XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
Chọn động cơ
1.1.1 Chọn hiệu suất của động cơ
Hiệu suất truyền động của hệ thống: n = nbriilbr 2nMilOi =0,97.0.94.0,98.0.995 3 =0,8802
Hiệu suất của các bộ phận trong hệ thống truyền động rất quan trọng Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng của hộp giảm tốc một cấp có hiệu suất nbr1 = 0,97, trong khi bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng (để hở) có hiệu suất nbr2 = 0,94 Ngoài ra, hiệu suất của nối trục đàn hồi đạt hnt = 0,98, và hiệu suất của ổ lăn là nol = 0,995 Những chỉ số này cho thấy hiệu quả hoạt động của từng thành phần trong hệ thống.
1.1.2 Tính công suất cần thiết của động cơ
Công suất của bộ phận công tác là bánh xe:
Suy ra công suất cần thiết của động cơ là
1.1.3 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ :
Số vòng quay trên trục công tác:
Hệ thống truyền động được thiết lập với tỷ số truyền sơ là uhgt = 6, ubr = 4, và unt = 1, trong đó uhgt thể hiện tỷ số truyền của hộp giảm tốc, ubr là tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng, và unt là tỷ số truyền của nối trục Theo tài liệu tham khảo từ sách giáo trình "Tiết máy" của thầy Nguyễn Hữu Lộc, trang 95, các giá trị này được chọn để đảm bảo hiệu suất hoạt động tối ưu cho hệ thống Tốc độ quay nct được xác định là 59,68 vòng/phút, cho thấy sự phối hợp nhịp nhàng giữa các thành phần trong hệ thống truyền động.
Số vòng quay sơ bộ của động cơ là : n sb = U sb n ct = 59,68 24= 1432,32 (vòng/phút)
Chọn động cơ điện thỏa mãn :
Pđc>P với P= 3,41 Kw n đc ~ n sb với n sb 32,32 vòng/ phút
Chúng tôi đã lựa chọn động cơ SGA 112M với công suất 4KW và tốc độ quay 1440 vòng/phút, dựa trên thông tin trong phụ lục 15.2 của sách bài tập Chi tiết máy của thầy Nguyễn Hữu Lộc.
Phân phối tỷ số truyền
Chọn tỉ số truyền của hệ thống dẫn động:
Tỷ số truyền trên hộp giảm tốc: uhgt = 6
Tỷ số truyền trên bánh răng: ubr =4,02
Sai số tỉ số truyền: A%= 24,13-24 = 0.54%
Tính toán các giá trị công suất trên các trục:
Pn = P I “ = eu^QQt; = 3,224(KW) nbr2noi °,94.°,995
Số vòng quay trên trục: nđc = 144°(vòng/phút) ndc 144° n = —— = —= 144°(vòng/phút) u nt 1 ni 1440 nII = —- = —= 240(vòng/phút) u hgt 6
Momen xoắn trên các trục:
Bảng thông số kỹ thuật
Trục Động cơ I II III
Số vòng quay(vòng/phút) 1440 1440 240 59,70 n ii n III = “ u br
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
- Thời gian phục vụ : L=6 năm
- Quay 1 chiều làm việc 2 ca (Làm việc 300 ngày / năm, 8 giờ /ca)
- Cặp bánh răng trong hộp giảm tốc (bánh răng trụ răng thẳng, được che kín):
Số vòng quay trục dẫn : n1 = 1440 vòng/ phút Momen xoắn trên trục dẫn : T1 = 22110,90 N.mm -Cặp báng răng trụ răng thẳng (để hở)
Số vòng quay trục dẫn : n2 = 240 vòng/ phút Momen xoắn trên trục dẫn : T2 = 128288,33 N.mm
2.1.1 Cặp bánh răng trụ răng thẳng ( để hở )
Vật liệu được chọn cho cả bánh dẫn và bánh bị dẫn là thép 45C được tôi cải thiện Theo bảng 6.13 trong giáo trình cơ sở thiết kế máy của thầy Nguyễn Hữu Lộc, bánh dẫn có độ rắn trung bình là HB1 = 250, ơb1 = 0 MPa, ơch1 = 580 MPa Trong khi đó, bánh bị dẫn có độ rắn trung bình là HB1 = 228, ơb2 = 0 MPa, ơch2 = 450 MPa.
