PHẦN 1: TÍNH TỐN ĐỘNG HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ 1.1 Chọn động điện 1.1.1 Chọn kiểu loại động điện Việc chọn động điện phù hợp cho cấu việc khó khăn, động chọn khơng phải đảm bảo có kích thước hợp lý mà cịn phải đảm bảo có kích thước nhỏ gọn, giá thành rẻ Trong thực tế có nhiều lọa động với ưu nhược điểm khac + Động điện chiều: loại động có ưu điểm thay đổi trị số momen vận tốc góc phạm vi rộng, đảm bảo khởi động êm, hãm đảo chiều dễ dàng…nhưng chúng lại có nhược điểm giá thành đắt, khó kiếm phải tăng thêm vốn để đặt thiết bị chỉnh lưu + Động điện xoay chiều: bao gồm hai loại pha ba pha Động pha:công suất nhỏ phù hợp với dụng cụ gia đình Trong cơng nghiệp sử dụng rộng rãi động ba pha:đồng không đồng So với động ba pha không đồng ,động ba pha đồng có ưu điểm công suất cao hệ số cosφ cao,hệ số tải lớn có nhược điểm:thiết bị tương đối lớn, giá thành cao phải có thiết bị phù trợ khởi động động cơ,do chúng dùng cho trường hợp cần công suất lớn (100kw), cần đảm bảo chặt chẽ trị số khơng đổi vận tốc góc.Động ba phâ không đồng gồm kiểu:roto dây roto ngắn mạch Động ba pha không đồng roto dây cho phép điều chỉnh vận tốc phạm vi nhỏ (khoảng 5%) ,có địng điện mở máy thấp cosφ thấp.giá thành đắt ,vận hành phức tạp dùng thích hợp vi hẹp để tìm vận tốc thích hợp dây chuyền công nghệ lắp đặt Động ba pha khơng đồng roto ngắn mạch :có ưu điểm kết cáu đơn giản ,giá thành hạ,dễ bảo quản ,có thể vào trực tiếp mạng lưới điện ba pha khơng cần biến đổi dịng điện song hiệu suất hệ số công suất thấp so với đông ba pha đồng ,không điều chỉnh vận tốc Từ ưu điểm, nhược điểm với điều kiện hộp giảm tốc em chọn động ba pha không đồng roto ngắn mạch 1.1.2 Chọn công suất động Công suất động chọn theo điều kiện nhiệt độ đảm bảo cho động làm việc nhiệt độ sinh không mức cho phép tức thỏa mãn điều kiện: dc Pdm ≥ Pdtdc ( KW ) Vì động làm việc chế độ tải không đổi nên: dc dt P =P dc lv Plvct ( KW ) = η∑ Trong đó: η∑ = η2brt × ηol4 × ηk2 ηol : hiệu suất cặp ổ lăn ηk : hiệu suất khớp nối ηbrt :hiệu xuất cặp bánh trụ Theo bảng 2.3 [1] ta có: ηbrt = 0,98 , ηol = 0,995 , ηk =1=> η∑ = 0,982 × 0,9954 × 12 = 0,94 Pdtct Công suất làm việc trục công tác xác đinh theo biểu thức: Ft × V 8000 × 1,9 (KW) ct Plv = Pdtdc = = 15,2 1000 1000 Plvct 15,2 = = = 16,17 (KW) η ∑ 0,94 Vậy hiệu suất động phải là: Pdmdc ≥ 16,17 (KW) 1.1.3 Số vòng quay đồng động Số vòng quay đồng động ( gọi tốc độ từ trường quay ) 60 f Được xác định theo công thức : n db = p Trong : f tần số dòng điện xoay chiều (Hz) (f=50Hz); P