Đồ án tốt nghiệp Thiết kế quy trình công nghệ gia công vỏ HGT

= 11,22 mm và dl =22,23 mm (bảng 5.2) các kích thước còn lại tính theo bảng 13.4) + Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích: theo công thức(5.18) : H1= 0,47 trong đó: [sH ]: ứng suất tiếp xúc cho phép. Chọn vật liệu là thép 45, tôi cải thiện; ta được: [sH] = 600 Mpa Lực va đập : Fvd = 13.10-7.n1.p3.m = 13.10-7.54,57.38,13.1 = 3,92 Hệ số tải trọng động: Kđ = 1 (bảng5.6) Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích: Kr = 0,42 (vì Z1 =25). Diện tích bản lề: A = 395 mm2 (tra bảng 5.12 với xích con lăn một dãy ) Môđun đàn hồi: E = 2,1.105 Mpa = 305,9 Mpa sH1 < [sH] : vậy đảm bảo độ bền tiếp xúc . Tương tự cho răng đĩa 2 với cùng vật liệu và nhiệt luyện 5, Lực tác dụng lên trục : theo công thức (5.20): Fr = kx.Ft =1,15.3980 = 4577 N (kx= 1,15 - do bộ truyền nằm ngang ); các thông số bộ truyền xích: Khoảng cách: a = 1550mm; Bước xích: p = 38,1 mm Số răng: Z1 = 25; Z2 = 75răng; Số mắt xích: Xc=132 Phần III. Thiết kế trục và chọn ổ lăn. Thiết kế trục Sơ đồ phân tích lực của hệ dẫn động. Xem hình vẽ 1 Giá trị của các lực ăn khớp. Để truyền chuyển động, mô men từ động cơ vào trục 1 ta trọn loại nối trục vòng đàn hồi vì đơn giản dễ chế tạo, làm việc tin cậy, có khả năng bù sai lệch trục. Vậy trước hết ta phải thiết kế nối trục đàn hồi: Với trục động cơ dđc = 28 (mm), mô men tính toán: Tk = k.Tđc = 1,8.11,241 = 20,23 (Nm) (tra bảng 16.1 tập 2, ta có k = 1,8 cho xích tải) tra bảng 16-10.a ta được: Đường kính lỗ lắp với trục động cơ: d = 28 (mm) Mô men xoắn cho phép: [T] = 31,5(Nm) Đường kính ngoài: D= 71 (mm) Đường kính tâm lỗ chốt : D0 = 63 (mm) Chiều dài phần lắp trên trụcđộng cơ: l1 = 30 (mm) Chiều dài phần lắp trên trục 1: l2 = 20 (mm) Trục I có: Số vòng quay n1 = 2880v/p) Momen xoắn T1 = 11241(Nmm) Công suất P1 = 3,39(kW) Trục II có: Số vòng quay n2 = 508,83(v/p) Momen xoắn T2 = 61373(Nmm) Công suất P2 = 3,27(kW) Trục III có: Số vòng quay n3 = 160,01(v/p) Momen xoắn T3 = 188004(Nmm) Công suất P3 = 3,15(kW) Lực ăn khớp trên trục I: Trên trục I có bánh răng thẳng 1và khớp nối trục. Bánh răng 1 có các lực ăn khớp: Lực vòng: Lực hướng tâm: Lực dọc trục: Fa1 = 0(N) Tại nối trục vòng đàn hồi do có thể xảy ra hiện tượng không đồng tâm giữa các trục trong quá trình làm việc, khi đó xuất hiện tải trọng phụ: Lực tác dụng từ khớp nối lên trục theo phương x: => Ftk= 100(N) Lực ăn khớp trên trục II: Trên trục II có bánh răng thẳng 2 và bánh răng nghiêng 3 Bánh răng 2 có các lực ăn khớp: Lực vòng: Ft2 = Ft1 = 681,27(N) Lực hướng tâm: Fr2 = Fr1 = 239,78(N) Lực dọc trục: Fa2 = 0(N) Bánh răng 3 có các lực ăn khớp: Lực vòng: Lực hướng tâm: Lực dọc trục: Lực ăn khớp trên trục III: Trên trục III có bánh răng thẳng 4 và bánh răng đĩa xích. Bánh răng 4 có các lực ăn khớp: Lực vòng: Ft4= Ft3 = 1832,8(N) Lực hướng tâm: Fr4 = Fr3 = 745,7(N) Lực dọc trục: Fa4 = Fa3 = 0(N) Đường nối tâm của bộ truyền xích nghiêng một góc a = 0° so với đường nằm ngang. Lực tác dụng lên trục của bộ truyền xích là: Fx = 3980 (N) Tính sơ bộ trục. Trục vào I được nối với trục động cơ bằng khớp