2.1.1.2 Xác định ứng suất cho phép :
*Số chu kì làm việc cơ sở:
*Vì bánh răng làm việc với chế độ tải và số vòng quay n không đổi:
NHEi=NFEi`.c.n2.Lh `.1.240.28800= 414720000 (chu kì)
N HE 2=N FE 2—— = —402 - 103164179,1 (chu kì) -Ta thấy N HE 1 >N HO 1 ;N HE 2 > N HO 2 ; N FE 1>N FO 1 ;N FE 2>N FO 2
Cho nên : K HL 1 =K HL 2 =K FL 1=K FL 2 =1
Theo bảng 6.13 giáo trình cơ sở thiết kế máy của thầy Nguyễn Hữu Lộc, giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng xác định như sau :
* Giới hạn mỏi tiếp xúc: ơoHlim= 2HB +70 ,suy ra ơoHlim1 = 2.250 +70 W0 MPa ơoHlim2 =2.228 + 70 R6 MPa
* Giới hạn mỏi uốn: Ơ OFlim =1,8HB ơoFlim1 =1,8.250 E0 MPa ơoFlim2 =1,8.228 = 410,4 MPa
* Ứng suất tiếp xúc cho phép :
- Tính toán sơ bộ : [Ơ H] = ' H '/'"'Mx = — K.
[Ơ H1 ]= 5700 9 F6,36 MPa [Ơ HZ ]= 5260 9 C0,4 MPa -Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán:
* Ứng suất uốn cho phép :
[Ơ F]= 3 °™+ K FL với S F = 1,75 khi tôi cải thiện
* Ứng suất quá tải cho phép :
[ơH]max= 2,8 ơCh2 = 2,8 45060 MPa [ơ Fi ] max =0.8 ơC hi =0,8.580 F4 MPa [ơ F2 ] max =0.8 ơC h2 =0,8.450 60 MPa
2.1.1.3 Xác định các thông số ăn khớp :
Chọn Z1 răng , khi đó Z2 = 4,02.18 = 72,4 răng
Khi đó tỷ sô truyền u = -2 = 18 = 4
Sai sô tỷ sô truyền : A%= 4 02 100% = 0.5 %
- Đôi với bánh bị dẫn Y F 2 = 3,47 + 132 = 3,47 + 322 = 3,653 Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng ( độ bền uôn):
Ta kiểm tra độ bền uôn theo bánh dẫn có độ bền thấp hơn
Chọn hệ sô chiều rộng vành răng ụ bd = 0,8 theo bảng 6.16 và hệ sô xét ảnh hưởng sự phân bô tải trọng không đều theo chiều rộng vành răng K /ợ; =1,7 ,
KH £ =1,35 theo bảng 6.4 giáo trình cơ sở thiết kế máy của thầy Nguyễn Hữu Lộc
* Môđun m theo độ bền uôn :
3 2T 2 tf F Y F 3 2.128288,33.2,295.4,2 _ o _ m =xi^= 3 ’ 38 mm Theo tiêu chuẩn ta chọn m = 5mm
* Đường kính vòng chia: d3= Z1.m = 18.5 = 90 mm d4= Z2.m r.5= 360 mm
- Bánh bị dẫn: b4= Vbd di =0,8.90 r mm
* Khoảng cách trục: aw w= ^(Ỉ ^ +Ỉ ỉ ) = 5(72 + 18) = 225 mm
2.1.1.4 Kiểm tra răng và độ bền uốn:
Vận tốc vòng của bánh răng : n d 1 n 2 ^.90.240 ~ , v = =1.13 m/s
Ta chọn cấp chính xác 9 với Vgh=3 m/s
Dựa theo bảng 6.5 giáo trình cơ sở thiết kế máy của thầy Nguyễn Hữu Lộc, ta chọn K FV =1,11, K HV = 1,06
Do đó độ bền uốn được thỏa
2.1.1.5 Kiểm tra răng và độ bền tiếp xúc:
Hệ số xét đến cơ tính vật liệu Z M , xác định theo công thức:
Với cặp vật liệu đều bằng thép thì E1 = E2 = 2,1.10 5 MPa và
Ta chọn Zg =0,96 (Vì vật liệu làm bánh răng là thép C45)
Do đó độ bền tiếp xúc được thỏa.