số đôi cự từ ; p= 1; 2; 3; 4; 5; Trên thực tế , số vòng quay đồng có giá trị 3000, 1500, 1000, 750, 600 500 v/p Số vòng quay đồng thấp kích thước khn khổ giá thành động tăng (vì số đơi cực từ lớn ) Tuy nhiên dùng động có số vòng cao lại yêu cầu giảm tốc nhiều hơn, tức tỉ số truyền hệ thống tăng, dẫn tới kích thước giá thành truyền tăng lên Do vậy, hệ dẫn động khí nói chung, khơng có u cầu đặc biệt, động có số vịng quay đồng 1500 1000 v/p ( tương ứng số vòng quay có kể đến trượt 3% 1450 970 v/p ) Cách xác định số vòng quay đồng sau : +Số vịng quay trục cơng tác: Số vịng quay trục cơng tác với hệ dẫn động băng tải: 60 × 10 × v 60 × 1000 × 1,9 nct = = = 48,38(vg / p ) π ×D π × 750 D:đường kính tang dẫn băng tải (mm) v : vận tốc vòng băng tải (m/s) +Xác định số vòng quay đồng lên dùng cho động cơ: Chọn sơ số vòng quay đồng động n db = 1500 (v/ph) ( kể đến trượt n db = 1450 (v/ph) ); tỉ số truyền hệ thống u sb xác định : u sb = ndb 1450 = = 29,97 (v/ph) nct 48,38 Vậy u sb nằm khoảng u = (8….40) nên ta chọn n db = 1500 (v/ph); Tỉ số truyền tra bảng 2.4 [1] : “ Tỉ số truyền nên dùng truyền hệ ”, ta : u = 20 1.1.4 Chọn động thực tế : Căn vào công suất đẳng trị tính, tiến hành tra bảng chọn động có cơng suất định dc dc dc mức thoả mãn điều kiện Pdm ≥ Pdt ⇒ Pdm ≥ 16,17 (KW) có số vịng quay đồng động n db = 1500 (v/ph) Tra bảng thông số kỹ thuật động 4A ta chọn động sau: Ký hiệu Công suất N(v/ph) η(%) cosϕ TK Tdn Tmax Tdn 1460 90 0,88 1,4 2,2 P(kw) 4A160M4Y3 18,5 1.1.5 Kiểm tra điều kiện mơ máy Khi khởi động, động cần sinh công suất đủ lớn để thắng sức ì hệ thống Vì cần kiểm tra điều kiện mở máy cho động Điều kiện mở máy động thoả mãn công thức sau đảm bảo: dc Pmm ≥ Pbddc Trong đó: dc Pmm :Cơng suất mở máy động dc Pbd :Công suất cản ban đầu trục động Tk dc × Pdm = 1,4 × 18,5 = 25,9( KW ) Tdn = k bd × Plvdc = 1,5 × 16,17 = 24,3( KW ) dc Pmm = Pbddc dc ≥ Pbddc nên động thỏa mãn điều kiện mở máy Vậy Pmm 1.1.6 Kiểm tra điều kiện tải cho động Theo đề truyền làm việc với tải trọng khơng đổi nên động ta chọn thoả mãn 1.2 Phân phối tỷ số truyền Tỉ số truyền (TST) chung toàn hệ thống U ∑ xác định theo: U∑ = n dc 1460 = = 30,18 nct 48,38 Trong đó: nđc - số vòng quay động chọn (v/ph); nct - số vịng quay trục cơng tác (v/ph) Với HGT cấp chậm tách đôi, để nhận kích thước tiết diện ngang hộp nhỏ (cũng để bơi trơn HGT hợp lý nhất), TST truyền bánh cấp chậm đươc xác định theo cơng thức: K ×ψ u ≈ 1.2776 ×3 C2 ba ×u h ψ ba1 Trong : K C2 = ÷ 1,3 ψba1 , ψ ba : hệ số chiều rộng bánh cấp nhanh