Thuyết minh Đồ án thiết kế sản phẩm với Cad

Lời nói đầu Hiện nay khoa học kỹ thuật đang phát triển nh­ vũ bão, mang lại những lợi Ých cho con người về tất cả nhữnh lĩnh vực tinh thần và vật chất. Để nâng cao đời sống nhân dân, để hoà nhập vào sự phát triển chung của các nước trong khu vực cũng như trên thế giới. Đảng và Nhà nước ta đã đề ra những mục tiêu trong những năm tới là nước công nghiệp hoá hiện đại hoá. Muốn thực hiện được điều đó một trong những ngành cần quan tâm phát triển nhất đó là ngành cơ khí chế tạo máy vì ngành cơ khí chế tạo máy đóng vai trò quan trọng trong việc sản xuất ra các thiết bị công cụ cho mọi ngành kinh tế quốc dân. Để thực hiện việc phát triển ngành cơ khí cần đẩy mạnh đào tạo đội ngũ cán bộ kỹ thuật có trình độ chuyên môn cao, đồng thời phải đáp ứng được các yêu cầu của công nghệ tiên tiến, công nghệ tự động hoá theo dây truyền trong sản xuất . Qua đồ án này Em đã tổng hợp được nhiều kiến thức chuyên môn, giúp Em hiểu rõ hơn những công việc của một kỹ sư tương lai. Song với những hiểu biết còn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực tế chưa nhiều nên đồ án của Em không tránh khỏi những thiếu sót. Em rất mong được sự chỉ bảo của các thầy trong bộ môn Kỹ Thuật Cơ Khí và các Thầy Cô giáo trong khoa để đồ án của Em được hoàn thiện hơn . Cuối cùng Em xin chân thành cảm ơn sự quan tâm chỉ bảo của các Thầy Cô trong khoa và bộ môn Kỹ Thuật Cơ Khí trường Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp và đặc biệt là sự hướng dẫn tận tình của thầy giáo : Ngày tháng năm 2011 Sinh viên Tài liệu tham khảo: Tính toán thiết kế Hệ dẫn động cơ khí .T1 ( I ) Tính toán thiết kế Hệ dẫn động cơ khí .T2 ( II ) Mục lục trang Phần I: tính toán động học hệ dẫn động cơ khí 1. Tính chọn động cơ điện 1.1. Chọn kiểu loại động cơ 4 1.2. Chọn công suất động cơ 5 1.3. Chọn tốc độ đồng bộ của động cơ 5 1.4. Chọn động cơ thực tế 6 1.5. Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ 6 2. Phân phối tỉ số truyền Tỉ số truyền cho các bộ truyền trong hộp giảm tốc 7 3. Tính toán các thông số trên các trục 7 3.1 số vong quay trên các trục 7 3.2. Tính cong suat trên các truc 8 3.3. Tính mô men xoắn trên các trục 8 3.4. Lập bảng kết quả 9 Phần II: Thiết kế các chi tiết truyền động 1. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm 10 2. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh 16 3. Kiểm tra điều kiện bôi trơn cho hộp giảm tốc 22 4. Kiểm tra điều kiện chạm trục 23 Phần III: thiết kế các chi tiết đỡ nối A Thiết kế trục 24 1.1.Tính trục theo độ bền mỏi Tính sơ bộ Tính gần đúng Tính chính xác Tính trục theo độ bền tĩnh (tính quá tải) Tính độ cứng cho trục B Tính chọn ổ lăn 42 1.1. Chọn phương án bố trí ổ 1.2. Tính ổ theo khả năng tải động 1.3. Tính ổ theo khả năng tải tĩnh C Tính chọn then 47 1. Tính chọn then cho trục I 2. Tính chọn then cho trục II 3. Tính chọn then cho trục III D chọn khớp nối 51 Phần IV: cấu tạo vỏ hộp, các chi tiết phụ và chọn chế độ 53 lắp trong hộp 1. Thiết kế các kích thước của vỏ hộp 2. Thiết kế các chi tiết phụ (chốt đTHnh vTH, bu lông vòng vv…) 3. Chọn các chế độ lắp trong hộp Tài liệu tham khảo 1. Trịnh Chất, Lê Văn Uyển, Tính toán hệ dẫn động cơ khí, tập I,NXB Giáo dục, 1999 [I] 2. Trịnh Chất, Lê Văn Uyển, Tính toán hệ dẫn động cơ khí, tập II,NXB Giáo dục, 1999 [II] PHẦN I CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN I . Chọn động cơ điện : . Chọn kiểu loại động cơ điện : Việc chọn 1 loại động cơ điện dùng cho hộp giảm tốc hiện nay thật là đơn giản xong chóng ta cần chọn loại động cơ sao cho phù hợp nhất với hộp giảm tốc của chúng ta , phù hợp với điều kiện sản xuất , điều kiện kinh tế ... : Động cơ điện một chiều : loại động cơ này có ưu điểm là có thể thay đổi trị số của mômen và vận tốc góc trong phạm vi rộng , đảm bảo khởi động êm , hãm và đảo chiều dễ dàng ... nhưng chúng lại có nhược điểm là giá thành đắt , khó kiếm và phải tăng thêm vốn đầu tư để đặt thiết bị chỉnh lưu , do đó được dùng trong các thiết bị vận chuyển bằng điện , thang máy , máy trục , các thiết bị thí nghiệm ... Động cơ điện xoay chiều : bao gồm 2 loại : một pha và ba pha Động cơ một pha có công suất nhỏ do đó chỉ phù hợp cho các dụng cụ gia đình . Trong công nghiệp sử dụng rộng rãi động cơ ba pha :đồng bộ và không đồng bộ . So với động cơ ba pha không đồng bộ , động cơ ba pha đồng bộ có ưu điểm hiệu suất và cosj cao , hệ số tải lớn nhưng có nhược điểm : thiết bị tương đối phức tạp , giá thành cao vì phải có thiết bị phụ để khởi động động cơ , do đó chúng được dùng cho các trường hợp cần công suất lớn (100kw) , khi cần đảm bảo chặt chẽ trị số không đổi của vận tốc góc . Động cơ ba pha không đồng bộ gồm hai kiểu : rôto dây cuốn và rôto lồng sóc . Động cơ ba pha không đồng bộ rôto dây cuốn cho phép điều chỉnh vận tốc trong một phạm vi nhỏ ( khoảng 5%) , có dòng điện mở máy thấp nhưng cosj thấp ,giá thành đắt , vận hành phức tạp do đó chỉ dùng thích hợp trong một phạm vi hẹp để tìm ra vận tốc thích hợp của dây chuyền công nghệ đã được lắp đặt . Động cơ ba pha không đồng bộ rôto lồng sóc có ưu diểm là kết cấu đơn giản , giá thành hạ , dễ bảo quản, có thể trực tiếp vào lưới điện ba pha không cần biến đổi dòng điện song hiệu suất và hệ số công suất thấp so với động cơ ba pha đồng bộ , không điều chỉnh được vận tốc . Từ những ưu , nhược điểm trên cùng với điều kiện hộp giảm tốc của ta và được sự chỉ dẫn của thầy cô , em đã chọn Động cơ điện ba pha lồng sóc. 1.2 . Tính chọn công suất và số vòng quay của động cơ: Động cơ được chọn phải có công suất định mức thoả mãn điều kiện : (kW) - công suất định mức của động cơ; - công suất đẳng trị trên trục động cơ. Do tải trọng là không đổi nên có thể xác định theo công thức : Công suất làm việc trên trục động cơ                  - công suất làm việc trên trục công tác - hiệu suất truyền động từ trục động cơ đến trục công tác : Theo bảng 2.3, ta chọn hiệu suất của các bộ truyền và các cặp ổ trong hệ thống nh­ sau : Hiệu suất bộ truyền Khớp nối = 1 Hiệu suất một Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng = 0,97 Hiệu suất Một cặp ổ lăn = 0,99 Hiệu suất của hệ thống : Suy ra : Công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ : Theo sơ đồ tải trọng không đổi, ta có : . Công suất của động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ đảm bảo cho khi động cơ làm việc nhiệt độ sinh ra không quá mức cho phép. Muốn vậy, ta cần thoả mãn điều kiện . (1) Vậy : Công suất đẳng trị trên trục động cơ phải thỏa mãn: 1.3 xác định số vòng quay đồng bộ của động cơ : Do hệ dẫn động xích tải nên số vòng quay của trục công tác được tính nh­ sau : Với : v : Vận tốc vòng của xích tải Z : Số răng đĩa xích tải p : Bước xích tải + Xác định số vòng quay đồng bộ nên dùng cho động cơ : Chọn sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ : Kể đến sự trượt nên : Tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống : Tra bảng 1.2 ta thấy usb nằm trong khoảng u nờn dựng Có 8<14,3<40 Dễ thấy nằm trong khoảng u của hệ thống nên chọn (2) Từ (1) và (2) ta Chọn động cơ: Với , tốc độ đồng bộ Tra bảng P1.3 ta chọn loại động cơ với các thông số nh­ sau : Loại động cơ Vận tốc quay (v/ph) Công suất (kw) Cosj h% Tmax/Tdn IK/Idn K160S4 1458 7,5 0.86 885 2.2 5,8 1.5. Kiểm tra điều kiện mở máy , điều kiện quá tải cho động cơ: a . Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ : Khi khởi động , động cơ cần sinh ra một công suất mở máy đủ lớn thắng sức ỳ của hệ thống . Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ theo công thức: Trong đó : : là công suất mở máy trên trục động cơ Ta thấy : ( 17>10 ) thỏa mãn điều kiện mở máy nờn mỏy hoạt động bình thường II . Phân phối tỷ số truyền : Tỷ số truyền chung của toàn hệ thống : Trong đó là số vòng quay của động cơ (v/ph) là số vòng quay của trục công tác (v/ph) Do hệ dẫn động gồm các bộ phần truyền mắc nối tiếp nên : =1 :là tỉ số truyền các bộ truyền ngoài hộp, do đây là khớp nối : tỷ số truyền bộ truyền trong hộp. Do đó = =14,3 TỈ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc Vì đây là hộp giảm tốc bánh răng cấp nhanh tỏch đụi Tỉ số truyền trục 2 =2,265 u1 = uh/u2 = 14,3/2,265 =6,313 III . Xác định các thông số trên các trục: 1.TỐC ĐỘ QUAY CỦA CÁC TRỤC trục I : trục II: trục III: 2Tính công suất danh nghĩa trên các trục : Ta có : Công suất trên các trục động cơ : Khi đó : Công suất trên trục I : Công suất trên trục II: Công suất trên trục II: 3.3 . Tính mômen xoắn trên các trục : Ta có Mômen xoắn trên trục thứ k được xác định theo công thức : Momen xoắn trên trục động cơ. các mômen xoắn trên trục động cơ I, II, III là : Trục I : Trục II : (*=/2=131454 (N.mm) ) Trục III: 3.4 Lập bảng thông số khi làm việc: TS TS Trôc Trục Tốc độ quay N (v/ph) Tỷ số truyền u Công suất (kW) Mô men xoắn T(N.mm) Trục động cơ 1450 1 6,65 43798 Trục I 1450 6,584 43364 6,313 Trục II 229,68 6,323 262908 2,265 Trục III 101,4 6,072 571870 PHẦN 2 : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG I : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM 1 . Chọn vật liệu : Đây là hộp giảm tốc chịu công suất trung bình nhỏ nên ta chọn vật liệu là thép nhóm I có độ rắn HB<350 . Khi đó Bánh răng được thường hoá hoặc tôi cải thiện. Vì độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác, đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn cao. Cụ thể, tra Bảng 6.1 ta chọn : Loại bánh răng Nhãn hiệu thép Nhiệt luyện Độ rắn Giới hạn bền (MPa) Giới hạn chảy (Mpa) Nhá 45 Tôi cải thiện HB 192...240 750 450 Lớn 45 Thường hoá HB 170...217 600 340 . Xác định ứng suất cho phép (tra bảng 6.2 ) Trị số của vàlà trị số ứng suất cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở, tra Bảng 6.2 ta chọn : ứng suất tiếp xúc cho phép với số chu kỳ cơ sở : ứng suất uốn cho phép với số chu kỳ cơ sở : Hệ sè an toàn khi tình về tiếp xúc, uốn : ; Chọn độ rắn của bánh răng nhỏ : Chọn độ rắn của bánh răng lớn : Nh­ vậy ứng suất tiếp cho phép: Bánh răng nhỏ: bánh răng lớn: Bộ truyền quay một chiều và tải trọng đặt một phía nên hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải ta chọn:=1. Sè chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc : (HB là độ rắn Brinen) Vậy ta có : Bánh nhá Bánh lớn - Sè chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi tính về uốn với tất cả các loại thép - Sè chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương , Vì tải không đổi nên: N= Với : c : số lần ăn khớp lại trong một vòng quay n : số vòng quay trong 1 phót (n2=229,68(v/ph);n3=101,4(v/ph)) tå : tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét. Ta có: c = 1 (do tải trọng quay 1 chiều nên trong 1 vòng quay 1 đôi răng ăn khớp 1 lần) Vậy : (chu kỳ) ta thấy : , Nên ta chọn : , ð Khi đó , ứng suất tiếp xúc cho phép Ta chọn bánh răng trụ răng thẳng nên: TA CÓ ứng suất cho phép khi quá tải : ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải 1.3 . Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền : 1.3.1. Khoảng cách trục: trong đó : : hệ số chiều rộng vành răng, là tỉ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục. Tra Bảng 6.6 (I) ta chọn : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng. Tra bảng 6.5 ta chọn : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc. Với hệ số Tra bảng 6.7 (I)Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng vata chọn , b. Xác định các Thông số ăn khớp : Môđun Tra bảng Trị số tiêu chuẩn của môđun, ta chọn môđun : Chiều rộng vành răng : Số răng banh nhỏ : ( chọn =37 răng) Số răng banh lớn: =.=2,265.37=83,8 (chọn =84 răng) Þ=+=84+37=121răng Tỉ số truyen thực u=84/37=2,27 các thông số hình học của bộ truyền: đường kính vòng chia: d3= z3 . m= 37. 3 = 111 mm d4 =z4 . m=84 . 3 = 252 mm đường kính vòng đỉnh: mm mm + Đường kính lăn : khoảng cách trục mm chiều rộng vành răng bánh bị dẫn: mm. bánh dẫn: mm vân tốc vòng bánh răng Theo bảng 6.13 [3] chọn cấp chính xác là 9. Xác định giá trị các lưc : Bánh dẫn lực vòng : lục hướng tâm: Fr2= Ft2tga= 886N. (goc ap lực a=200 ) bánh bị dẫn: lực vòng : lực hướng tâm: Fr2= Ft2tga=1692,2N. kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc Theo bảng P2.3 phụ lục, ta chọn hệ số tải trọng động : Tra bảng 6.5 chon ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc : KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc : =1,02.1,01.1,1=1,13 Ta có hệ số trùng khớp dọc cos=1,75 Ze : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng : Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [sH]CX = [sH].Zv.ZR.KxH Þ lấy KxH = 1 , Zv=1 Với cấp chính xác 9 chọn ZR = 0,96 [sH]CX = 409,09.1.1.0,95=392,7( MPa) chênh lệch: bánh răng thỏa mãn điều kiện ứng xuất tiếp xúc. Tinh lai b=70,8.