nối, do đó đường kính đầu vào trục được xác định theo công thức thực nghiệm sau: d1= (0,8á1,2).ddc Với ddc= 28mm => d1= (0,8á1,2).ddc=(0,8á1,2).28 = (22,4á33,6)mm. Chọn d1= 25mm Trục II là trục bị động đường kính trục được xác định theo công thức sau: d2 = (0,3á0,35).a1=(0,3á0,35).110 = (33 á 38,5)mm Chọn d2= 35 mm Trục III là trục ra đường kính trục được xác định theo công thức sau: d3= (0,3á0,35).a2=(0,3á0,35).140 = (42 á 49)mm Chọn d3= 45 mm Từ các đường kính trục ta xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn bo Theo bảng 10.2 (TR.189,TTTKHTDĐCK-T1): d1= 25mm => bo=17mm d2= 35mm => bo=21mm d3= 45mm => bo=25mm Xác định khoảng cách các gối đỡ và điểm đặt lực. Xác định chiều dài mayơ theo công thức (10.10) & (10.13) Trên trục I: Mayơ bánh răng 1: lm1= (1,2á1,5)d1=(1,2á1,5).25 = (30á37,5)mm Mayơ nửa khớp nối trục vòng đàn hồi: lmk= (1,4á2,5)d1=(1,4á2,5).25 =(35á62,5)mm Lấy lm1= 30mm, lmk=39mm Trên trục II: Mayơ bánh răng 2: lm2= (1,2 á 1,5)d2=(1,2 á 1,5).35 =(42 á 52,5)mm Mayơ bánh răng 3: lm3= (1,2á1,5)d2 = (1,2á1,5).35 =(42 á 52,5)mm Lấy lm2= 45mm, lm3= 50mm Trên trục III: Mayơ bánh răng 4: lm4= (1,2á1,5)d3=(1,2á1,5).45 =(54á67,5)mm Mayơ bánh răng đĩa xích: lmx= (1,2á1,5)d3=(1,2á1,5).45 =(54 á 67,5)mm Lấy lm4= 60mm, lmx=65mm Khoảng cách giữa các điểm đặt lực Trên trục II: Theo bảng 10.4(TR.191,TTTKHTDĐCK-T1): l22 = 0,5(bo+lm3) + k1 + k2 = 0,5(21 + 50) + 8 + 5 = 48,5mm Với k1 = 8mm k2 = 5mm (theo bảng 10.3(TR.190)) l23 = l23 + 0,5(lm2 + lm3) + k1 = 48,5 + 0,5(45 + 50) + 8 = 104mm l21 = lm2 + lm3 + 3.k1 + 2.k2 + b0 = 45 + 50 + 3.8 + 2.5 + 21 = 150mm. Trên trục I: Ta có: l12 = l22 = 48,5mm l11 = l21 =150mm l1k=0,5(lmk + bo) + k3 + hn = 0,5(39 + 17) + 10 + 15 = 53mm Trên trục III: Ta có: l32 = l23 = 104mm l31 = l21 = 150mm l3x = 0,5(lmx + bo) + k3 + hn = 0,5(70 + 25) + 10 + 15=72,5mm Lực tác dụng lên trục từ các gối đỡ: Các lực này (hình bên) được xác định từ các phương trình cân bằng lực trong các mặt phẳng (xoz); (yoz) hoặc không cần xác định . Khi đó, ta vẽ biểu đồ mô men nhờ nguyên lý cộng tác dụng. Trục 1: F1y = (N) dấu “-” chứng tỏ lực ngược chiều đã chọn. Các phản lực khác không cần tính vì ta sử dụng nguyên lý công tác dụng. Trục 2: F21y = (Ngược chiều chọn) F20y = - Fr2 + Fr3 +F21y = - 239,78 + 745,7 – 102,3 = 403,6(N) F21x = F20x = - (Ft2 + Ft3 + F21x) = - (681,3 + 1832,8 + 1050,5) = - 3564,6 (N) Trục 3 F31x = (N) F31y = (N) Tính chính xác đường kính các trục. Trục I: Momen tại các tiết diện 0,1,2,3 theo phương: 0X: Mx10 = 0 ; Mx11 = 0 Mx12 = 21744(Nmm) Mx13 = 0(Nmm) 0Y: My10 = 0, My11 = 0, My12 = 7647 My13 = 0(Nmm) +) Momen uốn tổng, momen tương đương và đường kính trục tại tiết diện thứ i trên trục. Momen uốn tổng và momen tương đương được tính theo công thức (10.15) & (10.16) Đường kính trục(chính xác) tại tiết diện thứ i trên trục được tính theo công thức(10.18) Trên trục I có T1 = 11241(Nmm), do có bánh răng liền trục lên chọn vật liệu trục giống vật liệu bánh răng là thép 45 tôi cải thiện đạt độ bền sb= 850Mpa.Vậy theo bảng 10.5 (TR.195,TTTKHTDĐCK-T1) => ứng suất cho phép của trục là [s] = 67 Mpa