Đồ án chi tiết máy trường đại học CNHN

Bạn đang xem bản rút gọn của tài liệu. Xem và tải ngay bản đầy đủ của tài liệu tại đây (1.15 MB, 67 trang )

Trang 1<div class="page_container" data-page="1">

Thiết kế sơ đồ hệ thống dẫn động cơ khí

4.Khớp nối5.Băng tải

Các số liệu cho trước:

</div>Trang 2<div class="page_container" data-page="2">

Chương 1 : Chọn Động Cơ Và Phân Phối Tỉ Số Truyền

1.Chọn Động cơ

1.1.Công suất yêu cầu của động cơ:

-Ta có cơng suất u cầu của động cơ : Pct = Pt

Pct : là công suất yêu cầu trên trục động cơ Pt : là Cơng suất tính tốn trên trục cơng tác η : là hiệu suất hệ dẫn động

-Do tải trọng của hệ thay đổi nên Pt = Ptđ , tính Ptđ theo cơng thức 2.14[1]:

-Theo dữ liệu đề bài sẽ có: ηol là hiệu suất của ổ lăn

ηk là hiệu suất của khớp nối trục ηd là hiệu suất của bộ truyền đai

ηBr là hiệu suất của bộ truyền bánh răng

</div>Trang 3<div class="page_container" data-page="3">

1.4.Số vòng quay sơ bộ của động cơ

-Số vòng quay sơ bộ của động cơ :

nsb = nlv . ut ( theo công thức 2.18 [1] )

</div>Trang 4<div class="page_container" data-page="4">

Bảng 1 : Bảng thông số kĩ thuật động cơ đã chọn

-Kiểm nghiệm điều kiện quá tải của động cơ :

Ta có : =1,68 < 2,0 = , động cơ đã chọn thỏa mãn điều kiện làm việc.

2.Phân phối tỉ số truyền :

2.1.Xác định tỉ số truyền thực tế

-Tỉ số truyền thực tế của hệ được tính theo cơng thức 3.23[1], có : ut = nđc

nlv =57 ,3968 = 16,89

2.2.Phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền

-Vì bộ truyền ngoài là đai thang ta sẽ chọn tỉ số truyền chuẩn theo trang 49[1], sẽ có : un = 4

-Theo cơng thức 3.24[1], có: ut= un.uh

</div>Trang 5<div class="page_container" data-page="5">

un= 16,894 = 4,22

Vậy chọn ubr=uh=4,22 ; uđ=un=4

3.Tính các thơng số trên trục

3.1.Tính cơng suất trên các trục

- Công suất trên trục II : PII= Plv

</div>Trang 6<div class="page_container" data-page="6">

Tlv=9,55.106.Plv

nlv =9,55.106.5,76

57 ,3=960000(N.mm)

</div>Trang 7<div class="page_container" data-page="7">

Ta có bảng thơng số kỹ thuật như sau :

</div>Trang 8<div class="page_container" data-page="8">

CHƯƠNG 2 : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI

Thông số yêu cầu:

</div>Trang 9<div class="page_container" data-page="9">

=> Chọn đai vải cao su

2.2 .Xác định tiết diện đai và chiều rộng bánh đai:

40 =5,6 mm, theo bảng 4.1[1] dùng loại đai Ƃ-800

- Ứng suất có ích cho phép , theo công thức 4.10[1] :

[

σF

]

=

[

σF

]

0. Cα.CV. C0=2,2.0,932.0,9885 .1=2,0268Trong đó:

[

σF

]

0=k1−k2. δ

ích cho phép xác định thực nghiệm đối với các loại đai

với phương nằm ngang tới 60 ° , địn h k ìđ i ề u c hỉ n h k h o ả ng c á c h tr ụ c) của lực li tâm đến độ bám của đai trên bánh đai :

Cv=1−kv.(0,01 v2−1) với kv=0,04 đối với đai vải cao su, đai da,….