=69,7(mm) kiểm nghiệm độ bền uốn Trong đó : T2 : mômen xoắn trên bánh chủ động T2 =262908 (N.mm) mn : modun pháp mn = 3 (mm) Ye : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Yb : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng : YF3, YF4 : là hệ số dạng răng của bánh 3 và 4, chúng phụ thuộc vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh Số răng tương đương : Zv3 = Vì ta không dùng răng dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x = 0 . Tra Bảng 6.18 [1] :Trị số của hệ số dạng răng ta được : YF3= 3,7 YF4= 3,6 Tra Bảng 6.7 [1] :Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng được KFb= 1,08 Tra Bảng 6.14 : trị số hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn với bánh răng thẳng KFa = 1,37 ( v < 5 ) Þ thoả mãn điều kiện độ bền uốn 1.3.5 . Kiểm nghiệm răng về quá tải : Khi làm việc răng có thể bị quá tải ( VD : lúc mở máy , hãm máy ..) với hệ số quá tải ứng suất tiếp xúc cực đại : - thoả mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt. ứng suất uốn cực đại : thoả mãn điều kiện phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng BẢNG THÔNG SỐ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC cấp chậm bánh dẫn bánh bị dẫn khoảng cách trục (aw) 177 đường kính vòng chia (d) 111 252 đường kính vòng đỉnh (da) 117 258 tỉ số truyền thực 2,27 chiều rộng vành răng (bw) 77,28 72,28 Góc áp lực () 20 Góc nghiêng răng b 0 B. TÍNH TOÁN BÁNH RĂNG NGHIấNG CẤP NHANH ứng suất tiếp cho phép: Bánh răng nhỏ: bánh răng lớn: Bộ truyền quay một chiều và tải trọng đặt một phía nên hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải ta chọn:=1. Sè chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc : (HB là độ rắn Brinen) Vậy ta có : Bánh nhá Bánh lớn - Sè chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi tính về uốn với tất cả các loại thép - Sè chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương , Vì tải không đổi nên: N= (chu kỳ) ta thấy : , Nên ta chọn : , ð Khi đó , ứng suất tiếp xúc cho phép Ta chọn bánh răng nghiêng nên: ) Thoả mãn điều kiện : Ta có ứng suất cho phép khi quá tải : ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải - Khoảng cách trục: Với hệ số (Nmm) b. Xác định các Thông số ăn khớp : Môđun Tra bảng Trị số tiêu chuẩn của môđun, ta chọn môđun : Chiều rộng vành răng : Xác định số răng , , hệ số dịch chỉnh : Công thức quan hệ : Chọn sơ bộ ð số bánh răng nhỏ : (r) Chọn (r) ð (r) Chọn Do đó, tỉ số truyền thực sẽ là : - Góc nghiêng : Þ + Đường kính chia : + Đường kính lăn : + Đường kính đỉnh răng : + Đường kính chân răng : + Góc profin gốc ( góc áp lực ) : a = 200 + Đường kính vòng tròn cơ sở : + Góc profin răng = góc ăn khớp : + Hệ số trùng khớp ngang: thoả mãn + Hệ số trùng khớp dọc : e b>1 thoả mãn 1.3.3 . Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc : ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền cấp chậm phải thoả mãn điều kiện : Trong đó : ZM : Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp. Tra trong Bảng 6.5 [1] được ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc : bb là góc nghiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở: Þ bb = 32,490 Ze : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng : KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc : . trong đó : KHb = 1,24 (Hệ số tập trung không đều của tải trọng_Tra theo bảng 6.7 với sơ đồ 3 ) Vận tốc vòng của bánh răng tại điểm ăn khớp Tra Bảng 6.13 : Chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng: với v < 4 (m/s) Þ cấp chính xác của bánh răng là 9. Tra bảng 6.14 [] ta được K=1,13 KHv : là hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp Nên Ta cã : Vậy: ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc : Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép: Với : , = 1,15 , Đường kính vòng đỉnh da < 700 (mm) Þ Lấy K = 1 ta chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 7 khi đó cần gia công bánh răng đạt độ nhám Ra =1,25 ¸ 2,5 (mm) Þ ZR = 0,95 =418,18.1,15.0,95.=456,86(MPa) Chênh lệch : Vậy thoả mãn độ bền tiếp xúc Tớnh lại b=46,8=45,28(mm) 5 . Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn : Để đảm bảo độ bền uốn cho răng , ứng suất uốn sinh ra tại chân răng nhỏ hơn ứng suất cho phép : Ye : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Yb : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng : Tra bảng 6.18 [1] ta được : YF1= 3,99; YF2= 3,6 Tra bảng =1,12 Suy ra - ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh 1 và 2 : Þ Thoả mãn điều kiện bền uốn 6.Kiểm nghiệm răng về quá tải : ứng suất tiếp xúc cực đại : BẢNG THÔNG SỐ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC Cấp nhanh Bánh dẫn bánh bị dẫn khoảng cách trục (aw) 117 đường kính vòng chia (d) 31,69 202,32 đường kính vòng đỉnh (da) 35,69 206,32 tỉ số truyền thực 6,385 chiều rộng vành răng (bw) 51,8 46,8 Góc áp lực () 20 Góc nghiêng răng b 34,86 6.Điều kiện bôi trơn ngâm dầu: 6.1 . Cặp bánh răng cấp nhanh : - Chiều cao răng : h1 = h2 = 2,25.m = 2,25.2=4,5 (mm) - Chiều sâu ngâm dầu : l2 = (0,75 ¸2)h = 3,375 ¸9 (mm) nhưng chiều sâu này không được nhỏ hơn 10 Þ ta lấy l2 = 10 (mm) - Mức dầu tối thiểu : Mức dầu tối đa : vì vn = 2,405 (m/s) > 1,5 nên x2max = x2min -10 = 93,16- 10 = 83,16 (mm) 6.2 . Cặp bánh răng cấp chậm : - Chiều cao răng : h3 = h4 = 2,25.m = 2,25.3 = 6,75 (mm) - Chiều sâu ngâm dầu : l2 = (0,75 ¸2)h = 5,06 ¸ 13,5 (mm) nhưng chiều sâu này không được nhỏ hơn 10 Þ ta lấy l4 = 10 (mm) - Mức dầu tối thiểu : Mức dầu tối đa : vì vn = 1,299 (m/s) < 1,5 nên x4max = = 32,25 . Mức dầu chung : xmin = min(x2min ,x4min) = x2min = 93,16(mm) xmax = max(x2max,x4max) = x2max = 83,16(mm) Dx = xmin - xmax = 93,16-83,16=10 >5 Vậy hộp giảm tốc thỏa mãn điều kiện bôi trơn ngâm dầu Sơ đồ kiểm tra điều kiện bôi trơn 7. điều kiện chạm trục DISB ³ 120 DIISB ³ 120 DIIISB ³ 120 aI = aw1- da3 / 2- dISB / 2 = 117-117 / 2 -19,87 / 2 = 48,5 (mm) >0 aII = aw2- da2 / 2 -dIIISB / 2 = 177- 206,32/ 2 -36,23 / 2 = 55,73 (mm) >0 Vậy đảm bảo điều kiện không trạm trục. Phần III :Thiết kế trục 1 . Chọn vật liệu : Trục chỉ chịu tải trọng trung bình nên ta dùng thép 45 tôi cải thiện có =600(MPa), ứng suất xoắn cho phép =12..20(MPa) để chế tạo. 2.Tính sơ bộ đường kính trục. Theo ( 10.9 ) đường kính trục thứ k với k = 1...3 xác định theo công thức: Tk:Mô men xoắn trên trục thứ k. [τ]:ứng suất xoắn cho phép của vật liệu làm trục với thép 45 ta có [τ] = 18 (MPa) Với : T1 = 43364 N.mm ) T2 = 262908 ( N.mm ) T3 = 571870 ( N.mm ) Do đó: (mm) (mm) (mm) Ta lấy kích thước trục chuẩn là:dIsb = 30 ( mm ) ; dIIsb = 50 ( mm ); dIIIsb = 60 ( mm ). 3 . Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực: Dùa theo đường kính trục sơ bộ ta sử dụng bảng 10.2 [tthtdđ tập 1] để chọn chiều rộng ổ lăn : d(mm) 30 50 60 (mm) 19 27 31 Chiều dài mayơ bánh đai ,bánh đĩa xích mayơ bánh răng trụ được tính theo công thức : lm =(1,2…1,5)d Chiều dài mayơ bánh răng: +Bánh 1 và 1' lm13 = (1,2¸1,5).dIsb = (1,2¸1,5).30=36 ¸45 mm Lấy lm13 = 45mm (để đảm bảo ≥ bw1 = 45mm) +Bánh 2 và 2' lm22 = (1,2¸1,5).dIIsb = (1,2¸1,5).50 lm22 = (60¸75)mm Lấy lm22 = 60 mm +Bánh 3 lm23 = (1,2¸1,5).dIIsb = (1,2¸1,5).45=60 ¸75 mm Lấy lm23 = 72 mm (để đảm bảo ≥ bw3 = 67mm) +Bánh 4 lm32 = (1,2¸1,5).dIIIsb = (1,2¸1,5).60=72 ¸90 Lấy lm32 = 85 mm - Chiều dài mayơ nửa khớp nối trục vòng đàn hồi : lm33 = (1,4 ¸2,5).d1 =(1,4 ¸2,5).60 = 74 ¸150 chọn lm33 =80 (mm) Các kích thước liên quan tra theo bảng 10.3 : Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc giữa các chi tiết quay k1 = 10 Khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp k2 =10 Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ k3 = 15 Chiều cao nắp ổ và đầu bulông hn = 15 Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến các chi tiết quay : * Trục II: l12 = 0,5(lm22+b02) + k1 + k2 = 0,5( 60+ 27) + 10 + 10 = 68,5 (mm) l23 = 0,5(lm22+lm23) +k1+l22 = 0,5(60+ 72) +10 + 63,5 = 148,5 (mm) l24 = 2l23 - l22 = 2.139,5-63,5 =228,5 mm l21 = 2l23 = 297 mm * Trục I: lc14 = 0,5.(lm13+b01)+K3+hn = 0,5.(45+19)+15+15=59,5mm l12 = l22=68,5mm l13 = l11-l12=297-68,5=228,5(mm) l11 = l21 = l31= 297 mm * Trục III: l32 = l23 = 148,5mm l31 = l21 = 290mm l33 = 2.l32 + lc33 Trong đó: lC33 = 0,5(lm33 + b0) + k3 + hn = 0,5(80 +31) + 15 + 15 = 85,5 è l33 = 2l32 + lc33 = 2.150,5 +85,5 =385,5 mm sơ đồ tính khoảng cách đối với hộp giảm tốc 4 . Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục: a. Bộ truyền bánh răng cấp nhanh Ft= F't1 = Ft= F't2=F't2= = 2.21862/31,69= 1368,38 (N) Fr= F'r1= Fr2= F'r2= Ft= 1368,38= 739,7 (N) Fa = F'a1= Fa= F'a2= Fttgb = 1368,38.tg(34,860) = 953,2 (N) Lực khớp nối từ động cơ: Fkn=0,3.2. TI/ D1=0,3.2.43364/110=236,53 (N) D1 = 110 mm - đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của nối trục vòng đàn hồi, tra theo bảng 16.10[II] b. Bộ truyền bánh răng cấp chậm: Ft= Ft= = 2.262908/111= 4737,1(N) Fr= Fr= Ft=4737,1.= 2101,2 (N) Lực khớp nối đến xich tải: Fkn=0,3.2. TIII/ D3=0,3.2.571870/195=1759,6 (N) D1 = 195 mm - đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của nối trục vòng đàn hồi, tra theo bảng 16.10[II] 5 . Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục : a . Trục I : Trên trục I gồm 2 chi tiết quay là bánh răng Z1 và Z2 do đó các lực tác dụng lên trục gồm : Ft1 = F't1 = 1368,38N Fr1 = F'r1 = 739,7 N Fa1 = F'a1 = 953,2 N l11 = 297mm l12 = 68,5mm l13 = 228,5mm lc13 =59,5mm Ma1 = M'a1 = Fa1. = 953,2.31,69/2=15103,45(N.mm) Fkn=236,53 TI = 43364(N.mm) Xác dịnh phản lực tại các ổ : + Theo phương nằm ngang (mặt phẳng zox) FAY = FBY = F r1= 739,7 N + Theo phương thẳng đứng (trong mặt phẳng zoy): Lấy mômen tại B : SMBX = FBX.BE -Ft1(BC+BD )+Fkn1.AB= 0 FBX = FBx =(1368,38(68,5+228,5)+236,53.59,5)/297=1415,7 SPx = FBx + FAx- 2Ft1-Fkn1=0 FAX=2Ft1+Fkn-FBx=2.1368,38+236,53-1415,7=1557,6 (N) + Theo phương z (Trong mặt phẳng xoy): Mt1 = M't1 = TI/2=43364/2=21682N Từ đây ta có biểu đồ mômen nh­ hình vẽ Tính đường kính các đoạn trục : d Trong đó [s] là ứng suất cho phép của thép chế tạo trục, tra theo bảng 10.5 với đường kính trục dsb= 30 (mm), thép 45 có sb = 600 (MPa) Þ [s] = 63 (MPa) Mtd là tổng mômen tại tiết diện đang tính Mtd = Tại tiết diện A: Mx=0 (N) My=0 T= Mz=43364 MAtd = 37554,33 N.mm è d 18,14mm Tại tiết diện B: Mx = 14073,53 (Nmm) ; My = 0 (Nmm) ; T =43364 ® Mtd= = 40104,75 (Nmm) d =18,53 mm Tại tiết diện C: Mx =82905,415 My =50669,45 (Nmm) ; T = 43364 (Nmm) ® Mtd = = 104168,27 (Nmm) d = 25,5(mm) Tại tiết diện D: Mx = 90487,81 My =50669,45 (Nmm) ; T = 21682 (Nmm) ® Mtd = = 105394,58 (Nmm) d = 25,57 (mm) - Xuất phát từ yêu cầu độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau: + Đường kính đoạn trục lắp với khớp nối: dA ≥ 18,14mm + Đường kính đoạn trục lắp với ổ lăn: dB ≥ 18,53mm + Đường kính đoạn trục lắp với bánh răng: dC ≥ 25,5mm dD ≥ 25,57mm Lấy dC = dD = 26 mm Ta chọn: dA=20 mm dB=dE =25 mm dC=26 mm dD=26 mm b . Trục II : Sơ đồ các chi tiết quay và lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục : Ft2 = F't2 = 1368,38N Fr2 = F'r2 = 739,7N Fa2 = F'a2 = 953,2N Ft3 = 4737,1 N Fr3 = 2101,2 N l21 = 297 mm l22 = 68,5mm l23 = 148,5mm l24 = 228,5mm Ma2 = M'a2 = Fa2. = 953,2.202,32/2=96425(N.mm) TII = 262908 N.mm + Theo phương nằm ngang (mặt phẳng zox) Lấy mômen tại A : SMAy = FBY. AE+ Fr2.( AB+ AD )- Fr3.AC =0 FBY = Trong đó: AB= l22 ;AC= l23 ;AD= l24 ;AE= l21 FBY= FAY=(2101,2.148,5-739,7(68,5+228,5))/297 = 310,9(N) + Theo phương nằm ngang (mặt phẳng zoy) Lấy mômen tại A : SMAx = FBx. AE- Ft2.( AB+ AD )- Ft3.AC = 0 FBx = Trong đó: AB= l22 ;AC= l23 ;AD= l24 ;AE= l21 FBx= Fax=(1368,38(68,5+228,5)+4737,1.148,5)/297=3736,9(N) + Theo phương z ta có lực Ft gây ra momen xoắn. Mt2 = M't2 = TII/2=262908/2=131454N.mm Tính đường kính các đoạn trục : d Trong đó [s] là ứng suất cho phép của thép chế tạo trục, tra theo bảng 10.5 với đường kính trục dsb= 30 (mm), thép 45 có sb = 600 (MPa) Þ [s] = 63 (MPa) Mtd là tổng mômen tại tiết diện đang tính Mtd = Tại tiết diện B: Mx=255977,65 My =75128,35 (Nmm) ; T =262908 MAtd = =350726,8 N.mm è d =38,18 mm Tại tiết diện C: Mx = 445459,25 (Nmm) ; My = 8919,65(Nmm) ; T =262908 ® Mtd = =500353,8 (Nmm) d = 42,98 (mm) Tại tiết diện D: Mx=255977,65 My =75128,65 (Nmm) ; T =262908 MAtd = =350726,8 N.mm è d =38,18 mm - Xuất phát từ yêu cầu độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục nh­ sau: + Đường kính đoạn trục lắp với bánh răng 2 và 2': d ≥ 38,18 mm + Đường kính đoạn trục lắp với bánh răng 3: d ≥ 42,98 mm Theo đường kính tiêu chuẩn ta chọn: dB=40 mm dA=dE=35mm dC=50 mm dD=40 mm c. Trục III : Sơ đồ các chi tiết quay và lực từ các chi tiết quay tác dụng lên Ft4 = 4737,1 N Fr4 = 2101,2 N l31 = 297mm l32 = 148,5mm lc33 = 85,5mm l33 =389,3 mm Fkn2 = 1759,6 TIII = 571870N.mm và các phản lực liên kết tại 2 ổ chư xác định được : * Trong mặt phẳng yoz: FAY=FBY=Fr4 /2=2368,55N * Trong mặt phẳng xoz: SMA =Fkn2 .389,3 + FBX .297 -Ft4.148,5 = 0 =>FBX=62,11 N FAX = -FBX- Fkn2+Ft4 =2915,39N * Trong mặt phẳng xoy: TIII = 571870 N.mm Tại tiết diện B: Mx=420969,7 My = 351729,6 (Nmm) ; T =571870 MAtd= =739057,3 N.mm è d =48,9mm Tại tiết diện C: Mx=150445,8 My = 0 (Nmm) ; T =571870 MAtd = =517600,6 N.mm è d =43,47 mm Tại tiết diện D: Mx= 0 My = 0 (Nmm) ; T =571870 MAtd = =495253,95 N.mm è d =42,83 mm - Xuất phát từ yêu cầu độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục nh­ sau: + Đường kính đoạn trục lắp với bánh răng 4: d 48,9 mm + Đường kính đoạn trục lắp với nửa khớp nối: d 42,83 mm + Đường kính đoạn trục lắp với ổ lăn: d 43,47 mm Ta chọn: DB=60 mm DA = DC=55 mm dD=50 mm 6. Kiểm nghiệm trục với độ bền mỏi: a, Kiểm nghiệm trục: Để trục được đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại tiết diện nguy hiểm thoả mãn điều kiện : sj = ssj.stj/³ [s] Trong đó : [s] là hệ số an toàn cho phép [s] = 1,5 ...2,5 ssj , stj hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j ssj = stj = với thep 45 toi cải thiện co :sb =600 MPa Với s-1và t-1là giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng s-1= 0,436sb = 0,436.600 = 216,6 (MPa) t-1 = 0,58.s-1 = 0,58.216,6 = 151,73 (MPa) sạj ,taj , smj , tmj là biên độ và trị số của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j : saj = ; smj = Với trục quay ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xúng do đã smj = 0 ; saj = smaxj = Mj = ; Wj Mômen cản uốn của tiết diện trục tính theo công thức trong bảng 10.6 Với trục quay 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động do đó tmj = taj = tmaxj/2 = W0j Mômen cản xoắn của tiết diện trục tính theo công thức trong bảng 10.6 ys và yt là hệ số kể đến ảnh hưỏng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi , Tra theo bảng 10.7 Ksdj và Kt dj là hệ số được xác định theo công thức sau : K sdj = (Ks /es + Kx – 1 )/Ky K tdj = (Kt /et + Kx – 1 )/Ky Trong đó : Kx là hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt , phụ thhuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bbè mặt cho trong bảng 10.8 : Chọn phưong pháp tiện Ra 2,5…0,63 ® Kx = 1,06 Ky là hệ số tăng bền mặt trục cho trong bẳng 10.9 phụ thuộc vào phương pháp tăng bền , cơ tính vật liệu : ta không dùng phương pháp tăng bền do đó lấy Ky = 1 es và et là hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi trị số có trong bảng 10.10 Ks và Kt là hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn trị số của chúng phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất Ks=1,76 và Kt=1,54 Chọn kết cấu của then dạng bằng, ranh tạo bởi dao phay ngon. Tra bảng 9.1a và 10.10 ta co: trục Điem chịu tải Momen Mtd Momen xoắn T d b t1 es et I D 105394,58 43364 26 8 4 0,83 0,89 II C 500353,8 262908 50 14 5,5 0,81 0,70 III B 739057,3 571870 60 18 7 0,785 0,745 1.Kiem nghiem truc 1 Dựa vào kết cấu trục và biểu đồ mômen tương ứng ta thấy tiết diện tại điểm D là tiết nguy hiểm cần kiểm tra, dD =26 mm WD = = 1427,6 è sad = 105394,58/1427,6= 73,8 W0D = = 3153,2 è tad= 43364/3153,2= 13,75 K sdj = (Ks /es + Kx – 1 )/Ky =(1,76/0,83+1,06-1)/1=2,18 K tdj = (Kt /et + Kx – 1 )/Ky =(1,54/0,89+1,06-1)/1=1,8 ssj = =261,6/(2,18.73,8+0,05.0)=1,35 stj = =151,73/(1,8.13,75+0.20,25)=6,1 Khi đó: sj = ssj.stj/³ [s] =1,35.6,1/ =1,52 > [s] Suy ra thỏa mãn điều kiện bền mỏi Kiem nghiem truc II: Dựa vào kết cấu trục và biểu đồ mômen tương ứng ta thấy tiết diện tại điểm C là tiết nguy hiểm cần kiểm tra, dC =50 mm Wc = = 10740,83 è saA = 500353,8/10740,83 = 46,58 W0A = = 23006,46 è taA= 262908/23006,46= 11,43 K sdj = (Ks /es + Kx – 1 )/Ky =(1,76/0,81+1,06-1)/1=2,23 K tdj = (Kt /et + Kx – 1 )/Ky =(1,54/0,70+1,06-1)/1=2,08 ssj = =261,6/(2,23.46,58+0,05.0)=2,52 stj = =151,73/(2,08.11,43+0.20,25)=6,38 Khi đó: sj = ssj.stj/³ [s] =2,52.6,38/ =2,35 > [s] Suy ra thỏa mãn điều kiện bền mỏi Kiểm nghiệm trục III: Dựa vào kết cấu trục và biểu đồ mômen tương ứng ta thấy tiết diện tại điểm B là tiết nguy hiểm cần kiểm tra, dB =60 mm WA = = 18245,55 è saA = 571870/18245,55 =31,34 W0A = = 36491,1 è taA= 571870/36491,1= 15,67 K sdj = (Ks /es + Kx – 1 )/Ky =(1,76/0,785+1,06-1)/1=2,3 K tdj = (Kt /et + Kx – 1 )/Ky =(1,54/0,745+1,06-1)/1=2,13 ssj = =261,6/(2,3.31,34+0.0,05)=3,00 stj = =151,73/(2,13.15,67+0.20,25)=4,55 Khi đó: sj = ssj.stj/³ [s] =3.4,55/ =2,50> [s] Suy ra thỏa mãn điều kiện bền mỏi 2 Kiểm nghiệm độ bền tĩnh Để phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoăc quá tải do phá hỏng đọt ngột, ta cần tiến hành kiểm nghiệm trục về bền tĩnh. Công thức kiểm nghiệm: σtd= £ [σ] Trong đó: σ= τ= [σ]=0,8 σch=360 MPa Trục I: D là điểm nguy hiểm nhất lúc quá tải có: Mmax=105394,58 Nmm Tmax= 43364 Nmm d=26 mm σ= = 59,96 N/ τ= = 24,67N/ σtd= =73,63£ [σ] Trục I thỏa mãn độ bền tĩnh Trục II: C là điểm nguy hiểm nhất lúc quá tải có: Mmax=500353,8 Nmm Tmax= 262908 Nmm d=50 mm σ= = 40 N/ τ= = 21,03 N/ σtd= =54,1£ [σ] Trục II thỏa mãn độ bền tĩnh Trục III: B là điểm nguy hiểm nhất lúc quá tải có: Mmax=739057,3 Nmm Tmax= 571870 Nmm d=60 mm σ= =34,22N/ τ= = 26,48N/ σtd= =57,22£ [σ] Trục III thỏa mãn độ bền tĩnh B:TÍNH CHỌN Ổ LĂN Kích thước ổ lăn được chọn theo hai chỉ tiêu: Khả năng tải động nhằm đề phòng tróc dỗ các bề mặt làm việc và khả năng tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư. Khi chọn sơ đồ bố trí ổ lăn còn phải đảm bảo sao cho tải trọng dọc trục không được cân bằng ở cặp răng kề bên , không được tác động vào trục tuỳ động của cấp phân đôi nếu không thì sự cân bằng của tải trọng dọc trục ở cấp phân đôi sẽ bị phá vỡ và công suất sẽ phân bố không đều cho các cặp phân đôi này. Vì vậy ở hộp giảm tốc này dùng ổ cố định cho trục II và trục III còn ổ của trục I là ổ tuỳ động I. Chọn ổ trục I 1. Chọn loại ổ Sơ đồ bố trí ổ trụcI FAY = FBY = 739,7 N FAX= 1557,6N FBX = 1415,7N Fa1 = F'a1 = 953,2 N * Tổng phản lực tác dụng lên ổ: FrA = =1724,3N FrB = = 1597,29 Vậy tiến hành kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn:FRA =1724,3 N * Xét tỷ số:. Chọn ổ đũa trụ ngắn đỡ. Loai ổ này không cho phép tiếp nhận lực dọc trục và khử được sai số về góc nghiêng của răng đảm bảo cho hai cặp bánh răng vào khớp, ngoài ra khi nhiệt độ tăng trục có thể di chuyển dọc trục về cả hai phía. Khả năng tải và độ cứng cao, thuận lợi trong lắp ghép (các vòng của ổ có thể tháo dời theo phương dọc trục) 2. chọn sơ bộ ổ Căn cứ vào đường kính đoạn trục lắp ổ d = 25mm, tra theo bảng P2.8[I], chọn ổ đũa trụ ngắn đỡ kiểu 2000, cỡ nhẹ Kí hiệu ổ d, mm D, mm B, mm r1, mm r, mm Đường kính con lăn, mm Chiều dài con lăn, mm C, KN Co, KN 2305 25 62 17 2 2 9 9 11,9 7,38 Bảng thông số ổ trụcI 3. Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ Khả năng tải động của ổ Cd được tính theo công thức: Trong đó: Q : Tải trọng động quy ước ( KN) L : Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay m : Bậc của đường cong mái khi thử về ổ lăn, m=3 đối với ổ bi l; m=10/3 đối với ổ đũa Gọi Lh là tuổi thọ của ổ lăn tính bằng giờ thì: Chọn Lh= 18000 VậyL =Lh.n.60.10 =10.18000.60.1450=1566 (triệu vòng quay) Tải trọng động quy ước: Đối với ổ đũa trụ ngắn đỡ, tải trọng động quy ước, xác định nh­ sau: Q =VFRA.Kt.Kđ Trong đó: Fr - phản lực hướng tâm tác dụng trên ổ V - hệ số kế đến vòng nào quay, V =1(vòng trong quay) Kt - hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, lấy Kt = 1 Kđ - hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tra theo bảng 11.3[I], Kđ = 1,3 (va đập vừa và rung động, quá tải ngắn hạn và tới 150% so với tải trọng tính toán: hộp giảm tốc phân đôi cấp nhanh) Q1 = 1. 1724,3.1.1,3 = 2241,59 N =2,242KN Vậy: Cđ = 2,242.(1566) = 20,37 KN < C = 22,6KN Vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động 2. Tính kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ Chọn ổ theo khả năng tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư hoặc dính bề mặt tiếp xúc, theo điều kiện sau: Trong đó: Co  - khả năng tải tĩnh Qt - tải trọng tĩnh quy ước là trị số lớn nhất trong hai giá trị sau: Qt = Xo.FrB + Yo.F RA Qt = FrA Với Xo , Yo - hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục, tra theo bảng 11.6[I] Chọn Qt = FrA = 1,724KN < Co = 14,3 KN Vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải tĩnh II. Chọn ổ trục II 1. Chọn loại ổ Sơ đồ bố trí ổ trụcII FBx= Fax=3736,9(N) FBY= FAY = 310,9(N) Fa2 = F'a2 = 953,2 N * Tổng phản lực tác dụng lên ổ: FrA = FrB = = 3749,8 N Vậy ta tiến hành kiểm nghiệm cho ổ chịu tải ổ thứ A Do hai ổ chịu lực dọc hướng tâm nh­ nhau nên : * Xét tỷ số:. . Chọn ổ đũa côn đỡ chặn. Loại ổ này có thể chịu cả lực hướng tâm lẫn lực dọc trục lớn. ổ đũa côn đỡ chặn có thể chịu được lực hướng tâm bằng 170% so với ổ bi đỡ một dãy cùng kích thước. Loại này được dùng nhiều trong chế tạo máy vì tháo lắp đơn giản, điều chỉnh khe hở và bù lượng mòn thuận tiện. So với ổ bi đỡ - chặn , ổ đũa côn đỡ chặn chịu được tải trọng lớn hơn , độ cứng cao hơn, thuận tiện khi tháo lắp.Và bố trí ổ theo kiểu chữ “ O “ 2. chọn sơ bộ ổ Căn cứ vào đường kính đoạn trục lắp ổ d = 35mm, tra theo bảng P2.11[I], chọn ổ đũa côn đỡ chặn cỡ đặc biệt nhẹ Kí hiệu ổ d, mm D,mm B, mm r1, mm r, mm α0 C, KN Co, KN D1,mm T, mm 7207 35 72 17 0,8 2 13,83 35,2 26,3 59 18,25 Bảng thông số ổ trụcII 3. Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ Khả năng tải động của ổ Cd được tính theo công thức: Trong đó: Q : Tải trọng động quy ước ( KN) L : Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay m : Bậc của đường cong mái khi thử về ổ lăn, m=3 đối với ổ bi; m=10/3 đối với ổ đũa Gọi Lh là tuổi thọ của ổ lăn tính bằng giờ thì: Lh=18000 h => L =Lh.n.60.10 =10.18000.60.229,68=248,05 (trieu vong quay) Tải trọng động quy ước: Đối với ổ đũa côn đỡ chặn , tải trọng động quy ưỡc, xác định nh­ sau: Q =.Kt.Kđ Trong đó: Fr - phản lực hướng tâm tác dụng trên ổ V - hệ số kế đến vòng nào quay, V =1(vòng trong quay) Kt - hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, lấy Kt = 1 Kđ - hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tra theo bảng 11.3[I], Kđ = 1,3 (va đập vừa và rung động, quá tải ngắn hạn và tới 150% so với tải trọng tính toán: hộp giảm tốc phân đôi cấp nhanh) X- hệ số tải trọng hướng tâm Y- hệ số tải trọng dọc trục * Xác định lực dọc trục Fa tác dụng lên ổ : - Lực dọc trục phụ : Fsi=0,83e.Fri Với ổ đũa côn : e = 1,5.tg α = 1,5.tg13,83= 0,37 Và FrA = 3749,8N => FsA = FsB= 0,83.0,37. 3749,8= 1151,56 (N) tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ đang xét: FzA= FsB + F'a2- Fa2 = 1151,56(N) Vậy Fa = max { FsA, FzB } = FsA = FzB= 1151,56(N) *xác định các hệ số X và Y : xét tỉ số : ==0,3< e=0,37 tra bảng 11.4[I] trị số của các hệ số tảI trọng X,Y và hệ số thực nghiệm e ta có: X = 1, Y =0 Vậy tảI trọng động của ổ: Q1 = (1.1. 3749,8+0.840,33).1.1,3=4874,7(N) 4,875(KN) Vậy: Cđ =4,875.(248,05) = 26,55 ( KN)< C = 35,2 ( KN) Vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động 2. Tính kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ Chọn ổ theo khả năng tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư hoặc dính bề mặt tiếp xúc, theo điều kiện sau: Trong đó: Co  - khả năng tải tĩnh Qt - tải trọng tĩnh quy ước là trị số lớn nhất trong hai giá trị sau: Qt = Xo.Fr + Yo.Fa Qt = Fr Với Xo , Yo - hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục, tra theo bảng 11.6[I] Qt = FrA = 3,749 KN < Co = 26,3 KN Vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải tĩnh III. Chọn ổ trục III 1. Chọn loại ổ Sơ đồ bố trí ổ trụcIII FAY=FBY=2368,55 FBX=62,11 N FAX =2915,39 N Fa2 = F'a2 = 953,2 N * Tổng phản lực tác dụng lên ổ: FrA = = 3756 N FrB = = 2369,36 N Vậy ta tiến hành kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn:FrA= 3756 N * Xét tỷ số:. . Chọn ổ đũa côn đỡ chặn. Loại ổ này có thể chịu cả lực hướng tâm lẫn lực dọc trục lớn. ổ đũa côn đỡ chặn có thể chịu được lực hướng tâm bằng 170% so với ổ bi đỡ một dãy cùng kích thước. Loại này được dùng nhiều trong chế tạo máy vì tháo lắp đơn giản, điều chỉ khe hở và bù lượng mòn thuận tiện. So với ổ bi đỡ - chặn , ổ đũa côn đỡ chặn chịu được tải trọng lớn hơn , độ cứng cao hơn, thuận tiện khi tháo lắp.Và bố trí ổ theo kiểu chữ “ O “ 2. chọn sơ bộ ổ Căn cứ vào đường kính đoạn trục lắp ổ d = 55mm, tra theo bảng P2.11[I], chọn ổ đũa côn đỡ chặn cỡ đặc biệt nhẹ Kí hiệu ổ d, mm D, mm B, mm r1, mm r, mm α0 C, KN Co, KN 2007111 55 90 22 0,8 2 12,5 49,1 45,2 Bảng thông số ổ trụcIII 3. Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ Khả năng tải động của ổ Cd được tính theo công thức: Trong đó: Q : Tải trọng động quy ước ( KN) L : Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay m : Bậc của đường cong mái khi thử về ổ lăn, m=3 đối với ổ bi l; m=10/3 đối với ổ đũa Gọi Lh là tuổi thọ của ổ lăn tính bằng giờ thì: Với Lh= 18000 Vậy => L =Lh.n.60.10 =10.18000.60.101,4=109,5 (triệu vòng quay) Tải trọng động quy ước: Đối với ổ đũa côn đỡ chặn , tải trọng động quy ưỡc, xác định nh­ sau: Q =.Kt.Kđ Trong đó: Fr - phản lực hướng tâm tác dụng trên ổ V - hệ số kế đến vòng nào quay, V =1(vòng trong quay) Kt - hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, lấy Kt = 1 Kđ - hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tra theo bảng 11.3[I], Kđ = 1,3 (va đập vừa và rung động, quá tải ngắn hạn và tới 150% so với tải trọng tính toán: hộp giảm tốc phân đôi cấp nhanh) X- hệ số tảI trọng hướng tâm Y- hệ số tảI trọng dọc trục * Xác định lực dọc trục Fa tác dụng lên ổ : - Lực dọc trục phụ : Fsi=0,83e.Fri Với ổ đũa côn : e = 1,5.tg α = 1,5.tg12,5 = 0,33 Và Fra = 3756 N => Fs0 = Fs1= 0,83.0,33. 3756=1028,77 (N) Vậy Fa = Fso = 1028,77 (N) *xác định các hệ số X và Y : xét tỉ số : ==0,28< e=0,37 tra bảng 11.4[I] trị số của các hệ số tảI trọng X,Y và hệ số thực nghiệm e ta có: X = 1, Y =0 Vậy tảI trọng động của ổ: Q1 = (1.1. 