Tại tiết diện 0, 1 ta đều có: M10 = 0 ; Mtd10 = 0 => d12= 0mm Tại tiết diện 2 có: Tại tiết diện 3 có: Để đảm bảo các điều kiện về độ bền, công nghệ gia công, công nghệ lắp ghép và vì đường kính trục động cơ là 28 mm nên ta chọn chính xác đường kính các đoạn trục là (biểu diễn trên hình vẽ 3) d10= d11= d12= 20mm.Tại tiết dịên thứ 3 làm bánh răng liền trục. Trên trục II Có T2 = 61373(Nmm) chọn vật liệu trục là thép 45 có độ bền sb= 600Mpa. Vậy theo bảng 10.5 (TR.195,TTTKHTDĐCK-T1) => ứng suất cho phép của trục là[s] = 63 Mpa +) Momen uốn tổng, momen tương đương và đường kính trục tại tiết diện thứ i trên trục. Momen uốn tổng và momen tương đương được tính theo công thức (10.15) & (10.16) và Đường kính trục(chính xác) tại tiết diện thứ i trên trục được tính theo công thức(10.18) Với các thông số ở trên ta lập được biểu đồ momen như sau: Tại tiết diện 0 và 1 có: M20 = 0 ; Mtd20 = 0 => d20= 0mm Tại tiết diện 2 có: M22 =55723; Mtđ22 == = 77007(Nmm) d22 = Tại tiết diện 3 có: Để đảm bảo các điều kiện về độ bền, công nghệ gia công và công nghệ lắp ghép ta chọn chính xác đường kính các đoạn trục là: d20 = d21 = 30mm ; d22 = d23 = 35 mm . Trên trục III: Momen tại các tiết diện 0,1,2,3 theo phương: 0X: Mx30 = 210940(Nmm) Mx31 = 0 (Nmm) ; Mx32 = 202899(Nmm) Mx33 = 0(Nmm) Và phương 0Y: My30 = 0(Nmm) My32 = 24478(Nmm) ; My31 = 0(Nmm) My33 = 0(Nmm) Ta có biểu đồ momen của trục trên hình vẽ + Trên trục III có T3 = 188000(Nmm) chọn vật liệu trục là thép 45 có độ bền sb= 600Mpa. Vậy theo bảng 10.5 (TR.195,TTTKHTDĐCK-T1) => ứng suất cho phép của trục là[s] = 63 MPa Tại tiết diện 0 có: Tại tiết diện 2 có: Tại tiết diện 3 có: M33 = 0 Để đảm bảo các điều kiện về độ bền, công nghệ gia công và công nghệ lắp ghép ta chọn chính xác đường kính các đoạn trục là (biểu diễn trên hình vẽ 5) d30= d31= 40mm ; d32 = 45mm; d33= 38mm Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi. Dựa vào biểu đồ momen trên các trục ta thấy trục III chịu tải trọng lớn có momen xoắn, momen tương đương đều lớn nhất so với 2 trục còn lại. Do vậy ta kiểm nghiệm độ bền mỏi cho trục III tại hai tiết diện: chỗ lắp ổ lăn (0) và chỗ lắp bánh răng 4 (2) Kết cấu trục được tiết kế đảm bảo độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại tiết diện nguy hiểm thoả mãn điều kiện (10.19): Trong đó: [s] – Hệ số an toàn cho phép [s]=(1,5á2,5) ssi, sti – Hệ số an toàn chỉ xét đến ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện i. +) Hệ số an toàn chỉ xét đến ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện i được xác định theo công thức (10.20) & (10.21): Trong đó: s-1,t-1 – Là giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng. Đối với thép cacbon được xác định như sau: s-1=0,436.sb t-1=0,58.s-1 Với vật liệu trục là thép 45 có sb ³ 600(Mpa) => s-1=0,436.sb= 0,436.600= 261,6(MPa) t-1=0,58.s-1= 0,58.261,6 =151,73(MPa) sai,smi – Là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp tại tiết diện i. tai,tmi – Là biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp tại tiết diện i. Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng, do đó: smi= 0; sai= smaxi= Mi/Wi. Trục quay 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động, do đó: tmi = tai = tmaxi/2 = Ti/Woi Mi,Ti – Là momen uốn tổng và momen xoắn tại tiết diện i. Wi,Woi – Là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện i của trục, được xác định theo bảng 10.6 (TR.196,TTTKHTDĐCK-T1) ys ,yt – Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi. Theo bảng 10.7 (TR.197,TTTKHTDĐCK-T1) với sb = 600Mpa =>ys= 0,05,yt=0 Ksdi , Ktdi – Là các hệ số được xác định theo các công thức (10.25) & (10.26). Ksdi =( Ks/es+Kx -1)Ky Ktdi =( Kt/et+Kx -1)Ky Kx – Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt. Theo bảng 10.8 ứng với phương pháp tiện đạt Ra(2,5 .. 0,63) và sb= 600Mpa => Kx=1,06. Ky – Hệ số tăng bền bề mặt. Không dùng các biện pháp tăng bền => Ky=1 es , et – Hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tại tiết diện đến giới hạn mỏi Ks , Kt – Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất Trị số Ks/es , Kt/et tra theo bảng 10.11 (TR.198,TTTKHTDĐCK-T1) đối với bề mặt trục lắp có độ dôi. Tại tiết diện 2 và 1 chọn kiểu lắp k6 với sb= 600Mpa, đường kính 30mm<d<50mm => Ks/es = 2,06 , Kt/et = 1,64 Tại thiết diện 1, 2 có d32 = 45mm, d31 = 40mm theo bảng 10.10 đối với thép cacbon => es = 0,7, et = 0,76 Rãnh then trên trục được cắt bằng dao phay ngón vói sb= 600Mpa => Ks = 1,76, Kt = 1,54 => Ks/es= 1,76/0,7 = 2,51 ; Kt/et= 1,54/0,76 = 2 Vậy giá trị Ks/es và Kt/et dùng để tính Ksdi, Ktdi là: Ks/es= 2,51, Kt/et= 2. Các hệ số Ksd , Ktd được xác định. Ksd = ( Ks/es+Kx -1)Ky = (2,51+1,06-1)/1 = 2,57 Ktd = ( Kt/et+Kx -1)Ky = (2+1,06-1)/1 = 2,06 Tại tiết diện lắp ổ lăn (0) d30= 40mm. Ta có momen uốn tổng M30= 266465 mm Momen xoắn T = T3 = 188000Nmm. Với tiết diện tròn: Momen cản uốn W: W30= p(d30)3/32 = p403/32 =6283 Momen cản xoắn Wo: Wo30= p(d30)3/16 = p403/16 = 12566 Biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp. sm30= 0 ; sa30= smax= M/W= 266465/6283 = 42(MPa) Biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp. tm30 = ta30 = tmax30/2 = T/2Wo= 188000/2.12566 = 7,48(MPa) Hệ số an toàn chỉ xét đến ứng suất pháp được xác định: 2,4 Hệ số an toàn chỉ xét đến ứng suất tiếp được xác định: 9,85 Vậy hệ số an toàn s được xác định: Tại tiết diện lắp bánh răng 4 d32= 45mm. Ta có momen uốn tổng M32= 261295Nmm Momen xoắn T = T3=188000Nmm. Với tiết diện trục có 1rãnh then và đường kính trục tại chỗ lắp bánh răng d32= 45mm Theo bảng 9.1a (TR.173,TTTKHTDĐCK-T1) ta có các kích thước của then: b =14mm ; h=9mm ; t1=5,5mm Momen cản uốn W: Momen cản xoắn Wo: Biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp. sm31= 0 ; sa31= smax= M/W= 216295 /14619 = 17,87(MPa) Biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp. tm31 = ta31 = tmax31/2 = T/2Wo= 188000/2.30952 = 3,04(MPa) Hệ số an toàn chỉ xét đến ứng suất pháp được xác định: Hệ số an toàn chỉ xét đến ứng suất tiếp được xác định: Hệ số an toàn s được xác định: Vậy trục III đảm bảo độ bền mỏi. Tính kiểm nghiệm độ bền của then. Mối ghép then dùng để truyền momen xắn từ trục tới các chi tiết lắp trên trục hay ngược lại. Các then dùng trong bộ truyền là then bằng. Trong quá trình làm việc mối ghép then có thể bị hỏng do dập bề mặt làm việc, ngoài ra then có thể hỏng do bị cắt.