2.1.1.6 Kiểm tra răng về quá tải:
Với hệ số quá tải K qt = 1, ứng suất tiếp quá tải được tính toán là ƯHmax [Ơ H ]^ = 430,4 MPa, nhỏ hơn giới hạn cho phép [Ơ H ] max = 1260 MPa Ứng suất tối đa ƠF1max được xác định là ƠF1 Kqt b,76 1b,76 MPa, và vẫn trong giới hạn cho phép [ơF1]max Tương tự, ƠF2max = ƠF2 Kqt T,59 1T,59 MPa cũng nhỏ hơn giới hạn [ơF2]max.
Do đó độ bền quá tải được thỏa
Thông số hình học Bánh răng trụ thẳng để hở
Số vòng quay (vg /phút) 240
72 Đường kính vòng chia(mm) 90
2.1.2 Cặp bánh răng trụ thẳng trong hộp giảm tốc 1 cấp
Mômen xoắn trên trục của bánh dẫn Tj = 22ĩĩ0,90 (N.m^, số vòng quay n= 1440 vòng/phút
Khi chọn vật liệu cho bánh dẫn và bánh bị dẫn, thép C45 được cải thiện là lựa chọn phù hợp Theo bảng 6.13, bánh dẫn nên có độ rắn trung bình HB1 = 200, trong khi bánh răng bị dẫn nên có độ rắn trung bình HB2 = 0 Vật liệu này đảm bảo khả năng chạy rà tốt, mang lại hiệu suất cao cho hệ thống.
2.1.2.2 Xác định ứng xuất cho phép
Số chu kỳ làm việc cơ sở:
*Vì bánh răng làm việc với chế độ tải và số vòng quay n không đổi:
NHE1=NFE1`.c.n1.Lh `.1.1440.28800 $88320000 (chu kì)
-Ta thấy N HE 1 >N HO 1 ;N HE 2 > N HO 2 ; N FE 1>N FO 1 ;N FE 2>N FO 2
Theo bảng 6.13 trong giáo trình cơ sở thiết kế máy của thầy Nguyễn Hữu Lộc, các giá trị K HL 1, K HL 2, K FL 1 và K FL 2 đều bằng 1 Giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn của các bánh răng được xác định dựa trên các thông số này.
* Giới hạn mỏi tiếp xúc: ơoHlim = 2HB +70 ,suy ra
* Giới hạn mỏi uốn: ƠOFlim=1,8HB
* Ứng suất tiếp xúc cho phép :
*Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán:
[Ơ H ] = 0,45([ơH1] +[ƠH2]) =0,45 (382,54 +351,81) 30,45 i = 2 s : với s là số chi tiết quay
> l k1 : khoảng cách trục giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k
> l ki : khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k
> l mki : chiều dài mayo của chi tiết quay thứ i (lắp trên tiết diện i) trên trục
> l cki : khoảng công-xôn trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ.
> b ki : chiều rộng vành bánh răng thứ i trên trục k.
2.2.1 Chọn vật liệu và xác định đường kính sơ bộ của trục:
Chọn vật liệu là thép C45 có ơb= 750MPa , ứng suất xoắn cho phép là [T] MPa
Xác định đường kính trục :
Vì trục 1 nối với động cơ qua khớp nối nên đường kính sơ bộ trục 1 phải là di = (0.8:1.2).ddc = (0.8:1.2).28 = (22.4:33.6) (mm) nên ta chọn d1 = 32 mm
Trục 1: d1 = 32 (mm); Chiều rộng ổ lăn : b01 = 21 (mm)
Trục 2: d2 = 40 (mm); Chiều rộng ổ lăn : b02 = 25 (mm)
2.2.2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực k 1 = 15 (mm): khoảng cách từ mặt nút của chi tiết quay đến thành trong của hộp k2 = 15 (mm) : khoảng cách từ mặt nút ổ đến thành trong của hộp k3 = 20 (mm): khoảng cách từ mặt nút của chi tiết quay đến nắp ổ h n = 20 (mm): chiều cao nắp ổ và đầu bu-lông
2.2.2.1 TRỤC 1: l12 = -lc12 = 0.5(lm12+b0) + k3 + hn = 0.5(51+25)+20+20 = 78 (mm)
Với lm12 = (1.4:2.5)d1 = (44.8:80) = 51 mm: chiều dài nữa khớp nối
Với 1 mi3 — (1,2-1,5)d i — (30-37,5) (mm) nhưng do chiều rộng bánh răng là bi— 69 (mm) nên ta tối thiểu 1mi3 — b1 — 69 mm : chiều dài mayo bánh răng trụ
