ĐỒ án cơ sở THIẾT kế máy CHỌN ĐỘNG cơ và PHÂN PHỐI tỉ số TRUYỀN

CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

Chọn động cơ

1.1.1 Xác định công suất động cơ

- Công suất lớn nhất trong các công suất tác dụng lâu dài trên trục máy công tác:

- Do tải trọng không thay đổi nên P t = P lv = 2.102 (kW)

- Hiệu suất truyền động: (Bảng 2.3/19[1]) η=¿ η ol η x η ol η x η kn η ol= 0,99 3 0,95.0,96.10,88 Trong đó:

+ η ol – hiệu suất một cặp ổ lăn: η ol = 0,99

+ η đ – hiệu suất bộ truyền đai : η đ = 0.95

+ η br – hiệu suất bộ truyền bánh răng: η br = 0,96

+ η kn – hiệu suất khớp nối trục đàn hồi: η kn=1

- Công suất cần thiết trên trục động cơ:

- Chọn sơ bộ tỉ số truyền các bộ truyền u sb = u brt u đ = 4 3 = 12

- Xác định số vòng quay trên trục máy công tác n lv ¿ 60000 v ¿ 60000.1,49 ¿ 84 (vg/ph) π D π 330

- Xác định số vòng quay sơ bộ: n sb ¿n lv u t 12 = 1008 (vg/ph)

TIEU LUAN MOI download : skknchat123@gmail.com moi nhat

- Ta có: P ct ¿ 2.375 (kW) và n sb ¿ 1008 (vg/ph)

→ Chọn động cơ 4A122MA8Y3 với P đc ¿ 2.8 (kW) > P ct ; n đc ¿ 950 (vg/ph)

Lập bảng thông số kĩ thuật

1.2.1 Xác định tỉ số truyền của hệ dẫn động

Với: n đc – số vòng quay của động cơ đã chọn (vg/ph) nlv – số vòng quay của trục máy công tác (vg/ph)

1.2.2 Phân phối tỉ số truyền của hệ dẫn động (ut) cho các bộ truyền

Theo công thức 3.21[1] ta có:

- Có u hgt = u br = 4.5 (hộp giảm tốc 1 cấp)

- Tính lại tỉ số truyền bộ truyền đai: u đ = u t = 11.31 =2.51 u brt 4.5

1.2.3 Xác định công suất, mômen xoắn và số vòng quay các trục

- Công suất trục công tác: P 3 = P lv = 2.102 (kW)

- Công suất trục động cơ: P đc = η ol η đ = 0,99.0 95 = 2.375(kW)

- Số vòng quay trục 1: n1 n đc

TIEU LUAN MOI download : skknchat123@gmail.com moi nhat n 1 377.82

- Số vòng quay trục 2: n 2 = u 2 = 4.5 = 84 (vg/ph)

- Trục công tác: n lv = n 2 = 84 (vg/ph)

- Mômen xoắn trên các trục: T i = 9,55.10

- Ta có bảng thông số kỹ thuật Động cơ 1 2 Công tác

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG

Chọn tiết diện đai

- Thông số đầu vào: P đc = 2.375 (kW) n đc = 950 (v/p)

=> Chọn loại đai A, đai thường.

Chọn đường kính đai

- Đường kính bánh đai nhỏ d 1

- Đường kính bánh đai lớn d 2 = d 1 u ( 1−ℇ )

- Tính toán tỉ số truyền thực tế: u t d 2

- Kiếm tra sai lệch tỉ số truyền: Δuu = | u t − u u | 100% = | 2.58 2 − 51 2.51 | 100% = 2,78% < 4%

Xác định sơ bộ khoảng cách trục a

- Theo bảng 4.14[1], chọn sơ bộ khoảng cách trục a

- Xác định d sb 2 = 1 => a sb = 355 (mm)

-Kiểm tra số vòng chạy : i = v L = 6 2,8 96 = 4,35 ≤ i max (CT4.15[1])

Xác định chính xác khoảng cách trục

- Góc ôm trên bánh đai nhỏ 12 2 =

TIEU LUAN MOI download : skknchat123@gmail.com moi nhat α 1 = 180− 57.( d 2 − d 1 ) = 180 −57.(355−140) 9,1 120 a 396.86

Xác định số đai

Trong đó P 1 = 2,37: công suất trên trục bánh đai chủ động

P o = 2,2: công suất cho phép nội suy (bảng 4.20/62[1])

K đ = 1,2: hệ số tải trọng động với 2 ca làm việc (bảng 4.7/55[1])

C α = 0,92: hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α 1(bảng 4.15/61[1])

C l = 1: hệ số kể đến ảnh hưởng chiều dài đai (bảng 4.16/61[1])

C u = 1,135: hệ số kể đến ảnh hưởng tỉ số truyền (bảng 4.17/61[1])

C z = 1: hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng cho các dây đai (bảng 4.18/61[1])

Xác định thông số cơ bản bánh đai

- Từ số đai z có thể xác định chiều rộng bánh đai B theo công thức: B = ( z−1 ) t+2 e (2 - 1) 15+ 2 10 = 20 (mm)

- Đường kính ngoài bánh đai:

TIEU LUAN MOI download : skknchat123@gmail.com moi nhat d a 1 =d 1 +2 h 0= 140+ 2 3,3 = 146,6 (mm) d a 2 =d 2 +2 h 0 = 355+ 2.3,3 = 361,6 (mm) d f 1 =d a 1 −2 H = 146,6 - 2.12,5 = 121,6 (mm) d f 2 =d a 2 −2 H = 630,6 - 2.12,5 = 336,6 (mm)

Trong đó tra bảng 4.21[1]: h 0 = 3,3 (mm) t = 15 (mm) e = 10 (mm)

Xác định lực căng ban đầu và tác dụng lên trục

- Lực căng đai ban đầu: ( CT4.19[1])

+ Với F v : Lực căng do lực hướng tâm gây ra Fv = q m v 2 = 0,105.6,96 2 = 5,086 (N)

Trong đó q m =0,105 (kg/m) : khối lượng 1 m chiều dài đai Bảng 4.22[1] với tiết diện đai loại A

Lực tác dụng lên trục ( CT 4.21[1])

Bảng thông số bộ truyền đai

Thông số Ký hiệu Giá trị Đường kính bánh đai nhỏ Đường kính bánh đai lớn Đường kính đỉnh bánh đai nhỏ 146,6 Đường kính đỉnh bánh đai lớn 361,6

Góc ôm bánh đai nhỏ 149,12

Lực tác dụng lên trục 1377,72

Góc chêm rãnh đai φ ( ) ° Đường kính chân bánh đai nhỏ d f1 (mm) 121,6 Đường kính chân bánh đai lớn d f2 (mm) 336,6

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG

Chọn vật liệu bánh răng

- Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, ở đây chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như nhau.

Cụ thể, theo bảng 6.1[1] chọn:

+ Bánh nhỏ: thép C45 tôi cải thiện có σ b 1 =¿ 750 MPa, σ ch1 = 450 MPa, HB 1 = 210

+ Bánh lớn: thép C45 tôi cải thiện có σ b 2= 750 MPa, σ ch2= 450 MPa, HB 2 = 195

Thỏa mãn HB 1 ≥ HB 2 + ( 10 15) HB

Xác định ứng suất cho phép

- Theo bảng 6.2 với thép C45, tôi cải thiện σ o Hlim =2 HB +70 ; S H =¿1,1 ; σ o Flim = 1,8HB, S F = 1,75

- Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB 1= 210 ; độ rắn bánh lớn HB 2= 195, khi đó σ o Hlim1 =2 HB 1 + 70 = 2 210 + 70 = 490 (MPa) ; σ o Flim1 = 1,8.210 = 378 (MPa);

TIEU LUAN MOI download : skknchat123@gmail.com moi nhat σ o Hlim2 =2 HB 2 +70 = 460 (MPa) ; σ o Flim2 = 1,8.195 = 351 (MPa);

- Số chu kỳ chịu tải:

- Theo (CT6.5[1]) NFo = 4.10 6 ; N Ho = 30 H 2,4 HB , do đó:

+ Vì N HE2 > N Ho2 => K HL2 = 1 - Ứng suất cho phép:

Bánh răng trụ răng thẳng => [ σ H ] sb = 418,18 (MPa)

CT 6.2a[1] với bộ truyền quay 1 chiều K FC = 1, ta được:

Xác định sơ bộ khoảng cách trục bộ truyền bánh răng trụ

TIEU LUAN MOI download : skknchat123@gmail.com moi nhat a w = K a (u br +1) √

Tra bảng 6.6[1] => ψ ba = 0,3 ψ bd =0,5.ψ ba ( u br +1 ) =¿ 0,5.0,3 (4.5+1) = 0,87 Tra bảng 6.7 với ψ bd = 0,87 ta được K

Xác định thông số ăn khớp

- Bánh răng trụ răng thẳng: Góc nghiêng β = 0 °

- Tỉ số truyền thực: u t = Z 2 = 139 = 4.48 = u br

=> Sai lệch tỉ số truyền Δuu = 0 < 4%

- Xác định chính xác khoảng cách trục: a w *= m ( Z 1 + Z 2 ) = 2.(31+139) = 170

=> Lấy a w * = 170 a w * = a w => Không dùng dịch chỉnh

- Xác định góc ăn khớp: cos(α tw ) ( Z¿¿1+ Z ¿¿ 2) m cos (20) ¿¿ = ( 31+139 ) 2 cos ( 20° )

Xác định chính xác ứng suất cho phép

- Xác định đường kính vòng lăn: d w 1= 2 a w = 2.170 = 62 (mm) (Bảng 6.11[1]) u brt +

- Vận tốc vòng của bánh răng trụ thẳng: v= π d w 1 n

- Xác định ứng suất cho phép:

Trong đó: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt làm việc: Z R = 1

Hệ số ảnh hưởng đến vận tốc vòng: Z v = 1

Hệ số ảnh hưởng của kích thước bánh răng: K xH = 1

Hệ số ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng: Y R = 1

Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với sự tập trung ứng suất:

Hệ số ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến độ bền uốn: K xF = 1

Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng

3.6.1 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc σ H =¿ Z M Z H Z ε √ b w u t d w 2 2 T 1 K H (u t +1) ≤[σ ¿¿ H ]¿ (CT6.33[1])

- Hệ số kể đến cơ tính vật liệu: Z M = 274 MPa 1/3 (Bảng 6.5[1])

- Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc:

- Hệ số trùng khớp ngang:

- Xác định chiều rộng vành răng: b w =¿ ψ ba a w = 0,3 170 = 51 (mm)

- Hệ số trùng khớp dọc:

TIEU LUAN MOI download : skknchat123@gmail.com moi nhat b sin β ε β =¿ w m π = 0

- Hệ số trùng khớp của rang với ε β =0

- Xác định hệ số tải trọng K H :

Với vận tốc vòng v = 2,77 m/s, ta chọn được cấp chính xác cho bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng là 8, tra bảng 6.7, 6.13 ,6.14 và phụ lục 2.3 ta được:

-Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng K Hα = 1

-Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

-Hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp K Hv = 1+ v H b w d

Với v H = δ H g 0 v √ a w /u g 0 = 38 với CCX6 (Bảng 6.16[1]) δ H = 0.004 (Bảng 6.15[1])

- Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc: σ H =¿ Z M Z H Z ε √ 2 T b 1 K H (u t +1) = 274 1,76 0,87. w u t d w 2

=> Thỏa mãn độ bền tiếp xúc

3.6.2 Kiểm nghiệm độ bền uốn σ F1 = 2T 1 K F Y ε Y β Y F1 ≤ [ σ F1 ¿ ( CT6.43[1]) b w d w 1 m n σ F2 = σ F1 Y F2 ≤ [ σ F2 ¿ (CT6.44[1])

- Xác định hệ số tải trọng khi tính về uốn K F : (CT 6.45[1]) K F = K Fα K Fβ K Fv = 1.1,08.1,81 =

Với vận tốc vòng v = 1,222 m/s, ta chọn cấp chính xác cho bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng là 8

Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng K F β = 1,08 (Bảng 6.7[1])

Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên các cặp răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn K Fα = 1 (Bánh răng trụ răng thẳng)

Hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn

Với v H = δH g0 v √ a w /u g 0 = 38 với CCX6 ( Bảng 6.16[1]) δ F = 0,011 ( Bảng 6.15[1])

- Xác định hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Y ε

- Xác định hệ số kể đến độ nghiêng của răng

- Xác định số răng tương đương: z v 1 = z 1 1 z v 2 =¿ z 2 = 139

- Tra bảng 6.18 theo số răng tương đương Z1v, Z2v và hệ số dịch chỉnh x1 = x2 = 0, ta được hệ số dạng răng: Y F1 = 3,8; Y F2 = 3,6

- Kiểm nghiệm về độ bền uốn: σ F 1 = 2T 1 K F Y ε Y β Y F 1 = 2.59481.93 1,95.0,57 1.3,8 = 76,02 (MPa) b w d w 1 m n 51,2 64 2 σ F 2 = σ F 1 Y F 2 = 72.02 (MPa)

=> Thỏa mãn về độ bền uốn

Xác định các thông số khác của bộ truyền

- Đường kính đỉnh răng: d a1 = d 1 + 2(1+x 1 - Δu y ) = 64 (mm) d a2 = d 2 + 2(1+x 2 - Δu y ) = 280 (mm)