cấp chậm thực tế thường ψba1 / ψ ba =1,2÷1,3 ta có : U h = U∑ 30,18 = 30,18 , , với U ng = U kn = ⇒ U h = U ng chọn ψba1 / ψ ba =1,1, K c = 1,25 Nên u ≈ 1,2776 × 1,1 × 1,25 × 30,18 = 4,42 u u1 = ∑ = 6,83 u2 1.3 Tính tốn thơng số trục Ký hiệu số tính tốn sau: số "đc" ký hiệu trục động cơ; số "I", "II", "III" trục số I, II III 1.3.1 Tính cơng suất trục Với sơ đồ tải thay đổi, chọn công suất danh nghĩa công suất lớn - Công suất danh nghĩa trục động tính theo cơng thức (1.4): Pdc = P dc lv Plvct = = 16,17( KW ) η∑ - Công suất danh nghĩa trục I, II , III trục công tác xác định theo cơng thức sau: PΙ = Pdc × η kn × η ol = 16,09( kw) PΙΙ = PΙ × η brt × η ol = 15,69( kw) PΙΙΙ = PΙΙ × η brt × η ol = 15,30( kw) Pct = PΙΙΙ × η kn × η ol = 15,22( kw) 1.3.2 Tính số vịng quay trục: - Tốc độ quay trục I: nΙ = ndc = 1460(vg / ph) n Ι -Tốc độ quay trục II: nΙΙ = u = 213,76( vg / ph ) n ΙΙ - Tốc độ quay trục III : nΙΙΙ = u = 48,36( vg / ph ) - Tốc độ quay trục công tác: nct = nΙΙΙ = 48,36( vg / ph ) u kn 1.3.2 Tính mơ men xoắn trục Mô men xoắn trục thứ k xác định theo công thức sau: Tk = 9,55.106 P k nk Mômen xoắn trục động cơ: Tdc = 9,55 × 10 × Pdc = 105769,52( Nmm ) ndc Mơmen xoắn trục I : TΙ = 9,55 × 10 × PΙ = 105246,23( Nmm ) nΙ Mơmen xoắn trờn trục II : Mômen xoắn trục III : Mômen xoắn trục công tác TΙΙ = TΙΙΙ = : 9,55 × 10 × PΙΙΙ = 3021401,99( Nmm ) nΙΙΙ Tct = 9,55 × 10 × PΙΙ = 700970,72( Nmm ) nΙΙ 9,55 × 10 × Pct = 3005603,81( Nmm ) nct 1.3.3 Lập bảng kết Các kết tính số liệu đầu vào cho phần tính tốn sau, cần lập bảng thống kê theo mấu sau: Bảng kết tính tốn: Trục Đ/cơ Cơng suất (kw) Tỷ số truyền (-) 16,17 I II III Công tác 16,09 15,69 15,30 15,22 Số vịng 1460 quay(v/ph) Mơmen (Nmm) 105769,52 6,83 4,42 1460 213,76 48,36 48,36 105246,23 700970,72 3021401,99 3005603,81 Thiết kế truyền bánh cấp nhanh 1.3.4 Chọn vật liệu Ta thấy hộp giảm tốc ta thiết kế có cơng suất trung bình vừa Vì ta chọn vật liệu nhóm I có độ rắn HB ≤ 350 Với loại vật liệu bánh có độ rắn thấp cắt xác sau nhiệt luyện Cặp bánh có khả chạy mòn tốt bánh nhiệt luyện thường hố tơi cải thiện + Vật liệu bánh nhỏ bánh lớn : Thép C45 cải thiện Tra bảng 6.1[1] ta chọn vật liệu bánh sau: • Bảng 1.1 : Giới Loại bánh Nhãn hiệu Nhiệt thép luyện Nhỏ C45 Tôi cải thiện Độ rắn HB 241…285 bền hạn Giới σb chảy (MPa) (Mpa) 850 580 hạn σ ch Lớn C45 Tôi cải thiện HB 241…285 850 580 Ta chọn: - Độ cứng bánh nhỏ: 280HB - Độ cứng bánh lớn : 270HB 1.3.5 Xác định ứng suất cho phép 1.3.5.