Do chiều rộng bánh răng 1à b 3 — 77(mm) nên 1 m22 — 77 (mm): chiều dài mayo bánh răng trụ ngoài
Do chiều rộng bánh răng 1à b2 — 64 (mm) nên 1m22 — 64 (mm): chiều dài mayo bánh răng trụ thẳng trong hộp giảm tốc
2.2.3 PHÂN TÍCH Lực LÊN BỘ TRUYỀN :
-Lực do cặp bánh răng trong hộp giảm tốc:
Lực dọc trục: Fai — Fa2 — Fti.tgP — 967,65.tg15,74 — 272,72 N
-Lực do bộ truyền ngoài: (cặp bánh răng trụ răng thẳng để hở và lực nối trục )
-Lực do cặp bánh răng ngoài:
Lực hướng tâm: F r3 — F r4 — F t3 tg20 — 2850,85.tg20 — 1037,62 N
Tìm phản lực tại các gối đỡ: với M 1 = F ai d i /2 = 272,72.45,7/2= 6231,65 N.mm
R CY — 233,42N suy ra : dB >25,53 mm, dA=dc> 20,18 mm, dD= 18,66mm
Do trục vào hộp giảm tốc nối với động cơ có đường kính trục ddc (mm nên ta chọn dD = (0,8=1,2).ddc = 22
Do đó theo kết cấu ta chọn dD"mm ,dA = dc 0 mm, d B = 40.7mm
Tìm phản lực tại các gối đỡ: với M2 = Fa2.d2/2 = 272,72.274,3/2= 37403,54 N.mm
Mx/D — 0 ^ M2 + RB Y 149 — Fr3 240 + F r2 74,5 — 0 Ê MY / D — 0 ô F t2 (74,5) — RBX 149 + Ft3 240 — 0
259427,35 N.mm Đường kính các trục:
Ta có công thức : M = JM X
M D =0 Nmm suy ra : dA 0,47 mm, dB=dD= 39,81mm, dc5,34mm Theo tiêu chuẩn và theo kết cấu ta chọn d A 2mm, d B =d D @ mm dcPmm
2.2.4 Chọn và kiểm nghiệm then:
Trục 1 có 1 then, với đường kính d" mm,ta chọn then bằng có chiều rộng b= 6 mm; chiều cao h= 6 mm; chiều sâu rãnh then trên trục t = 3,5mm; chiều sâu rãnh mayo t1 =2,6 mm Chọn l = 34 mm
Kiểm tra độ bền dập theo công thức
Kiểm tra độ bền cắt theo công thức:
Do đó thỏa điều kiện kiểm định
Trục có 2 then tại vị trí A và C:
Với d2mm Ta chọn then bằng có chiều rộng bmm; chiều cao h= 8mm; chiều sâu rãnh then trên trục t = 5mm; chiều sâu rãnh mayo t1 =3’3mm Chọn l cmm
Kiểm tra độ bền dập theo công thức
Với l 1 =l-b c - 10S ; t 2 = 0’4.h=0’4.8= 3’2mm Kiểm tra độ bền cắt theo công thức:
Do đó thỏa điều kiện kiểm định
Với dPmm Ta chọn then bằng có chiều rộng bmm; chiều cao h=9mm; chiều sâu rãnh then trên trục t =5’5mm; chiều sâu rãnh mayo t1 =3’3mm. Chọn l Pmm
Kiểm tra độ bền dập theo công thức
Kiểm tra độ bền cắt theo công thức:
Do đó thỏa điều kiện kiểm định.
2.2.5 Kiểm nghiệm độ bền trục:
*Kiểm nghiệm đồ bền mỏi:
Tại B không có lực dọc trục nên ứng suất pháp tại tiết diện này thay đổi theo chu kì đối xứng với biên độ ơ a =ơ p = ^, ưm=0
Khi đó momen cản uốn:
T = Ế = = 10 , 57MPa Khi ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động:
-K ơ =1,75 , K T =1,5 : Hệ số ảnh hưởng đến sự tập trung ứng suất đến độ bền mỏi
-i|y7 =0,025 , lịy =0.0175: Hệ số ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi của vật liệu
- £ơ =0,88 và £T =0,81 : hệ số kích thước tra theo bảng 10.4 giáo trình cơ sở thiết kế máy của thầy Nguyễn Hữu Lộc
- ^ =0,9 : Hệ số tăng bền của bề mặt
- Ư_ 1%5, r_ 18 : giới hạn mỏi của vật liệu
*Hệ số an toàn tại B được xác định theo công thức:
Hệ số an toàn : s = S J S T , - 2,53 11,68 _ = 2 47 > Is] s /-+, 2 J 2,53 2 +11,68 2 2,4/ [ s] 1,5
Do đó điều kiện bền mỏi được thỏa.