Điều kiện để đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt theo công thức (9.1 & 9.2) : Trong đó: sd,tc – Là ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán (Mpa). [sd] – Là ứng suất dập cho phép (Mpa). [tc] – Là ứng suất cắt cho phép (Mpa). d – Đường kính trục (mm) T – Momen xoắn trên trục (Nmm) b,h,t – Kích thước của then(mm). Tra trong bảng 9.1 (TR.173,TTTKHTDĐCK-T1) lt – Chiều dài then được xác định theo công thức. lt=(0,8á0,9)lm Với dạng lắp cố định, vật liệu mayơ là thép, tải trọng tĩnh. Theo bảng 9.5 (TR.178,TT-TKHTDĐCK-T1) ta có [sd]=150(Mpa); [tc]= 60á90(Mpa). Trong quá trình kiểm nghiệm ta chỉ kiểm nghiệm then cho trục 2 còn các trục còn lại là trục 1 do làm bánh răng liền trục nên ta không cân kiểm nghiệm và trục thứ 3 ta chọn sơ bộ then theo tiêu chuẩn. Kiểm nghiệm độ bền của then trên trục II Then của bánh răng 2: d1= 35mm theo bảng 9.1 ta có : Kích thước tiết diện then : b=10mm ; h =8mm Chiều sâu tiết diện then : t1=5mm ; t2=3,3mm. Chiều dài then : lt=(0,8á0,9)lm2=(0,8á0,9).55=(44á49,5)mm => Lấy lt2=48mm. ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán: Then của bánh răng 3: d1= 35mm theo bảng 9.1 ta có : Kích thước tiết diện then : b=10mm ; h =8mm Chiều sâu tiết diện then : t1=5mm ; t2=3,3mm. Chiều dài then : lt=(0,8á0,9)lm3=(0,8á0,9).60=(48 á 54)mm => Lấy lt2=54mm. ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán: Vậy các then đảm bảo điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt. Tính toán chọn ổ lăn. Chọn ổ lăn cho trục I. Chọn loại ổ lăn. Tải trọng hướng tâm nhỏ, chỉ có lực hướng tâm, dùng ổ bi đỡ một dãy cho các gối đỡ 0 và 1. Chọn sơ bộ kích thước ổ. Với đường kính ngõng trục d =20mm và kết cấu trục trên hình vẽ 3, chọn sơ bộ ổ cỡ nhẹ kí hiệu 1204 có đường kính trong d=20mm, đường kính ngoài D=47mm, khả năng tải động C = 10(kN), khả năng tải tĩnh Co = 6,3(kN) (bảng P2.7 phụ lục). Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ. Vì trên đầu vào của trục I có lắp nối trục vòng đàn hồi nên cần chọn chiều của Fk ngược với chiều đã chọn khi tính trục. Khi đó phản lực trong mặt phẳng z0x được tính lại như sau: F1x= [Fk.l1k+Ft1.l12 ]/l11 = [100.39+681,3.48,5]/150 = 239,9 N F0x= Ft1- Fk- F1x = 681,3 – 100 – 239,9 = 341,4 N F1y = - Fr1.l12/l11 = - 239,78.48,5/150 = -77,53 N F0y = - Fr1 + F1y = 239,78 –77,53 = - 162,25 N Phản lực tổng trên hai ổ: Phản lực tổng trên hai ổ khi tính trục I Fồ0 = 378(N) ; FS1= 252,1(N) Vậy ta tiến hành tính kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn với Fr= Fồ0= 378 (N) Tải trọng động quy ước Q đối với ổ bi đỡ được xác định theo công thức (11.3): Q= (XVFr + YFa)kt.kđ Trong đó : X – Hệ số tải trọng hướng tâm. Y – Hệ số tải trọng dọc trục. Theo bảng11.4 (TR.215,TTTKHTDĐCK-T1) với ổ lăn 1 dãy iFa/Co = 0 và Fa/VFr = 0 < e => X=1,Y=0 Fr ,Fa – Tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục. Fa=0(N) V – Hệ số kể đến vòng nào quay. Vòng trong quay V=1 kt – Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ kt=1(nhiệt độ tÊ100°C) kd – Hệ số kể đến đặc tính tải trọng. Theo bảng 11.3 ta có kd=1,2 (tải trọng va đập nhẹ) Vậy tải trọng động quy ước : Q= XVFr.kt.kd = 1.1.378.1.1,2 = 453,6 (N) Tải trọng động tương đương được xác định theo công thức (11.13) Trong đó: m – Bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn với ổ bi m=3 Li – Thời hạn khi chịu tải trọng Qi (triệu vòng quay) Thời hạn Li khi chịu tải trọng Qi được xác định theo công thức (11.13): Li= 60n.Lhi/106 Thời hạn Lhi khi chịu tải trọng Qi (giờ) được xác định theo sơ đồ tải trọng thời hạn phục vụ. Với tổng thời hạn phục vụ Lh =16000(giờ) T2 = 0,8.T1; t1 = 5 (h); t2 = 2,5(h); tck = 8 (h) => Q2 = 0,8.Q1 ; Lh1 = 10000 (h) ; Lh2 = 6000 (h) Khả năng tải động của ổ được xác định theo công thức (11.1): Tải trọng động tương đương: N L = 60.n.Lh/106 = 60.1445.10000/106 = 868 triệu vòng => < C = 10,0(kN) Ta thấy khả năng tải động của ổ đảm bảo, vì vậy ta có thể chọn cỡ ổ nhẹ này hơn. Chọn ổ cỡ nhẹ 204 theo bảng P 2.7 phụ lục: d = 20 ; C = 10,0 kN;C0 = 6,3 kN; D = 47 mm; B = 14mm Tính kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ. Theo bảng 11.6, với ổ bi đỡ 1 dãy Xo= 0,6; Yo = 0,5. Theo công thức (11.19): Qt = Xo.Fr+Yo.Fa = 0,6.378 + 0,5.0 = 226,8N < Fr = 527N => Qt = Fr = 527N << C0 = 6,3kN = 6300N Vậy ổ đủ khả năng tải. Chọn ổ lăn cho trục II. Chọn loại ổ đỡ có các kích thước cơ bản như sau.(Kí hiệu 46307) Đường kính ngõng trục d=30mm, Đường kính ngoài D=72mm, Khả năng tải động C= 25,60(kN), Khả năng tải tĩnh Co=18,17(kN) (bảng P2.12 phụ lục) Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ. Lực hướng tâm trên các ổ: Fr0 = Fồ0 = 3277,89(N) ; Fr1 = Fồ0 =3238,87(N) Theo bảng 11.5 ứng với sơ đồ bố trí ổ như hình bên ta có: Theo công thức 11.3 ta có tải trọng động quy ước trên ổ 0 và 1 là: Q0 = (X.V.Fr0).kt. kd = (1.1.3277,89).1.1,2 = 33933,47 N Q1 = (X.V.Fr1).kt. kd = (1.1.3238,87).1.1,2 = 3886,6 N Từ kết quả trên ta tính cho ổ 0 chịu tải lớn hơn. Tải trọng động tương đương được xác định theo công thức (11.13) Khả năng tải động của ổ được xác định theo công thức (11.1): Với : Q = QE = 3,886N L = 60.10-6.n2 .Lh = 60.10-6.508,8.16000 = 488,45(triệu vòng) => <C =33,4(kN) Ta thấy khả năng tải động của ổ được đảm bảo, vì vậy ta có thể chọn ổ . 46307, theo bảng P 2.12 phụ lục: d = 30mm ; C =25,60kN ; C0 = 18,17kN ; D = 72mm Tính kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ. Qt = Xo.Fr0 = 0,5.3277 = 1638,5N< Fr0 = 3277N => Qt = Fr = 3277N << C0 = 25,2kN=25200N Vậy ổ đủ khả năng tải Chọn ổ lăn cho trục III. Chọn loại ổ lăn. Có phản lực tổng trên hai ổ Fồ0 = 2467,5(N); Fồ1 =5393,5(N) Chọn sơ bộ kích thước ổ. Với đường kính ngõng trục d=40mm và kết cấu trục trên hình vẽ 5, chọn sơ bộ ổ cỡ trung kí hiệu 46308 có đường kính trong d=40mm, đường kính ngoài D=90mm, khả năng tải động C= 39,20(kN), khả năng tải tĩnh Co=30,70(kN) (bảng P2.12 phụ lục) Phần IV . Tính toán, chọn các yếu tố của vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết khác. Tính toán, chọn các yếu tố của vỏ hộp giảm tốc. Vỏ hộp giảm tốc ta chọn là vỏ hộp đúc được