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép Theo công thức: [ σ H ] = σ 0H lim Z R Z V K XH K HL SH Trong đó: ZR - Hệ số xét đến độ nhám mặt làm việc ZV - Hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc vòng KXH - Hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước bánh Chọn sơ ZR.ZV.kXH = Nên ta có: σ 0H lim k HL [ σH ] = SH σ0H lim - ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ sở SH – hệ số an toàn Tra bảng 6.2[1] Ta được: SH = 1,1 σ0H lim = 2HB + 70 ⇒ σ0H lim1 = 2.280 + 70 = 630 (MPa) σ 0H lim = 2.270 + 70 = 610 (MPa) KHL: Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng thời gian phục vụ chế độ tải trọng truyền N k HL = mH H0 N HE Trong đó: mH,mF: bậc đường cong mỏi thử tiếp xúc, mH = (Khi HB ≤ 350) NH0 - chu kỳ thay đổi ứng suất sớ thử kề tiếp xúc NHO = 30 H 2,4 HB HHB - độ rắn brinen ⇒ NHO1 = 30.2702,4 = 20,53.106 NHO2 = 30.2602,4 = 18,75.106 NHE - Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương: NHE= 60.C.n.tΣ Với: C- số lần ăn khớp vòng quay, C = n - Số vòng quay phút, nΙ = 1460 (vg/p) nΙΙ = 213,76 (vg/ph) tΣ- tổng số làm việc bánh xét t∑ = × × 365 × × 24 = 11680 ( h ) 3 Vậy : NHE1=NFE1=NHE=NFE= 60.c.nΙ t ∑ = 60.1460.11680=1023,16.106 NHE2=NFE2=NHE=NFE= 60.c.nΙΙ t ∑ = 60.213,76.11680=149,803.106 Dễ thấy : N HE > N HO , N FE > N FO Nên ta chọn : N HE = N HO , N FE = N FO  K HL = K FL = Thay số vào ta ứng suất cho phép bánh răng: σ ° H lim 630 K HL1 = = 572,73( Mpa ) SH 1,1 σ ° H lim 610 K HL = = 554,55( Mpa ) [ σ H ]2 = SH 1,1 [ σ H ]1 = Do cặp bánh trụ thẳng nên ứng suất tiếp xúc cho phép xác định sau: [σ H ] = ( [σ H ] , [σ H ] ) = 554,55( Mpa ) 1.3.5.2 Ứng suất uốn cho phép Trong đó: YR- Hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám mặt lượn chân YS- Hệ số xét đến độ nhạy vật liệu tập trung ứng suất KXF- Hệ số xét ảnh hưởng cuar kích thước bánh Chọn sơ bộ: YR.YS.KXF = Nên ta có: σ 0Flim K FL K FC [ σF ] = SF σ0F lim - ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ sở SF – hệ số an toàn Tra bảng 6.2[1] Ta được: SF = 1,75 σ0F lim = 1,8.HB ⇒ σ0F lim1 = 1,8.280 = 504 (MPa) σ0Flim = 1,8.270 = 486 (MPa) KFL- Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng thời gian phục vụ chế độ tải trọng truyền N K FL = mF F0 N FE Trong đó: mF – bậc đương cong mỏi thử uốn, mF = (Khi HB ≤ 350) NF0 - chu kỳ thay đổi ứng suất sớ thử kề uốn NFO = 4.106 (xác định với thép) NFE - Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương NFE = NHE (với tải tĩnh) KFC- hệ số xét đến ảnh hưởng đạt tải KFC = (đặt tải phía truyền quay chiều) Thay số vào ta ứng suất