Để đảm bảo an toàn cho trục khi gặp phải tình trạng quá tải đột ngột, việc kiểm nghiệm độ bền tĩnh là rất quan trọng Kiểm nghiệm này giúp phát hiện những biến dạng dẻo quá lớn hoặc nguy cơ gãy của trục, từ đó đảm bảo tính ổn định và độ bền của thiết bị.
[ơ] qt =0,8 ơ ch =0,8.540= 432MPa ơ td =/ư 2 + 3r 2 =v45,52 2 + 3.10,57 2 = 49,06 MPa < [ơ] qt = 432MPa
Thỏa điều kiện bền tĩnh
Tiết diện nguy hiểm tại vị trí B
Tại B không có lực dọc trục nên ứng suất pháp tại tiết diện này thay đổi theo chu kì đối xứng với biên độ ưa =ơ> = ^, ưm 0
Khi ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động:
-Kơ =1,75 , KT=1,5 : Hệ số ảnh hưởng đến sự tập trung ứng suất đến độ bền mỏi
-i|y7 =0,025 , lịy =0.0175: Hệ số ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi của vật liệu
- £ ơ =0,84 và £T =0,78 : hệ số kích thước tra theo bảng 10.4 giáo trình cơ sở thiết kế máy của thầy Nguyễn Hữu Lộc
- ^ =0,9 : Hệ số tăng bền của bề mặt
- Ơ _1 %5, 7-18 : giới hạn mỏi của vật liệu
*Hệ số an toàn tại B được xác định theo công thức:
Hệ số an toàn : s = ,ys^ , = = 2,46> [s] =1,5 ựs ơ 2 +s T 2 Ạ /2,5 2 +13,24 2 L J
Do đó điều kiện bền mỏi được thỏa.
Để đảm bảo an toàn cho trục trong quá trình sử dụng, việc kiểm nghiệm đồ bền tĩnh là cần thiết nhằm phát hiện và ngăn chặn tình trạng trục bị biến dạng dẻo quá mức hoặc gãy do quá tải đột ngột.
Trong đó ơ = ưa = 43,93 MPa ,T = 10,2 MPa
=v43,93 2 + 3.10,2 2 G,34 MPa < [ơ]qt= 432MPaThỏa điều kiện bền tĩnh
TÍNH CHỌN Ổ LĂN
Thời gian làm việc : L h (800 giờ
Số vòng quay ni40( vòng/ phút) Tải trọng phân bố lên các ổ:
-Tải trọng hướng tâm lên ổ A:
-Tải trọng hướng tâm lên ổ C:
Do đó ta cho ổ bi đỡ- chặn, chọn cở trung, góc tiếp xúc a 0
Kí hiệu ổ d(mm) D(mm) B(mm) C(N) C 0 (N)
- Chọn V= 1: vì vòng trong ổ lăn quay
- Chọn Kt =1 : hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ xơ =1,2 : hệ số ảnh xét đến ảnh hưởng đặc tính của tải trọng
-Lực dọc trục tác động vào ổ A và B do lực hướng tâm Fr gây ra :
- Vì S A >S C và Fa >0 suy ra : Fa1 = S A 8,5N
Q A =(XVF rA + YF ai )Kơ.K t =(1.1 595 +0.178,5).1.1,2 q4N -ỔC:
- Theo kết quả tính toán ta thấy ổ C chịu tải trọng lớn hơn nên ta tính toán theo ổ C
- Thời gian làm việc : L = 10'6 = —-ỹ06 -$88 triệu vòng
-Khả năng tải động tính toán
Vì Ct F rD suy ra ta chọn tính toán ở ổ B
Do đó ta cho ổ bi đỡ , chọn cở nặng,
Kí hiệu ổ d(mm) D(mm) B(mm) C(kN) C0(kN)
- Chọn V= 1: vì vòng trong ổ lăn quay
- Chọn Kt =1 : hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ
K ơ =1,2 : hệ số ảnh xét đến ảnh hưởng đặc tính của tải trọng
- Thời gian làm việc : L = 10'6 = —-106 -A4,72 triệu vòng
- Khả năng tải đông tính toán :
Ct=Q VÃ b69,30V414,72 F752,41N -Vì Ct Q 0 =Fr = 5224,42N với x0 =0,6 và T0=0,5 -Như vậy Q0 n2= 240 (vòng/ phút)
TÍNH TOÁN NỐI TRỤC
Momenxoắn: T= 22614,93 N.mm = 22,61 N.m Đường kính trục động cơ: d đc ( mm Đường kính trục đầu: d" mm
Ta chọn nối trục vòng đàn hồi
Kiểm nghiệm sức bền đập của vòng đàn hồi:
Kiểm nghiệm sức bền chốt: kTl 0 1,5.22614,93.25 _ r ,
Với k =1,5: hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy
Vậy vòng đàn hồi và chốt thỏa điều kiện bền
CHỌN THÂN MÁY, BULONG, CÁC CHI TIẾT PHỤ, DUNG SAI VÀ LẮP GHÉP 1 CHỌN THÂN MÁY
CÁC CHI TIẾT LIÊN QUAN ĐẾN KẾT CẨU VỎ HỘP
Mặt ghép giữa nắp và thân hộp nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục, với lỗ trụ (đường kính D) được gia công đồng thời ở cả nắp và thân Để đảm bảo vị trí tương đối giữa nắp và thân trong quá trình gia công và lắp ghép, cần sử dụng hai chốt định vị Việc sử dụng chốt định vị giúp ngăn chặn sự biến dạng của vòng ngoài ổ khi xiết bulông, từ đó loại trừ một nguyên nhân chính gây hỏng hóc cho ổ.
Ta dùng chốt định vị hình côn có các thông số sau: d c l
- Che chắn ổ lăn kháng bụi từ bên ngoài.
- Làm bằng vật liệu GX15-32
Kết cấu các nắp ổ trong hộp giảm tốc.
2.3 Cửa thăm: Để kiểm tra, quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào trong hộp, trên đỉnh hộp có làm cửa thăm Cửa thăm được đậy bằng nắp.
Trên nắp có lắp thêm nút thông hơi Kích thước cửa thăm được chọn như sau:
Khi hoạt động, nhiệt độ trong hộp tăng cao, dẫn đến việc cần giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài Để thực hiện điều này, nút thông hơi được lắp đặt trên nắp cửa thăm, giúp cải thiện lưu thông không khí.
Kích thước nút thông hơi:
Sau một thời gian sử dụng, dầu bôi trơn trong hộp có thể bị bẩn do bụi và hạt mài hoặc bị biến chất, vì vậy cần thay dầu mới Để tháo dầu cũ, có lỗ tháo dầu ở đáy hộp, và trong quá trình làm việc, lỗ này được bịt kín bằng nút tháo dầu.
- Kết cấu và kích thước của nút tháo dầu như sau : d B C D D 1 L f
- Đê kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu.
CÁC CHI TIẾT PHỤ KHÁC
Vòng phớt là bộ phận quan trọng trong hệ thống ổ lăn, có chức năng bảo vệ ổ khỏi bụi bẩn, hạt cứng và các tạp chất khác, giúp ngăn ngừa mài mòn và han gỉ Ngoài ra, vòng phớt còn ngăn chặn dầu chảy ra ngoài, từ đó kéo dài tuổi thọ của ổ lăn Việc duy trì vòng phớt trong tình trạng tốt là rất cần thiết để đảm bảo hiệu suất hoạt động của ổ.
Vòng phớt được sử dụng phổ biến nhờ vào cấu trúc đơn giản và khả năng thay thế dễ dàng Tuy nhiên, nhược điểm của nó là nhanh chóng bị mòn và tạo ra ma sát lớn khi bề mặt trục có độ nhám cao.
3.2 Vòng chắn dầu: Để ngăn cách mỡ trong bộ phận ổ với dầu trong hộp.
BẢNG TỔNG KẾT BULONG
* Bu long ghép bích nắp và thân: d 3 , chọn M10x40
* Vít ghép nắp cửa thăm: d s =8, M8x15
DUNG SAI VÀ LẮP GHÉP
-Căn cứ vào các yêu cầu làm việc của từng chi tiết trong hộp giảm tốc, ta chọn các kiểu lắp ghép sau:
Để đảm bảo vòng trong ổ lăn chịu tải tuần hoàn không trượt trên bề mặt trục trong quá trình làm việc, cần lắp ghép theo hệ thống trục lắp trung gian Việc lựa chọn mối lắp k6 và lắp trung gian có độ dôi là rất quan trọng, giúp tạo điều kiện cho ổ mòn đều trong suốt quá trình hoạt động.
Vòng ngoài của ổ lăn không quay và chịu tải cục bộ, vì vậy cần lắp đặt theo hệ thống lỗ Để ổ có thể di chuyển dọc trục khi nhiệt độ tăng trong quá trình làm việc, kiểu lắp trung gian H7 được lựa chọn.
5.2 Lắp ghép bánh răng trên trục:
-Bánh răng lắp lên trục chịu tải vừa, tải trọng thay đổi, va đập nhẹ, ta chọn kiểu lắp ghép H7/k6.
5.3 Lắp ghép nắp ổ và thân hộp:
-Để dễ dàng cho việc tháo lắp và điều chỉnh, ta chọn kiểu lắp lỏng H7/e8.
5.4 Lắp ghép vòng chắn dầu trên trục:
-Để dễ dàng cho tháo lắp, ta chọn kiểu lắp trung gian H7/Js8
-Để đảm bảo độ đồng tâm và không bị sút, ta chọn kiểu lắp chặt P7/h8.
-Theo chiều rộng, chọn kiểu lắp trên trục là P9/h8 và kiểu lắp trên bạc là Js9/h8.
-Theo chiều cao, sai lệch giới hạn kích thước then là h11.
-Theo chiếu dài, sai lệch giới hạn kích thước then là h14.
BẢNG DUNG SAI LẮP GHÉP
EI ( ^ m) es ( ^ m) ei ( ^ m) Độ dôi lớn nhất Độ hở lớn nhất
Bánh răng 2 50 H7/ k6 +30 0 +21 +2 21 28 Ổ BI ĐỠ CHẶN d Ô vòng ngoài
Trục II 40 H7/ k6 +25 0 +18 +2 18 23 bxh Then (trục)
Then (bánh răng + bánh xích + nối trục)
Vòng chắn dầu - trục I 25 H7/js8 +21 0 +16 -16 16 37
Vòng chắn dầu - trục II 45 H7/js8 +25 0 +19 -19 19 44
Vòng phớt - trục II 35 H7/ js8 +25 0 +19 -19 19 44
Nắp bích ổ lăn trục II 110 H7/h6 +35 0 0 -22 0 57
Năp cửa thăm - nắp hộp
Qua quá trình thực hiện đồ án môn học thiết kế hệ thống truyền động cơ khí, nhóm em đã cải thiện khả năng phân tích thiết kế và xác định vấn đề cho bài toán thiết kế một cách rõ ràng hơn.
Môn học này tập trung vào tính hệ truyền động, giúp sinh viên phát triển kỹ năng xử lý thực tế và kết hợp kiến thức đã học để tính toán, từ đó lựa chọn phương án tối ưu cho thiết kế.
Mặc dù nhóm em đã nỗ lực hoàn thành đồ án với sự chăm chỉ và hướng dẫn tận tình từ các thầy cô trong khoa Cơ khí, nhưng do còn thiếu kinh nghiệm thực tiễn và kiến thức hạn chế, đồ án vẫn còn nhiều thiếu sót Vì vậy, nhóm em rất mong nhận được sự góp ý và chỉnh sửa từ quý thầy cô để cải thiện và nâng cao kiến thức của mình.
Nhóm em xin chân thành cảm ơn sự giúp đỡ của quý thầy cô khoa Cơ khí và sự hướng dẫn tận tình của thầy Phạm Minh Tuấn
[1] Trịnh Chất - Lê Văn Uyển: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1 và Nhà xuất bản giáo dục, 2018.
[2] Nguyễn Hữu Lộc: Cơ sở thiết kế máy Nhà xuất bản Đại học quốc gia TP.
[3] Trần Hữu Quế: Vẽ kỹ thuật cơ khí, tập 1 và 2 Nhà xuất bản giáo dục,