⟹ Cv=1−0,04.(0,01 .11,352−1)=0,9885- C0 là hệ số kể đến ảnh hưởng của bộ truyền trong không gian và phương pháp căng đai, tra bảng 4.12[1]:

0 ° →60 °)

- Do làm việc va đập nhẹ , 3 ca làm việc nên ta tính được trị số tải trọng

</div>Trang 11<div class="page_container" data-page="11">

2.4. Bảng kết quả tính tốn:

</div>Trang 12<div class="page_container" data-page="12">

CHƯƠNG 3: TÍNH TỐN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ

</div>Trang 13<div class="page_container" data-page="13">

σHlim2° =2 HB2+70=2 ×235+70=540 ( MPa)Flim2 =1,8 HB2=1,8 ì235=423 ( MPa)ã KFC: h s

uốn: mH, mF=6, với bánh răng có HB≤ 350.

* Bánh chủ động:

NH 01=30 HB12,4=30 ×2502,4=17,0678 ×106NF 01=4 ×106* Bánh bị động:

NH 02=30 HB22,4=30 ×2352,4=14,7124 ×106NF 02=4 ×106- NHE, NFE: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Do bộ truyền chịu tải trọng thay đổi:

* ti: tổng số giờ làm việc của răng ở chế độ i đang xét (ti=Lh¿

</div>Trang 15<div class="page_container" data-page="15">

Với bánh răng thường hóa, tơi cải thiện hoặc tơi thể tích:

[

σH

]

max=2,8 σch 2=2,8× 450=1260(MPa)−¿Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

[

σF 1

]

max=0,8 σch 1=0,8 ×580=464 (MPa)

[

σF 2

]

max=0,8 σch2=0,8 × 450=360 (MPa)

• ψba,ψbd : hệ số chiều rộng vành răng. Tra bảng 6.6[1].

Tra bảng 6.7[1] với ψbd=0,8 sơ đồ bố trí là sơ đồ 6 vàHB <350, được : KHβ=1,03

Thay số tính tốn ta được khoảng cách trục:

</div>Trang 16<div class="page_container" data-page="16">

Z1≥ Zmin+2 nên ta không phải tính hệ số dịch chỉnh. c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo công thức 6.33[1], ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

• Theo cơng thức 6.35[1] ,ta có:

tg βb=cos αt. tgβ• βb: góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở • Với αt=αtw=arctg

(

cosβtgα

)

=arctg

(

0,96428tg20 °

)

=20,68 °

• Thay số vào ta tính được:

tg βb=cosαt. tgβ=cos (20,68) ìtg (15,36 )=0,2569= b=14,408ã Do ú theo cụng

</div>Trang 17<div class="page_container" data-page="17">

2 ì241236,157 ì1,03 ì1,13=1,00958ã Theo cụng thc ,ta có: - KH: hệ số tải trọng khi tính v tip xỳc

KH=KHKHKHv=1,03 ì1,13 ì1,00958=1,175

ã Thay cỏc cụng thc vừa tính vào cơng thức 6.33[1], ta được:

σH=ZMZHZε

√

2 T1KH(um+1)

bwumdw 12=274 ×1,712× 0,761

√

2× 241236,157 ×1,175 ×(4,2+1)63 × 4,2× 80,7692=466,505(MPa)

- Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:

Theo cơng thức 6.1[1] với V =1,05695 m/ s<5 m/s, Zv=1; với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia cơng đạt độ nhám

Ra=2,5 … 1,25 μmm, do đó ZR=0,95; với da<700 mm, KxH=1, do đó theo (6.1) [1] và ( 6.1a) [1] :

[

σH

]

=

[

σH

]

ZvZRKxH=504,54 ×1 ×0,95 ×1=479,313(MPa)Như vậy σH<

[

σH

]

, với

aw=210 mm

d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: • Theo cơng thức 6.43[1] ,ta có:

σF 1=2 T1KFYεYβYF 1bwdw 1m

• Theo bảng 6.7[1], ta được:

KFβ=1,07

</div>Trang 18<div class="page_container" data-page="18">

YF 1=3,8 ;YF 2=3,6Với m=3 mm, hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu tập trung ứng suất:

YS=1,08−0,0695 ln (3 )=1,004- YR: hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn

</div>Trang 19<div class="page_container" data-page="19">

σF 1=92,896 MPa<

[

σF 1

]

=256,03 MPa

σF 2=σF 1. YF 2YF 1 =

92,896 × 3,6

3,8 =88 MPaVậy σF 2=88 MPa<

[

σF 2

]

e) Kiểm nghiệm răng về q tải:

T =1,68

σHmax=σH.

√

Kqt=466,505 ×√1,68=604,65 MPa<

[

σH

]

max=1260 MPaTheo cơng thức 6.49[1], ta được:

σF 1 max=σF 1. Kqt=92,896× 1,68=156,0653 MPa<

[

σF 1

]

max=464

σF 2 max=σF 2. Kqt=88× 1,68=147,84 MPa<

[

σF 2

]

max=360g) Các thơng số cơ bản và kích thước của bộ truyền bánh răng

</div>Trang 20<div class="page_container" data-page="20">

Tên thơng số, kích thướcGiá trị

</div>Trang 21<div class="page_container" data-page="21">

CHƯƠNG 4: TÍNH TỐN THIẾT KẾ TRỤCThơng số đầu vào:

• Mơ men cần truyền: TI=241236 ,157 ( Nmm) ,TII=968333 , 33 ( Nmm)

4.1. Tính tốn khớp nối:

Thơng số đầu vào:

4.1.1. Chọn khớp nối:

Ta sử dụng khớp nối đàn hồi để nối trục Ta chọn khớp nối theo điều kiện:

√

968333 , 330,2 ×20 =62 , 32(mm )Tt- Mơ men xoắn tính tốn: Tt=k .T với: k- hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy. Tra bảng 16.1[2] ta lấy k=1,2 T- Mô men xoắn danh nghĩa trên trục:

4.1.2. Kiểm nghiệm khớp nối:

a. Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng đàn hồi:

</div>Trang 22<div class="page_container" data-page="22">

b. Điều kiện bền của chốt:

4.1.4. Các thông số cơ bản của nối trục đàn hồi:

Mơ men xoắn lớn nhất có thể truyền

0,2[τ]• Với Tk – mô men xoắn của trục thứ k; cụ thể:

TI=241236 ,157 ( Nmm) ,TII=968333 , 33 ( Nmm)[τ]- ứng suất xoắn cho phép ứng với vật liệu thép C45 có:

[τ]=(12 ÷ 30) MPa.

</div>Trang 24<div class="page_container" data-page="24">

4.4. Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:

- Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng

</div>Trang 25<div class="page_container" data-page="25">

cách giữa các chi tiết quay : k1=15

- Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp ( lấy giá trị nhỏ khi bôi trơn ổ

</div>Trang 26<div class="page_container" data-page="26">

• Lực tác dụng lên trục từ bộ truyền đai: Fr=1566,34 (N )

- Vì bộ truyền hợp với phương ngang một góc 𝛽 = 30𝑜nên Fr được phân tích thành

Fry=Frsin β=1566,34 × sin35 °=898,416 N

4.6. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục:4.6.1. TRỤC I:

4.6.1.1. Sơ đồ trục, chi tiết quay và lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục

4.6.1.2. Tính phản lực F10 x, F11 x, F10 y, F11 y trên các gối đỡ trong mặt phẳng Oyz,

</div>Trang 28<div class="page_container" data-page="28">

4.6.1.3. Vẽ biểu đồ uốn Mx, My và biểu đồ mô men xoắn T:

</div>Trang 29<div class="page_container" data-page="29">

4.6.1.4. Tính momen tương đương trên các tiết diện j:

4.6.1.5. Tính đường kính trục tại các tiết diện j :

−Cơng thức tính đường kính trục tại các tiết diện j :dj=

√

3 Mtdj

√

208916,640,1 ×53 =34,033 mm+ Do tại 2 có vị trí lắp rãnh then nên đường kính trục lấy tăng lên 4%:

</div>Trang 30<div class="page_container" data-page="30">

√

258727,3770,1 ×53 =36,55 mm+ Tại vị trí 3 có lắp rãnh then nên đường kính trục lấy tăng lên 4%

d3=36,55+36,55.4 %=38,012 mm- Từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép ( dễ tháo lắp và cố định các chi tiết trục ), khả năng cơng nghệ ta chọn đường kính các trục như sau:

+ Đường kính lắp ổ lăn: d0=d1=40 mm

4.6.2. TRỤC II:

4.6.2.1. Sơ đồ trục, chi tiết quay và lực từ các chi tiết tác dụng lên trục:

4.6.2.2. Tính phản lực F21 x, F20 x, F20 y, F21 y trên các gối đỡ trong mặt phẳng Oyz,

</div>Trang 32<div class="page_container" data-page="32">

4.6.2.3. vẽ biểu đồ uốn Mx, My và momen xoắn T:

</div>Trang 33<div class="page_container" data-page="33">

4.6.2.4. Tính momen tương đương trên các tiết diện j:

4.6.2.5. Tính đường kính trục tại các tiết diện j

−Cơng thức tính đường kính trục tại các tiết diện j :dj=

√

3 Mtdj

</div>Trang 34<div class="page_container" data-page="34">

- Đường kính lắp bánh răng lớn:

d0=

√

3 Mtd 0

√

946287,690,1 ×50 =57 , 41mm+ Tại vị trí 0 có lắp rãnh then nên đường kính trục lấy tăng lên 4%

+ Tại vị trí 3 có lắp rãnh then nên đường kính trục lấy tăng lên 4%

d3=52 , 86+52 , 86 .4 %=54 ,98 mm- Từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép (dễ tháo lắp và cố định các chi tiết trên trục), khả năng công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục

Chọn kích thước tiết diện then bằng Tra bảng 9.1a[1] ta được :

</div>Trang 35<div class="page_container" data-page="35">

• Kiểm nghiệm then tại vị trí bánh đai: - Chiều dài then: • Kiểm nghiệm then tại vị trí bánh răng:

- Chiều dài then:

</div>Trang 36<div class="page_container" data-page="36">

• Kiểm nghiệm then tại vị trí bánh răng: - Chiều dài then: • Kiểm nghiệm then tại vị trí khớp nối:

- Chiều dài then:

• [s]- hệ số an tồn cho phép, thụng thng: [s]=(1,5ữ 2,5)

ã sj, sj- h s an ton chi tiết xét đến riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét đến riêng ứng suất tại tiết diện j:

</div>Trang 37<div class="page_container" data-page="37">

• σ−1, τ−1: giới hạn mỏi uốn và xoắn theo chu kỳ đối xứng.

• σaj, τaj, σmj, τmj: là biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp và ứng suất pháp tại tiết diện thứ j, do trục quay 1 chiều nên:

khơng dùng các phương pháp tăng bền mặt.

• εσ, ετ- hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn, trị số của chúng phụ thuộc vào các loại yếu tố gây nên tập trung ứng suất.

• Kσ, Kτ- Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn. * Kiểm nghiệm tại vị trí bánh đai:

Ta có: Μj=0 (Nmm)

Τj=208916,64 (Nmm)

dj=36 ( Nmm)

</div>Trang 38<div class="page_container" data-page="38">

Do Mj=0 nên ta chỉ kiểm tra hệ số an tồn khi chỉ tính riêng ứng suất tiếp. - Xét ảnh hưởng của rãnh then:

Tra bảng 10.10[1] với d=36mm sử dụng nội suy

Do tiết diện này ở vị trí bánh đai nên tiết diện bề mặt trục có độ dơi. Chọn kiểu k6. - Ảnh hưởng của độ dôi:

⟹ sj=sτj=5,67>[s]Vậy tiết diện đủ bền. * Kiểm nghiệm tại vị trí ổ lăn:

</div>Trang 39<div class="page_container" data-page="39">

Do tiết diện này ở vị trí ổ lăn nên tiết diện bề mặt trục có độ dơi. Chọn kiểu k6. - Ảnh hưởng của độ dôi:

+9,2972=4,105 ≥[s]Vậy tiết diện đủ bền. * Kiểm nghiệm tại vị trí bánh răng:

Τj=241236,157 ( Nmm)

dj=45 ( Nmm)

Tra bảng 10.6[1], trục có 1 rãnh then ta có:

</div>Trang 40<div class="page_container" data-page="40">

- Xét ảnh hưởng của rãnh then:

</div>Trang 41<div class="page_container" data-page="41">

• [s]- hệ số an ton cho phộp, thụng thng: [s]=(1,5 ữ 2,5)

ã sj, sj- hệ số an toàn chi tiết xét đến riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét đến riêng ứng suất tại tiết diện j:

</div>Trang 42<div class="page_container" data-page="42">

khơng dùng các phương pháp tăng bền mặt.

• Kσ, Kτ- Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn. * Kiểm nghiệm tại vị trí ổ lăn:

Ta có: Μj=332864,4 ( Nmm)

Τj=968333 ,33 ( Nmm)

dj=60 ( Nmm)

</div>Trang 43<div class="page_container" data-page="43">

Do tiết diện này ở vị trí ổ lăn nên tiết diện bề mặt trục có độ dơi. Chọn kiểu k6. - Ảnh hưởng của độ dôi:

Vậy tiết diện đủ bền.

* Kiểm nghiệm tại vị trí bánh răng:

</div>Trang 44<div class="page_container" data-page="44">

- Xét ảnh hưởng của rãnh then:

Tra bảng 10.10[1], với d=65mm sử dụng nội suy Ta có: εσ=0,7725 ;ετ=0,7375

Ta có: Kσ=1,76 ; Kτ=1,54

</div>Trang 45<div class="page_container" data-page="45">

√

5 , 482+7 , 592=4 , 44 ≥[s]Vậy tiết diện đủ bền. * Kiểm nghiệm tại vị trí khớp nối:

</div>Trang 46<div class="page_container" data-page="46">

Tra bảng 10.10[1] với d=60mm, sử dụng nội suy

</div>Trang 47<div class="page_container" data-page="47">

CHƯƠNG 5: TÍNH CHỌN VÀ KIỂM NGHIỆM Ổ LĂNThơng số đầu vào:

• Số vịng quay: nI=242

(

vịngphút

)

;nII=57 , 3

(

vòngphút

)

5.1. Chọn ổ lăn cho trục I:5.1.1: Chọn loại ổ lăn:

a, Phản lực hướng tâm lên các ổ là:

• Phản lực hướng tâm tác dụng lên ổ lăn bên trái bánh răng:

</div>Trang 48<div class="page_container" data-page="48">

Chọn theo khả năng tải động. Đường kính trục tại chỗ lắp ổ lăn:

d0=d1=40 mmTra phụ lục P2.12[1] với ổ cỡ trung hẹp ta chọn ổ bị đỡ có kí hiệu

Giá thành tương đối: 1

5.1.4. Lực dọc trục hướng tâm sinh ra trên các ổ:

Fs 0=e . Fr 0=0,367 ×5106 , 49=1874 , 08 ( N )Fs 1=e . Fr 1=0,367 × 3809 ,96=1398 , 25 (N )

∑

Fa 0=¿Fs 0−Fat=1874 , 08−1638, 45=235 , 63 ( N )<Fs 0¿nên Fa 0=1874 , 08 ( N )

∑

Fa 1=¿Fs 1+Fat=1398 , 25+1638 , 45=3036 ,7>Fs 1¿nên Fa 1=3036 , 7 (N )

</div>Trang 49<div class="page_container" data-page="49">

1. 3809 , 96=0 , 43>e=> Tra bảng 11.4[1] ta chọn được: X1=0,45 ;Y1=1,46

5.1.6. Tính tải trọng quy ước, tải trọng tương đương của ổ bi đỡ chặn:

Q0=(X0.V . Fr 0+Y0. Fa 0). kt. kđTrong đó:

• Fr 0và Fa 0- tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục, kN

</div>Trang 50<div class="page_container" data-page="50">

• L- tuổi thọ tính bằng triệu vịng quay Tuổi thọ ổ lăn:

L=Lh. nI.60 . 10−6=11 000.242 .60 .10−6=159 , 72(triệu vịng)• m- bậc của đường cong mỏi

⇒Cd=Qm√L=5106 , 49 .√3159 ,72=27706 ,11 N =27 , 7 kN <C=39,2 kNThỏa mãn điều kiện tải động.

5.1.8.Kiểm nghiệm theo khả năng tải tĩnh:

Q0=X0. Fr+Y0. FaTra bảng 11.6[1], ta được X0=0,5 ;Y0=0,47 với  =12 °

</div>Trang 51<div class="page_container" data-page="51">

=> Để đảm bảo tính đồng bộ của ổ lăn ta chọn ổ bi đỡ chặn. Chọn theo khả năng tải động. Đường kính trục tại chỗ lắp ổ lăn:

d22=d21=60 mmTra phụ lục 2.12[1] với ổ cỡ trung hẹp ta chọn ổ bị đỡ có kí hiệu

</div>Trang 52<div class="page_container" data-page="52">

Giá thành tương đối: 1

5.2.3. Lực dọc trục hướng tâm sinh ra trên các ổ:

1. 3931 ,91=0,76>e=> Tra bảng 11.4[1] nội suy ta được: X1=0,45 ;Y1=1,62

5.2.6. Tính tải trọng quy ước, tải trọng tương đương của ổ bi đỡ chặn:

• Fr 0và Fa 0- tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục, kN

</div>Trang 53<div class="page_container" data-page="53">

Thay số tính tốn ta được:

Q1=(X1. V . Fr 1+Y1. Fa 2).kt. kđ¿(0,45. 3931, 91+1,62. 1638 , 45) .1.1=4423 , 65( N )Tải quy ước

Q=(Q0, Q1)max=Q1=5384 , 542 N

5.2.7. Kiểm nghiệm ổ lăn theo khả năng tải động:

Ta có:

Cd=Qm√LTrong đó:

• L- tuổi thọ tính bằng triệu vịng quay Tuổi thọ ổ lăn:

L=Lh. nII.60 . 10−6=11000.57 , 3 .60 .10−6=37 , 82(triệu vòng)

</div>Trang 54<div class="page_container" data-page="54">

• m- bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, m=3 đối với ổ bi, m=10

Như vậy, ổ bi đỡ chặn có kí hiệu là 46312 thỏa mãn khả năng tải động và tải tĩnh với các thông số sau:

d=60 mm , D=13 0 mm , b=31 mm , r=3 mm , r1=1,5 mmC=78 , 8 kN , C0=66 , 6 kN

</div>Trang 55<div class="page_container" data-page="55">

CHƯƠNG 6: KẾT CẤU VỎ HỘP

6.1. VỎ HỘP:

6.1.1.Tính kết cấu của vỏ hộp:

Chỉ tiêu của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ. Chọn vật liệu để đúc hộp giảm tốc là gang xám có kí hiệu là GX15-32.

Chọn bề mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục.

6.1.2 Kết cấu nắp hộp:

Dùng phương pháp đúc để chế tạo nắp ổ, vật liệu là GX15-32.

Các kích thước của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc

Chiều dày: Thân hộp, δ

</div>Trang 56<div class="page_container" data-page="56">

tâm lỗ bulơng và kích thước mặt tựa

</div>Trang 57<div class="page_container" data-page="57">

Khe hở giữa các chi tiết:

Giữa bánh răng với thành trong

cả trên thân hộp. kích thước vịng móc có thể được xác định như sau:

</div>Trang 58<div class="page_container" data-page="58">

6.2.2. Cốc lót:

Cốc lót dùng để đỡ ổ lăn, tạo thuận lợi cho việc lắp ghép và điều chỉnh bộ phận ổ cũng như điều chỉnh sự ăn khớp của cặp bánh răng cơn, cốc lót làm bằng gang GX15-32

6.2.3 Cửa thăm:

Để kiểm tra qua sát các chi tiết máy trong khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp, trên đỉnh hộp có làm cửa thăm. Dựa vào bảng 18.5[2] ta chọn được kích thước cửa thăm như hình vẽ sau.

</div>Trang 59<div class="page_container" data-page="59">

6.2.4 Nút thông hơi:

Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên. Để giảm áp suất và điều hịa khơng khí bên trong và ngồi hộp, người ta dùng nút thơng hơi.Nút thơng hơi thường được lắp trên nắp cửa thăm. Tra bảng 18.6[2] ta có kích thước nút thơng hơi

Sau một thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp, bị bẩn (do bụi bặm và do hạt mài), hoặc bị biết chất, do đó cần phải thay dầu mới.Để thay dầu cũ, ở đáy hộp có lỗ tháo dầu.Lúc làm việc, lỗ được bịt kín bằng nút tháo dầu. Dựa vào bảng 18.7[2] ta có kích thước nút tháo dầu

</div>Trang 60<div class="page_container" data-page="60">

D b m f L c q D S D0

6.2.6 Kiểm tra mức dầu:

Để kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu có kết cấu kích thước như hình vẽ.

6.2.7 Chốt định vị:

Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chữa đường tâm các trục.Lỗ trụ lắp ở thân hộp & trên nắp được gia công đồng thời, để đảm bảo vị trí tương đối giữa nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như khi lắp ghép, ta dùng 2 chốt định vị, nhờ các chốt định vị khi xiết bulong không làm biến dạng ở vịng ngồi

</div>Trang 61<div class="page_container" data-page="61">

của ổ. Tra bảng 18.4a [2]

Thông số kĩ thuật của chốt định vị là

d=8 mm , c=1 ,2 mm , l=(17 ÷70)mm. Chọn l=5 0 mm

6.3. BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP 6.3.1. Bôi trơn trong hộp giảm tốc

Do bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc đều có v ≤ 12m

pháp bơi trơn ngâm dầu. Với vận tốc vòng của bánh răng nghiêng v=1,03 m/s < 12

Tra bảng ta chọn được loại dầu là: AK-15 có độ nhớt là 20 Centistic.

6.3.2. Bơi trơn ngồi hộp:

Với bộ truyền ngoài hộp khi làm việc sẽ dính bụi bặm do hộp khơng được che kín nên ta dùng phương pháp bơi trơn định kì bằng mỡ.

Bảng thống kê dành cho bôi trơn

Tên dầu hoặc

Lượng dầu hoặc

</div>

Đồ án chi tiết máy trường đại học CNHN

<b>Thiết kế sơ đồ hệ thống dẫn động cơ khí</b>

[

]

[

]

[

]

[

]

[

]

[

]

(

)

(

)

√

√

[

]

[

]

[

]

[

]

[

]

√

[

]

[

]

[

]

√

√

√

√

√

√

√

√

(

)

(

)

∑

∑

Tài liệu liên quan

Tài liệu bạn tìm kiếm đã sẵn sàng tải về