uốn cho phép bánh răng: σ ° F lim 504 K FL1 K FC = 1.1 = 288( Mpa ) [ σF ]1 = SF 1,75 σ ° F lim 486 K FL K FC = 1.1 = 277,71( Mpa ) [ σF ]2 = SF 1,75 1.3.6 Xác định ứng suất tải: Theo ban đầu ta xác định chọn vật liệu thép C45 cải thiện ứng suất xác định sau: Theo công thức 6.13[1] ứng suất tiếp xúc cho phép tải là: [σH1]max= 2,8σch=2,8.580=1624 (MPa) [σH2]max = 2,8σch=2,8.580=1624 (MPa) Theo cơng thức 6.14[1] ứng suất uốn cho phép tải là: [σF1]max = 0,8σch =0,8.580 =464 (Mpa) [σF2 ]max = 0,8σch =0,8.580 = 464 (Mpa) 1.3.7 Xác định thông số truyền 1.3.7.1 Xác định sơ khoảng cách trục Khoảng cách trục xác định theo công thức: aw = ka(u1 + 1) T1 K Hβ [σ H ] u1 ψ ba Trong đó: ka- Hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh loại Tra bảng 6.5[1], ta ka = 49,5(MPa1/3 ) (răng thẳng) T1 - Momen xoắn bánh chủ động, T1 = 105246,23 (N.mm) u - Tỉ số truyền, u1 = 6,83 [ σH ]: ứng suất tiếp xúc cho phép, [ σH ] = 554,55 (Mpa) ψba -hệ số chiều rộng bánh răng, tra bảng 6.6[1] Ta chọn ψba = 0,32(chọn bánh cấp nhanh) KHβ- Hệ số kể đến phân bố không tải tọng chiều rộng vành tính tiếp xúc , ta có ψbd = 0,5 ψba(u1+1) = 0,5.0,32.(6,83+1) = 1,2528 ψbd =1,2528 tra bảng (6.7) [1], ta KHβ = 1,04264 Thay số vào ta được: aw1 = 49,5(6,83 + 1) 105246,23.1,04264 = 211,83( mm ) 554,55 2.6,83.0,32 Chọn aw1 = 212 (mm) 1.3.7.2 Xác định thông số ăn khớp Như ta biết muđun xác định từ điều kiện biền uốn Tuy nhiên để thuận tiện cho thiết kế sau xác định khoảng cách trục ta tính theo cơng thức sau : m =(0,01÷ 0,0 Vậy suy modul m = (0,01÷ 0,02) 212=2,12÷4,24 Theo bảng 6.8 [1] Ta chọn mô đun tiêu chuẩn m =3 (mm) 2.1.4.3 Xác định số + Xác định số bánh nhỏ (chủ động) Z1 = 2a w = × 212 = 18,05 m(u1 + 1) 3(6,83 + 1) Lấy Z1 = 18(răng) + Xác định số bánh lớn (bị động) Z2 = u1 Z1 = 6,83.18=122,94 Lấy Z2 = 123(răng) Do đó, tỉ số truyền thực : um= Z = 123 = 6,83 Z1 18 Sai lệch tỷ số truyền: ∆u = u m − u1 u1 × 100 0 = 0% Theo bảng 16.10a[2] ta có: Ta có đường kính trục lắp khớp nối d=30 (mm) => ta chọn đường kính khớp nối d=32 (mm) T d N.m D L l 250 140 65 15 110 56 32 10 Z B 3800 42 30 28 Tra bảng 16.10b[2] ta kích thước vòng đàn hồi là: T N.m 250 l 14 M10 20 h 62 34 *)Kiểm nghiệm bền vòng đàn hồi: -Điều kiện bền dập vòng đàn hồi: 66 15 28 1,5 32 -Điều kiện sức bền uốn chốt: Trong đó: +T: mơmen xoắn danh nghĩa +k: hệ số chế độ làm việc phụ thuộc vào loại máy k=1,5.Tra bảng 16.1[2] + : ứng suất dập cho phép vòng cao su, + : ứng suất cho phép chốt, Vậy ta có: σd = 2.k T 2.1,5.105246, 23 = = 1, 28MPa < [σ d ] z.D0 d c l3 6.105.14.28 Vậy thỏa mãn điều kiện bền dập +)Điều kiện bền uốn chốt: Ta có: l0 = l1 + σu = l2 15 = 34 + = 41,5mm 2 k T l0 1,5.105246, 23.41,5 = = 37,90 MPa < [σ u ] 0,1D0 d c z 0,1.105.143.6 Vậy thỏa mãn điều kiện bền uốn 6.1 Tính khớp nối cho trục III Với T = 3021401,99 Nmm Chọn k=1,5 => Theo bảng 16.8[2] ta có: [T] N.m Nmax(vg/ph) 6300 150 d 100 D 220 D1 180 67 L 436 h 34 ∆ *)Kiểm tra áp suất Pmax = 8.k T D h Trong đó: Pmax: áp suất lớn sinh bề mặt làm việc, MPa k: hệ số chế độ làm việc, theo bảng 16-1[2] chọn k=1,5; T: mô men xoắn trục D,h: thông số nối trục chữ thập [p]: áp suất cho phép, phụ thuộc vào vật liệu, nhiệt luyện điều kiện làm việc trục Đối với thép [p] = 15÷25 Mpa Pmax = 8.k T 8.1,5.3021401,99 = = 22, 03MPa < [P] = (15÷25) Mpa D h 2202.34 Thỏa mãn điều kiện áp suất PHẦN 7: KẾT CẤU HỘP 1.6 Kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc Vỏ hộp giảm tốc đúc có nhiều hình dạng khác song chúng có chung nhiệm vụ:đảm bảo vị trí tương đối chi tiết phận máy ,tiếp nhận tải trọng chi tiết lắp vỏ truyền đến,đựng dầu bôi trơn, bảo vệ chi tiết máy tránh bụi bặm Chỉ tiêu vỏ hộp giảm tốc độ cứng cao khối lượng nhỏ Hộp giảm tốc bao gồm: thành hộp, nẹp gân,mặt bích ,gối đỡ Vật liệu phổ biến dùng để đúc vỏ hộp giảm tốc gang xám GX15-32 (chỉ dùng thép chịu tải lớn đặc biệt chịu va đập) 1.7 Xác định kích thước vỏ hộp Hình dạng nắp thân chủ yếu xác định số lượng kích thước bánh răng, vị trí mặt ghép phân bố trục hộp, đồng thời phụ thuộc vào tiêu kinh tế ,độ bền độ cứng a.Chiều dày vỏ hộp giảm tốc: - Chiều dày thân hộp giảm tốc : δ = 0,03a + > mm Với a = 240 mm khoảng cách tâm ⇒ δ =0,03.240+3=10,2 mm>6 mm⇒ chọn δ= 11 mm 68 - chiều dày nắp hộp δ1=0,9.11= 9,9 mm ⇒ chọn δ1= 11 mm b gân tăng cứng - chiều dày : e = (0,8 ÷ 1)δ = (0,8 ÷ 1).11 = (8,8 ÷ 11) Chọn e = 10(mm) - chiều cao h : h< 58 lấy h = 50 (mm) - độ dốc khoảng 20 c Đường kính bulơng : - bulơng d1 : d1 > 0, 04a + 10 = 0, 04.240 + 10 = 19, 60( mm) > 12( mm) Chọn d1 = 20(mm) - bulông cạnh ổ d2 : d = (0, ÷ 0,8)d1 = (0, ÷ 0,8)20 = (14 ÷16) Chọn d = 15(mm) - bulơng ghép bích nắp thân d3 : d = (0,8 ÷ 0,9) d = (0,8 ÷ 0,9)15 = (12 ÷13,5) Chọn d3 = 13(mm) - vít ghép lắp ổ d4: d = (0, ÷ 0, 7)d = (0, ÷ 0, 7)15 = (9 ÷ 10,5) Chọn d = 10(mm) - vít ghép nắp cửa thăm d5: d5 = (0,5 ÷ 0, 6) d = (0,5 ÷ 0, 6)15 = (7,5 ÷ 9) Chọn d5 = 8(mm) d Gối trục vỏ hộp: Gối trục cần phải đủ độ cứng để không ảnh hưởng đến làm việc ổ.Đường kính ngồi gối trục (D3) chọn theo đường kính nắp ổ Dựa vào kích thước trục tính tốn phần thiết kế trục bảng 182 [II] ta tra kích thước gối trục : Trục D I II III 80 130 140 D2 100 150 160 D3 125 180 190 D4 75 115 125 d4 M8 M10 M10 Z 6 -Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ K2 : K2 = E2 + R2 + (3 ÷ 5) mm - tâm lỗ bulơng cạnh ổ E2 : E2 ≈ 1,6 d2 (không kể chiều dày thành hộp) R2 ≈ 1,3 d2 => E2 =1,6 15 =24 lấy E2 = 24(mm) R2 = 1,3 15=19,5 lấy R2 =19 (mm) Vậy K2 = 24+ 19 + = 48(mm) e Mặt bích ghép nắp thân : - chiều dày bích thân hộp s3: S3 = (1, ÷ 1,8)d = (1, ÷ 1,8)13 = (18, ÷ 23, 4) Chọn S3 = 20(mm) - Chiều dày bích nắp hộp s4: S = (0, ÷1) S3 = (0, ÷ 1)20 = (18 ÷ 20) Chọn S = 19(mm) 69 - bề rộng bích nắp thân hộp K3≈ k2-(3÷ 5) mm , với k2=E2+R2+(3÷ 5) mm E2 ≈ 1,6d2 = 1,6.15= 24 mm chọn E2=24 mm R2≈ 1,3d2= 19,5 mm , chọn R2= 20 mm Khi : K2=47÷ 49 mm , chọn K2=48 mm K3=(45÷ 43) mm , chọn K3=44 mm - kích thước gối trục : tính theo đường kính nắp ổ lăn tra bảng 18-2 ta có: Trục D D2 D3 I 80 100 125 II 130 150 180 III 140 160 190 -Khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ k ≥ 1,2d2 = 18 mm lấy tròn 18 mm C = D3/2 CI = 125/2 = 4562,5 mm; CII = 180/2 = 90; CIII = 190/2 = 95 mm f, Mặt đế hộp - chiều dày khơng có phần lồi S1 S1=(1,3÷ 1,5).d1=26÷ 30 mm Chọn s1 =28 mm - bề rộng đế hộp K1 q K1=3d1=60 mm q≥ K1+2δ = 60+2.11= 82mm - chiều dày có phần lồi S2 Dd S2=(1÷ 1,1)d1= 20÷ 22 chọn S2=21 mm g, khe hở chi tiết : - bánh với thành hộp ∆ ∆=(1÷ 1,2)δ= 11÷ 13,2 mm chọn ∆= 12 mm - đỉnh bánh lớn với đáy hộp ∆1=(3÷ 5)δ= 33÷ 55 mm chọn ∆1= 45 mm - mặt bên bánh với ∆2≥δ chọn ∆2=12 mm h, Số lượng bulông nền: Z= L+B 200 ÷ 300 với L, B chiều dài chiều rộng hộp giảm tốc 70 L = aw1 + aw2 + 0,5.( d a1 + d a ) + 2∆ + 2δ + K ⇒L =814,145 mm Chọn L=815 mm B = 416 mm H= 237 mm  Một số kết cấu khác Chốt định vị Dùng để đảm bảo vị trí tương đối nắp thân trước sau gia công lắp ghép Nhờ có chốt định vị xiết bulơng khơng làm biến dạng vịng ngồi ổ, loại trừ nguyên nhân làm ổ chóng bị hỏng Dùng chốt định vị hình tra bảng 18-4b [II] ta có: d=10; C=1,6; L=30180 Chọn L=70 Cửa thăm Dùng để kiểm tra quan sát chi tiết máy hộp giảm tốc để đổ dầu bôi trơn vào hộp, cửa thăm đậy nắp Kích thước chọn theo bảng 18.5 [II]: A 100 B 75 A1 150 B1 100 C 125 K 87 R 12 vít M8x22 số lượng Nút thông Khi làm việc, nhiệt độ hộp tăng lên Để giảm áp suất điều hồ khơng khí bên bên ngồi hộp, người ta dùng nút thơng Kích thước nút thơng chọn theo bảng 18.6 [II]: A M27x2 K B 15 L 10 C 30 M D 15 N 22 E 45 O G 36 P 32 H 32 Q 18 R 36 I S 32 Nút tháo dầu Dùng nút tháo dầu trụ Sau thời gian làm việc, dầu