làm bằng gang có bề mặt ghép bích được chế tạo song song với mặt đế hộp và đi qua mặt phẳng chia đôi các ổ trục. Các thông số của hộp được tính toán trong bảng cho dưới đây: Tên gọi Giá trị(mm) Chiều dày: Thân hộp d Nắp hộp d1 8 7 Gân tăng cứng: Chiều dày e Chiều cao h Độ dốc 7 50 2o Đường kính : Bu lông nền d1 Bulông cạnh ổ d2 Bulông ghép bích nắp và thân d3 Vít ghép nắp ổ d4 Vít ghép nắp cửa thăm d5 16 12 10 8 6 Mặt bích ghép nắp và thân: Chiều dày bích thân hộp S3 Chiều dày bích nắp hộp S4 Bề rộng bích nắp và thân K3 16 16 38 Bề rộng mặt ghép bu lông cạnh ổ K2 Tâm lỗ bu lông cạnh ổ E2 R2 40 20 16 Mặt đế hộp: Chiều dày S1 Bề rộng mặt đế hộp K1 Q 22 48 62 Khe hở giữa các chi tiết: Giữa bánh răng với thành trong hộp Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp Giữa khe hở cỏc bắnh răng với nhau 10 35 10 Số lượng bu lông nền: (Ta có B=204mm L =413mm) 6 Kết cấu nắp ổ 1 d=20mm ,D =47 mm D2= 62, D3=82 d4= M8 x 4 Kết cấu nắp ổ 2 d=30mm ,D =72 mm D2=62,D3=107 d4= M8 x 4 Kết cấu nắp ổ 3 d = 40 (mm) ,D= 90mm D2=85 D3=125 d4= M8 x 4 Bôi trơn hộp giảm tốc Bôi trơn bánh răng. Bánh răng được bôi trơn bằng cách ngâm trong dầu chứa ở trong hộp chiều sâu ngâm dầu của bánh răng 4 là 1/4 bán kính của bánh răng (19,5mm) Với bánh răng có vận tốc vòng v1>5m/s vật liệu bánh răng là thép có sb=850Mpa chọn được loại dầu bôi trơn trong hộp có độ nhớt ỏ 50°C là 43/6(bảng 18.11 TTTKHTDĐCK-T2) Từ đó theo bảng 18.13 ta chọn được dầu công nghiệp 50 dùng để bôi trơn trong hộp. Bôi trơn ổ lăn. Do bánh răng 2 có vận tốc vòng v1=5,22m/s lên bôi trơn cho ổ lăn bằng dầu. Bánh răng được ngâm trong dầu khi quay làm cho dầu được bắn toé lên bôi trơn các chi tiết khác. Bảng thống kê các kiểu lắp, trị số của sai lệch giới hạn và dung sai lắp ghép Trục Kiểu lắp ES EI es ei I f45D11/k6 +240 +80 +18 +2 f90H7 +35 0 f55H7/k6 +25 0 +21 +2 f50D11/k6 +290 +100 +18 +2 f50k6 +18 +2 f90H7/d11 +35 0 -120 -340 II f62H7 +30 0 f35H7/k6 +25 0 +18 +2 f30D11/k6 +195 +65 +15 +2 f30k6 +15 +2 f62H7/d11 +30 0 -140 -330 III f62H7 +30 0 f30D11/k6 +195 +65 +15 +2 f30k6 +15 +2 f62H7/d11 +30 0 -140 -330 f28D11/k6 +195 +65 +15 +2 Chuơng II Thiết kế quy trình công nghệ gia công vỏ hộp giảm tốc I.phân tích chức năng làm việc của chi tiết. Vỏ hộp giảm tốc có chức năng cố định các chi tiết máy với nhau, đảm bảo vị trí tương quan giữa các chi tiết máy với nhau và vị trí tương quan của vỏ với các truyền động bên ngoài như động cơ, khớp nối. Vỏ hộp giảm tốc còn có khả năng giảm tiếng ồn, giữ dầu bôi trơn, tránh bụi làm tăng tuổi thọ của các chi tiết máy Vì thế trên vỏ hộp giảm tốc có nhiều mặt phải gia công với các độ chính xác khác nhau, khoảng cách giữa bề mặt chủ yếu là mặt A( mặt đáy) tới các lỗ f90, f72, f47 và khoảng cách,độ đồng tâm, độ không song song giữa các lỗ f90, f72, f47 với nhau. Khe hở giữa các mối lắp ghép phải đảm bảo kín khít, vỏ chịu các lực khác nhau nên đảm bảo cứng vững, phôi vỏ hộp giảm tốc không bị khuyết tật. II. Phân tích tính công nghệ trong kết cấu của chi tiết. Từ bản vẽ lồng phôi ta thấy : - HGT có đủ độ cứng vững để khi gia công không bị biến dạng có thể dùng