3756 +0.1154).1.1,3=4882,8 (N) = 4,88(KN) Vậy: Cđ =4,88. (109,5)= 20( KN)< C = 49,1 ( KN) Vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động 2. Tính kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ Chọn ổ theo khả năng tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư hoặc dính bề mặt tiếp xúc, theo điều kiện sau: Trong đó: Co  - khả năng tải tĩnh Qt - tải trọng tĩnh quy ước là trị số lớn nhất trong hai giá trị sau: Qt = Xo.Fr + Yo.Fa Qt = Fr Với Xo , Yo - hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục, tra theo bảng 11.6[I] Qt = FrA = 3,756 KN < Co = 45,2 KN Vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải tĩnh C .TÍNH CHỌN THEN Mối ghép then được dùng để truyền mômen xoắn từ trục đến các chi tiết lắp trên trục hoặc ngược lại. Trong quá trình làm việc, mối ghép then có thể bị hỏng do dập bề mặt làm việc ngoài ra then có thể bị hỏng do bị cắt.Khi thiết kế thường dựa vào đường kính trục để chọn tiết diện then, chiều dài then thường lấy bằng 0,8…0,9 chiều dài mayơ rồi tiến hành kiểm nghiệm mối ghép then về độ bền dập,độ bền cắt ngoài ra đối với then hoa còn phải kiểm tra cả về độ bền mòn * Điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt của then được kiểm tra nh­ sau: sd = tc = Trong đó: sd, tc - ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán d - đường kính trục lt, b, h, t - các kích thước của mối ghép then, tra theo bảng 9.1.a[I] (h.15) Then bằng (h.15) [sd] - ứng suất dập cho phép, tra theo bảng 9.5[I], [sd] = 100MPa (dạng lắp cố định, tải trọng va đập nhẹ, vật liệu mayơ là thép) ,đối với then bánh đai chế tạo bằng gang [sd]= 53MPa [tc] - ứng suất cắt cho phép,MPa với thép 45 hoặc thép CT6 chịu tải trọng va đập tĩnh [tc] = (60¸90)MPa ,khi chịu tải trọng va đập nhẹ lấy giảm đi 1/3 : => [tc] = (40¸60)MPa I. chọn then cho trục I Then lắp với bánh răng 1-1’ Đường kính trục d, mm Kích thước tiết diện then, mm Chiều sâu rãnh then, mm Bán kính góc lượn của rãnh r, mm b h t1 t2 Nhỏ nhất Lớn nhất 32 8 7 4 2,8 0,16 0,25 Bảng thông số kích thước then lắp nửa với bánh răng 1-1’ -Chiều dài mayơ bánh răng 1và 1’: lm= 45 mm - Chiều dài làm việc của then: Lt = (0,8¸0,9).lm = (0,8¸0,9).45 = (36¸40,5)mm Lấy lt = 40 mm Với then đầu tròn chiều dài làm việc của then : llv= lt - b = 40-8 =32 (mm) * Kiểm nghiệm điều kiện bền dập cho then: then sẽ chịu mômen xoắn là =21862 sd < Vậy then đảm bảo điều kiện bền dập * Kiểm nghiệm điều kiện bền cắt cho then: tc < = (40¸60)MPa Vậy then đảm bảo điều kiện cắt II. chọn then cho trục II a,Then lắp với bánh răng 2-2’: Đường kính trục d, mm Kích thước tiết diện then, mm Chiều sâu rãnh then, mm Bán kính góc lượn của rãnh r, mm b h t1 t2 Nhỏ nhất Lớn nhất 40 12 8 5 3,3 0,25 0,4 Bảng thông số kích thước then lắp nửa với bánh răng 2-2’ -Chiều dài mayơ bánh răng 2và 2’: lm= 60 mm - Chiều dài làm việc của then: Lt = (0,8¸0,9).lm = (0,8¸0,9).60 = (48¸54)mm Lấy lt = 50mm Với then đầu tròn chiều dài làm việc của then : llv= lt - b = 50-12 =38(mm) * Kiểm nghiệm điều kiện bền dập cho then: then sẽ chịu mômen xoắn là =131454 sd < Vậy then đảm bảo điều kiện bền dập * Kiểm nghiệm điều kiện bền cắt cho then: tc < = (40¸60)MPa Vậy then đảm bảo điều kiện cắt b,Then lắp với bánh răng 3: Đường kính trục d, mm Kích thước tiết diện then, mm Chiều sâu rãnh then, mm Bán kính góc lượn của rãnh r, mm b h t1 t2 Nhỏ nhất Lớn nhất 50 14 9 5,5 3,8 0,25 0,4 Bảng thông số kích thước then lắp nửa với bánh răng 3’ -Chiều dài mayơ bánh răng 3: lm= 72 mm - Chiều dài làm việc của then: Llv = (0,8¸0,9).lm = (0,8¸0,9).72 = (57,6¸64,8)mm Lấy lt = 64 mm chiều dài làm việc của then: llv= lt - b=64 - 14=50(mm) * Kiểm nghiệm điều kiện bền dập cho then: sd < Vậy then đảm bảo điều kiện bền dập Kiểm nghiệm điều kiện bền cắt cho then: tc < = (40¸60)MPa Vậy then đảm bảo điều kiện cắt III. chọn then cho trục III a,Then lắp với bánh răng 4: Đường kính trục d, mm Kích thước tiết diện then, mm Chiều sâu rãnh then, mm Bán kính góc lượn của rãnh r, mm b h t1 t2 Nhỏ nhất Lớn nhất 60 18 11 7 4,4 0,25 0,4 Bảng thông số kích thước then lắp bánh răng 4 -Chiều dài mayơ bánh răng 4: lm=85 mm - Chiều dài của then: Lt = (0,8¸0,9).lm = (0,8¸0,9).85 = (68¸76,5)mm Lấy lt = 70mm Vậy chiều dài làm việc của then : llv= lt - b=70 - 18=52(mm) * Kiểm nghiệm điều kiện bền dập cho then: sd < Vậy then đảm bảo điều kiện bền dập Kiểm nghiệm điều kiện bền cắt cho then: tc < = (40¸60)MPa Vậy then đảm bảo điều kiện bền cắt b,Then lắp với nửa khớp nối: Đường kính trục d, mm Kích thước tiết diện then, mm Chiều sâu rãnh then, mm Bán kính góc lượn của rãnh r, mm b h t1 t2 Nhỏ nhất Lớn nhất 50 14 9 5,5 3,8 0,25 0,4 Bảng thông số kích thước then lắp nửa khớp nối -Chiều dài mayơ nửa khớp nối: lm=80 mm - Chiều dài của then: Lt = (0,8¸0,9).lm = (0,8¸0,9).80 = (64¸72)mm Lấy lt = 70mm Llv=lt-b=70-14=56(mm) * Kiểm nghiệm điều kiện bền dập cho then: sd < Vậy then đảm bảo điều kiện bền dập Kiểm nghiệm điều kiện bền cắt cho then: tc < = (40¸60)MPa Vậy then đảm bảo điều kiện cắt D.TÍNH CHỌN KHỚP NỐI Khớp nối dùng để nối trục và các chi tiết máy, ngoài ra khớp nối còn được dùng để làm một số công việc khác nh­: đóng mở cơ cấu, giảm tải trọng động,ngăn ngừa quá tải, diều chỉnh tốc độ... Có nhiều phương pháp dùng khớp nối để nối trục hoặc các chi tiết lại với nhau tuy nhiên ta sử dụng phương pháp Dùng nối trục vòng đàn hồi vì có cấu tạo đơn giản, dễ chế tạo, dễ thay thế, làm việc tin cậy , giảm được va đập và chấn động ,đề phòng cộng hưởng do dao động xoắn gây nên và bù lại phần nào độ lệch trục Trong thiết kế dựa vào mômen xoắn tính toán Tt để chọn kích thước khớp nối: Tt = k.T [T] Trong đó: T - mômen xoắn danh nghĩa, T = 571870 N k - chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy công tác, tra theo bảng 16.1[II], k = 1,5...2 chọn k=1,5 (máy công tác là xích tải) Tt = 1,5.571870 = 857805 Nmm=857,8 Nm tra theo bảng 16-10a[II] chọn được kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi, với d = 50mm (h.16): T, N.m d D dm L l d1 D0 Z nmax B B1 l1 D3 l2 1000 50 210 95 175 110 90 160 8 2850 6 70 40 36 40 Bảng kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi, mm (b.14) Tra theo bảng 16-10.b[II], được kích thước cơ bản của vòng đàn hồi Vòng đàn hồi (h.17) T, N.mm dc, mm d1, mm D2, mm l, mm l1, mm l2, mm l3, mm h, mm 1000 18 M12 25 80 42 20 36 2 Bảng kích thước cơ bản của vòng đàn hồi I. kiểm nghiệm sức bền của vòng đàn hồi và chốt a. Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi: sd = Trong đó: Z - số chốt, Z = 8 D0 - đường kính vòng tròn qua tâm các chốt, D0 = 160 mm dc - đường kính chốt dc = 18m l3 - chiều dài các vòng đàn hồi, l3 = 36mm [sd] - ứng suất dập cho phép của vật liệu cao su, [sd] = (2¸4)MPa Vậy: sd < (2¸4)MPa Vậy vòng đàn hồi thoả mãn điều kiện bền dập b. Điều kiện sức của chốt: su = Trong đó: l0 = l1 + = 42+ = 52mm [su] - ứng suất cho phép của chốt, [su] = (60¸80)MPa Vậy:su <(60¸80)MPa Vậy chốt thoả mãn điều kiện bền PHẦN VI KẾT CẤU VỎ HỘP I. Kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc Vỏ hộp giảm tốc đúc có nhiều hình dạng khác nhau song chúng đều có chung nhiệm vụ:đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận máy ,tiêp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến,đựng dầu bôi trơn, bảo vệ các chi tiết máy tránh bụi bặm Chỉ tiêu cơ bản của vỏ hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ Hộp giảm tốc bao gồm: thành hộp, nẹp hoặc gân,mặt bích ,gối đỡ…. Vật liệu phổ biến nhất dùng để đúc vỏ hộp giảm tốc là gang xám GX15-32 (chỉ dùng thép khi chịu tải lớn và đặc biệt khi chịu va đập) 1. chọn bề mặt ghép lắp và thân Chọn bề mặt ghép song song với mặt đế và đi qua đường tâm các trục 2. xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp Hình dạng của nắp và thân chủ yếu được xác định bởi số lượng và kích thước của bánh răng, vị trí mặt ghép và sự phân bố của các trục trong hộp, đồng thời còn phụ thuộc vào chỉ tiêu kinh tế ,độ bền và độ cứng a.Chiều dày vỏ hộp giảm tốc: - Chiều dày thân hộp giảm tốc : > 6 mm Với a = 117+177=294(mm) khoảng cách tâm d =0,03.294+3=11,82 > 6 mm chọn d =12 mm - Chiều dày nắp hộp giảm tốc : chọn b. Gân tăng độ cứng cho vỏ hộp: -chiều dày e : e = (0,8 ¸ 1) d lấy e = d = 12 (mm) - chiều cao h : h< 58 lấy h = 50 (mm) - độ dốc khoảng 20 c. Đường kính các bulông : - bulông nền d1 : d1 > 0,04a+10 > 12 mm d1 = 0,04.294+10 = 21,76 (mm) chọn d1 = 22(mm) - bulông cạnh ổ d2 : d2 = (0,7¸ 0,8) d1 => d2 = 0,7 d1 =15,4 (mm) chọn d2=16(mm) - bulông ghép bích nắp và thân d3 : d3 =(0,8¸ 0,9) d2 chọn d3=0,8. d2=0,8.16=12,8(mm) => d3= 13(mm) - vít ghép lắp ổ d4=(0,6...0,7)d2 chọn d4=0,6.16=9,6 => d4=10 (mm) - vít ghép lắp cửa thăm d5=(0,5...0,6)d2 chọn d5=0,6d2 =>d5=10(mm) d.khe hở giữa các chi tiết Giữa bề mặt gia công của chi tiết quay và bề mặt gia không gia công của vỏ hộp phải lớn hơn tổng sai số về độ chính xác của vị trí các vách đúc cũng như độ sóng của mấp mô bề mặt đúc: -khe hở bánh răng với thành trong hộp và giữa các mặt bên bánh răng với nhau => lấy -khe hở giữa đỉnh răng bánh lớn với đáy hộp Tính từ đỉnh răng đến đáy hộp và cần phải thoả mãn các yêu cầu sau : -Cần đủ lớn để khi bánh răng quay chất bẩn và sản phẩm mài mòn đã lắng xuống đáy hộp không bị khuấy động lên.Đối với hộp giảm tốc bánh răng thì : => lấy e. Gối trục trên vỏ hộp: Gối trục cần phải đủ độ cứng để không ảnh hưởng đến sự làm việc của ổ.Đường kính ngoài của gối trục (D3) được chọn theo đường kính nắp ổ. Dựa vào kích thước các trục đã tính toán trong phần thiết kế trục và bảng 18-2 [II] ta tra kích thước gối trục : trục D h Z I 62 75 90 52 8 M6 4 II 72 90 115 65 10 M8 6 III 90 110 135 85 12 M8 6 -Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ K2 : K2 = E2 + R2 + (3 ¸ 5) mm - tâm lỗ bulông cạnh ổ E2 : E2 @ 1,6 d2 (không hể chiều dày thành hộp) Và R2 @ 1,3 d2 => E2 =1,6 .16 =25,6 lấy E2 = 26 (mm) R2 = 1,3 .16 =20,8 lấy R2 =21 (mm) Vậy K2 = 26+21+4 = 51 (mm) f. Mặt bích ghép lắp và thân : Nắp và thân hộp được ghép bằng bulông.Chiều dày mặt bích S và S1 được chọn theo điều kiện đảm bảo độ cứng. Bề rộng mặt bích K3 phải đủ để khi xiết chặt có thể xoay chìa vặn một góc >600 . Bề mặt ghép nắp và thân được mài hoặc cạo để lắp sít. Khi lắp,giữa hai bề mặt này không cần dùng đệm lót (để đảm bảo kiểu lắp của ổ vào vỏ trục) - bề rộng bích nắp và thân K3 : K3 @ K2 - (3 ¸ 5) mm K3 = 51 - 4 = 47 (mm) - chiều dày bích thân hộp S3 : S3 = (1,4 ¸ 1,8) d3 => S3 = 1,5 d3 = 1,5.13 = 19,5 (mm) chọn S3=20(mm) - chiều dày bích nắp hộp S4 : S4 = (0,9 ¸ 1) S3 lấy S4 = S3 = 20 (mm) g.mặt đế hộp -chiều dày khi không có phần lồi S1 : S1=(1,3...1,5)d1 => S1=1,4.d1=1,4.22=30,8 chọn S1=31 mm -bề rộng mặt đế hộp : K1=3d1=3.22=66 mm q³ K1+2d =66+2.12=90 mm 3. một số kết cấu khác liên quan đến cấu tạo vỏ hộp a. Bulông vòng Để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc (khi gia công, khi lắp ghép, …), trên nắp và thân thường lắp thêm bulông vòng. Kích thước bulông vòng được chọn theo trọng lượng hộp giảm tốc, tra theo bảng 18-3a[II], trọng lượng hộp giảm tốc tra theo bảng 18-3b m = 300KG, chọn kết cấu và kích thước bulông vòng nh­ sau: Bulông vòng Lỗ ren d d1 d2 d3 d4 d5 h h1 h2 h3 l≥ f b c r r1 r2 Trọng lượng nâng được a b c M12 54 30 12 30 17 26 10 7 25 2 14 1,8 3,5 2 5 6 300 350 175 Kích thước bulông vòng (b.19) b. Chốt định vị: Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục . Lỗ trụ 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 nh­ khi lắp ghép, dùng 2 chốt định vị. Nhờ có chốt định vị , khi xiết bulông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ (do sai lệch vị trí tương đối của nắp và thân), do đó loại trừ được môt số nguyên nhân làm cho ổ chóng bị hỏng Ta dùng chốt định vị hình côn có ren trong vì dễ tháo lắp chốt tra bảng 18-4c(II) ta chọn :d=8 ;do=M5 ;l1=9 ;l2=12 ;c=1,2 c1=0,7 ;l=25...65 lấy l=40 Hình dạng và kích thước chốt định vị hình côn ren trong f.Cửa thăm: Để kiểm tra, quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp, trên đỉnh hộp có cửa thăm. Cửa thăm được đậy bằng nắp. Trên nắp có nút thông hơi .Kích thước cửa thăm tra theo bảng 18-5[II] A B A1 B1 C C1 K R Vít số lượng 100 75 150 100 125 - 87 12 M8x2 4 Bảng kích thước nắp quan sát (b.16) g. Nút thông hơi: Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên. Để giảm áp suất và điều hoà không khí bên trong và bên ngoài hộp, ta dùng nút thông hơi. Nút thông hơi thường được nắp trên lắp cửa thăm hoặc ở vị trí cao nhất của hộp, tra theo bảng 18-6[II] Hình dạng và kích thước nút thông hơi A B C D E G H I K M N L O P Q R S M27x2 15 30 15 45 36 32 6 4 8 22 10 6 32 18 36 32 Bảng thông số hình học nút thông hơi (b.17) h. Nút tháo dầu: Sau một thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn (do bụi bặm và do hạt mài), hoặc bị biến chất, do đó cần phải thay dầu mới. Để tháo dầu cũ ở đáy hộp có lỗ tháo dầu. Lúc làm việc lỗ được bịt kín bằng nút tháo dầu. Kết cấu và kích thước của nút tháo dầu trụ tra theo bảng 18.7[II] Hình dạng và kích thước nút tháo dầu trụ d b m f L c q D S D0 M30x2 18 14 4 36 4 27 45 32 36,9 Bảng thông số hình học nút tháo dầu (b.18) k. Kiểm tra mức dầu: Chiều cao mức dầu trong hộp được kiểm tra qua thiết bị chỉ dầu. Thiết bị chỉ dầu có nhiều loại khác nhau và ta sử dụng thiết bị chỉ dầu là que thăm dầu.Để tránh sóng dầu gây khó khăn cho việc kiểm tra, đặc biệt khi máy làm việc liên tục 3 ca, que thăm dầu thường được bọc vỏ bên ngoài như hình vẽ: Que thăm dầu (h.21)