hộp bị bẩn bị biến chất cần phải thay dầu Để tháo dầu cũ người ta dùng lỗ tháo dầu đáy hộp giảm tốc Khi làm việc lỗ tháo dầu bịt kín nút tháo dầu, tra bảng 18.7 [II] ta kích thước nút tháo dầu: 71 d M20x2 b 15 m f L 28 c 2,5 q 17,8 D 30 S 22 Do 25,4 Que thăm dầu Chiều cao mức dầu hộp kiểm tra thiết bị dầu Dùng que thăm dầu để kiểm tra  Bảng dung sai lắp ghép Dung sai lắp ghép bánh Chọn kiểu lắp trung gian H7/k6 Dung sai lắp ghép ổ lăn Lắp vòng lên trục theo hệ thống lỗ, lắp vịng ngồi vào vỏ hộp theo hệ thống trục Để vịng ổ khơng trơn trượt bề mặt trục bề mặt lỗ hộp nên ta chọn kiểu lắp trung gian Chính lắp ổ lăn lên bề mặt trục ta chọn mối ghép k6, lắp vịng ngồi vào vổ hộp ta chọn H7 Dung sai lắp bạc chặn trục Do bạc chặn có tác dụng chặn chi tiết trục nên ta chọn chế độ lắp có độ hở E9/k6 Dung sai lắp nắp ổ Do nắp ổ có tác dụng chặn vịng ngồi ổ nên ta chọn chế độ lắp có độ hở H7/h8 Dung sai kích thước bao hộp Khoảng cách trục: aw1 = 180 ± 0,063; aw2 = 200 ± 0,072 Chiều dài hộp: L = 644 ± 1,1 Chiều rộng hộp: B = 324 ± 0,97 Chiều cao hộp: H = 187,4 ± 0,97  Bảng dung sai lắp ghép bánh Mối lắp Sai lệch giới hạn (µm) Sai lệch giới hạn (µm) 72 Nmax (µm) Smax (µm) ∅35H7/k6 ∅45H7/k6 ∅65H7/k6 ES +25 +25 +30 es EI +18 +18 +21 ei 0 +2 +2 +2 18 18 21 23 23 28  Bảng dung sai lắp ghép ổ lăn Mối lắp ∅25k6 ∅30k6 ∅65k6 ∅62H7 ∅90H7 ∅100H7 Sai lệch giới hạn (µm) ES es +21 +15 +21 +15 +30 +21 +9 +9 +10 Sai lệch giới hạn (µm) EI ei +2 +2 +2 21 30 -21 -30 -25 -35 Nmax(µm) 15 15 21 21 21 25 Smax(µm) 19 19 28 39 39 45   Bảng dung sai lắp ghép bạc chặn Mối lắp ∅25E9/k6 ∅30E9/k6 ∅35E9/k6 ∅65E9/k6 Sai lệch giới hạn (µm) ES es +92 +15 +92 +15 +112 +18 +134 +21 Sai lệch giới hạn (µm) EI ei +40 +2 +40 +2 +50 +2 +60 +2 73 Smax (µm) 90 90 110 130  Bảng dung sai lắp ghép nắp ổ Mối lắp ∅62H7/h8 ∅90H7/h8 ∅100H7/h8 Sai lệch giới hạn (µm) ES es +30 +0 +30 +35 Sai lệch giới hạn (µm) EI ei -45 -54 -54  Một số hình ảnh chi tiết Nắp quan sát Nút thơng 74 Smax (µm) 75 84 89 Nút tháo dầu Que thăm dầu 75 Vỏ hộp Vỏ hộp Ổ bi 76 Ổ đũa Bulong cạnh ổ 77 Chốt định vị Vít tác 78 TÀI LIỆU THAM KHẢO [I] PGS TS Trịnh Chất- TS Lê Văn Uyển- Tính tốn thiết kế hệ dẫn động khí, nhà xuất giáo dục 1992 [II] PGS TS Trịnh Chất- TS Lê Văn Uyển- Tính tốn thiết kế hệ dẫn động khí, nhà xuất giáo dục 1992 [III] forum.tnut.edu.vn- Bài Giảng Thiết Kế Sản Phẩm Với Cad [IV] Ninh Đức Tốn- Dung Sai Và Lắp Ghép, nhà xuất giáo giục 1991 [V] Vũ Ngọc Pi- Trần Thọ- Nguyễn Thị Quốc Dung- Nguyễn Thị Hồng Cẩm- Cơ Sở Thiết Kế Máy Và Chi Tiết Máy 79