chế độ cắt cao, đạt năng suất cao - HGT có những về mặt chính như mặt lỗ ,mặt đáy các bề mặt này yêu cầu độ chính xác khá cao ,có độ bóng cao. - HGT còn có các bề mặt phụ như lỗ bắt bu lông có độ chính xác cao - Có 1 số bề mặt không cần gia công - Để đảm bảo lượng dư gia công và thời gian gia công ta có thề giảm bớt diện tích nhất định cho phép thực hiện ít nguyên công và đảm bảo thực hiện quá trình gá đặt nhanh Các lỗ đã bố trí hợp lý : có các lỗ nghiêng so với mặt phẳng để thuận tiện cho việc sử dụng, thao tác đơn giản trong quá trình sản xuất, các lỗ có kết cấu đơn giản, không có rãnh, bề mặt lỗ không đứt quãng. HGT được chế tạo chủ yếu bằng phương pháp đúc. Với phương pháp đúc có thể thoả mãn các kết cấu phức tạp của HGT. - Các lỗ f27 cần đảm bảo độ vuông góc so với mặt A sao cho khi lắp đặt được dễ dàng. Lỗ f90, f72, f47 cần đảm bảo độ không côn trên toàn bộ chiều dài sao cho khi làm việc trục không bị đảo và khi lắp ráp được dễ dàng. Trọng lượng sản phẩm vừa phải không quá lớn tránh lãng phí Vật liệu GX15-32 tương đối thông dụng và rẻ tiền Dung sai ,độ nhám hợp lý không quá cao và không quá thấp cụ thể như lỗ f90+0,046 là bề mặt làm việc nhiều nhất nó yêu cầu độ chính xác cao để làm việc và lắp ráp không quá khó khăn độ nhám Rz=0,63 như vậy đã phù hợp với chức năng và điều kiện làm việc của nó và điều kiện công nghệ. Các bề mặt có thể dùng các phương pháp gia công dao cụ thông thường, đơn giảm không quá phức tạp, gia công thuận tiên tương đối thuận tiện và đạt năng suấtcao. Lắp ráp thuận tiện vì nó ít mối lắp ghép, tính chất lắp lẫn cao, tuy nhiên khi hỏng hóc khó sửa chữa mà phải thay thế. III. Xác định dạng sản xuất và xác định dạng sản xuất. III.1.Tính thể tích vật đúc. Vật đúc có thể tích sau:V=17,062dm3 Khối lượng đúc :vật đúc được đúc bằng gang có khối lượng riêng g=7,2(kg/ dm3) ị G=g.V= 17,062x7,2=123(Kg) III.2.Số lượng sản xuất. Với khối lượng trên theo bảng (2-13), với sản lượng hàng năm của chi tiết từ 200-500 và G=4á200(kg) được dạng sản xuất là hàng loạt vừa, vậy sản lượng hàng năm là 200 sản phẩm. IV. Chọn phương pháp chế tạo phôi Xác định phương pháp chế tạo phôi Nhận thấy chi tiết có kết cấu dạng hộp ,hình dạng phức tạp có nhiều bề mặt lồi lõm khác nhau.dạng sản xuất loại vừa và điều kiện sản xuất của các xí nghiệp nước ta chọn phương pháp đúc là hợp lý. Có hai phương pháp đúc thường dùng là đúc trong khuôn cát và đúc trong khuôn kim loại. -Đúc trong khuôn cát: nếu dùng phương pháp làm khuôn bằng tay và mẫu bằng gỗ thì phương pháp này đơn giản nhưng độ chính xác của phương pháp đúc thấp, lượng dư gia công lớn. Nếu dùng mẫu bằng kim loại thì thì tăng được thời gian sử dụng mẫu và nâng cao độ chính xác về kích thước. Phương pháp này thích hợp với dạng sản xuất vừa khi chế tạo vật đúc nhỏ. -Đúc trong khuôn kim loại: có thể dùng phương pháp áp lực có khả năng điền đầy khuôn tốt hơn, chất lượng vật đúc cao hơn,tạo ra được thành mỏng, lỗ nhỏ. Nhưng phương pháp này chủ yếu dùng để đúc hợp kim màu, thích hợp với dạng sản xuất hàng khối ,loạt lớn ,vật đúc nhỏ đơn giản. -Cũng có thể dùng phương pháp đúc li tâm: