 3 + 0,2 10 * 8 + 0,036 5 + 0,2 3,3 + 0,2 10 * 8 + 0,036 5 + 0.2 3,3 + 0,2 Các ổ lăn Tiết diện d ( mm ) Dslg Dslg ( ) 12 20 k6 + 15 + 2 21,22 25 k6 + 15 + 2 31,32 35 k6 + 18 + 2 Dung sai về độ song song, độ thẳng góc, độ nghiêng, độ hòn đảo mặt đầu, độ hòn đảo mặt toàn phần độ thẳng và độ phẳng được cho ở bảng sau : Sai lệch Khoảng kíchthuớc ( mm ) Độ song song Độ thẳng góc Độ nghiêng Độ hòn đảo mặt đầu và độ hòn đảo mặt toàn phần Độ phẳng Độ thẳng đến 10 Trên 10 đến 16 Trên 16 đến 25 Trên 25 đến 40 Trên 40 đến 63 Trên 63 đến 100 Trên 100 đến 160 Trên 160 đến 250 Cấp đúng chuẩn 6 7 4 5 6 8 10 12 16 20 Dung sai về độ đồng tâm, độ đối xứng, độ trực giao, độ hòn đảo hướng tâm, độ trụ, độ tròn và profin tiết diện dọc được cho ở bảng sau : Sai lệch Dung sai với cấp đúng mực Độ đồng tâm, độ đối xứng độ trực giao, độ hòn đảo hướng tâm độ hòn đảo hướng tâm toàn phần Độ trụ, độ tròn Profin tiết diện dọc Oc5 Khoảng size, mm đến 3 2 trên 3 đến 10 2,5 trên 10 đến 18 3 trên 18 đến 3 đến 30 4 trên 30 đến 50 5 trên 3 trên 50 đến 10 đến 120 6 trên 10 trên 120 đến 18 đến 250 8 trên 18 trên 250 đến 30 đến 400 10 trên 30 trên 400 đến 50 12 trên 50 đến 120 14 trên 120 đến 250 16 KẾT LUẬN Trong nền kinh tế thị trường lúc bấy giờ, một loại sản phẩm muốn thành công xuất sắc phải cung ứng được những nhu yếu về chất lượng, giá tiền, mẫu mã và đặc biệt quan trọng là yếu tố thời hạn. Một mẫu sản phẩm tung ra đúng thời gian, phân phối đúng nhu yếu người mua chắc như đinh sẽ gặt hái thành công xuất sắc và ngược lại. Muốn thõa mãn được những nhu yếu trên, nhóm thiết kế phải thực sự có được một nền tảng kỹ năng và kiến thức vững chãi, cũng như một giải pháp thao tác đúng đắn. ĐAMH Thiết kế Hệ thống Truyền động Cơ khí tiếp sau những môn học Nguyên lý máy, Chi tiết máy, Phương pháp Thiết kế kỹ thuật. Thực sự là hài hòa và hợp lý để sinh viên hoàn toàn có thể nắm vững những kiến thức và kỹ năng nền tảng quan trọng. Cuối cùng, một lần nữa chúng em xin chân thành cảm ơn tiến sỹ. Nguyễn Thanh Nam Đã tận tình hướng dẫn chúng em thực thi đồ án này. TÀI LIỆU THAM KHẢO : [ 1 ] Trịnh Chất – Lê Văn Uyển : Tính toán thiết kế Hệ dẫn động cơ khí, tập 1 và 2 Nhà xuất bản Giáo dục đào tạo, 2003. [ 2 ] Nguyễn Hữu Lộc : Cơ sở Thiết kế máy Nhà xuất bản Đại học Quốc gia Thành phố Hồ Chí Minh, 2004. [ 3 ] Nguyễn Thanh Nam : Phương Pháp Thiết Kế Kỹ Thuật Nhà xuất bản Đại học Quốc gia Thành phố Hồ Chí Minh, 2002. [ 4 ] Một số tài liệu từ Internet .