- Đường kính đáy răng: d f1 = d 1 - (2,5 - 2x 1 ) = 59.5 (mm) d f2 = d 2 - (2,5 - 2x 2 ) = 275,5(mm)

Thông số Ký hiệu Giá trị Đơn vị

Số răng bánh bị dẫn Z 2 139

Góc nghiêng răng trên trục cơ sở β b 0 °

Vành răng bánh dẫn có chiều rộng b là 51 mm, trong khi đường kính vòng lăn bánh dẫn d1 đạt 62 mm Đường kính vòng lăn bánh bị dẫn d2 là 278 mm Đường kính đỉnh răng bánh dẫn a1 là 64 mm, còn đỉnh răng bánh bị dẫn a2 là 280 mm Đường kính chân răng bánh dẫn f1 là 59,5 mm, và đường kính chân bánh bị dẫn f2 là 275,5 mm.

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

Chọn vật liệu chế tạo trục

- Trục ở những thiết bị không quan trọng, chịu tải thấp dùng thép không nhiệt

- Trục ở máy móc quan trọng, hộp giảm tốc, hộp tốc độ dùng thép 45 thường hóa hoặc tôi cải thiện, hoặc thép 40X tôi cải thiện.

- Trục tải nặng hoặc trục đặt trên ổ trượt quay nhanh dùng thép hợp kim thấm Cacbon.

- Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép C45 tôi cải thiện có σ b = 8000 MPa, ứng suất xoắn cho phép [τ ] = 15 … 30 MPa

Xác định lực và phân bố lưc tác dụng lên trục

4.2.1 Bộ truyền bánh răng trụ thẳng

- Lực tác dụng lên trục:

- Mômen xoắn trên khớp nối:

K tra bảng 16.1[2]: k= 1,3 T: momen xoắn cần truyền: T= T 2 = 241561,94 (N.mm) T tt = k T 2 = 1,5

- Lực vòng trên khớp nối:

Tra bảng 16.10a với T t = T đc , ta có: D t = 130 (mm)

- Lực hướng tâm tác dụng lên trục:

Xác định sơ bộ khoảng cách trục

Sử dụng công thức thực nghiệm

-Trục đầu vào Trục I: dI = (0,8 1,2) ddc =(0,8 1,2) 35 = 35

- Trục II: d II = (0,3 0,35) a => Lấy d II = 55 (mm) (a khoảng cách trục).

Xác định chiều dài mayo

- Xác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực và chiều dài các đoạn trục: + Trục 1: k = 1

+ Số trục trên hộp giảm tốc: t = 2

+ i = 0 và 1: các tiết diện trục nắp ổ

+ i = 2….s là số chi tiết quay (3)

+ l k1 = khoảng cách giữa các gối đỡ 0 - 1

+ l ki = khoảng cách giữa các gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục k

+ l mki = chiều dài may ơ của chi tiêt quay thứ i

+ b ki = chiều rộng vành răng thứ i trên trục thứ k

+ nửa khớp nối vòng l m23 = 2,5 d II = 2,5 55 = 137,5 (mm)

+ bánh răng trụ l m22 = 1,5 d II = 1,5 55 = 82,5 (mm) Khoảng cách từ ổ bi 0 đến

+ Công xon trục 2 tính từ chi tiết 3: l c23 = 0,5*(l 23 +b02)+k3+hn=0,5 (137,5+29)+15+208,25.

+ Chi tiết 2: l22 = 0,5.(lm23 + bo)+k1 +k2 = 0,5 (137,5 + 29) + 10 + 10 = 75,75 (mm)

- Sơ đồ phân bố lực:

- Biểu đồ nội lực và mô phỏng trục 2:

- Tính Momen tại tiết diện nguy hiểm:

- Tính đường kính tiết diện nguy hiểm:

Tra bảng 10.5[1], nội suy ta có [ σ ¿ = 54,5 (MPa)

- Sơ đồ phân bố lực:

- Biểu đồ nội lực và mô phỏng trục 1:

- Tính Momen tại tiết diện nguy hiểm: + M11 = √ ¿¿ = √ 0 2 +0 2 =0 (N.mm)

- Tra bảng 10.5[1], nội suy ta có [ σ ¿ = (MPa)

Kiểm nghiệm trục

4.5.1 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Kết cấu trục được thiết kế với độ bền mỏi đáp ứng yêu cầu, đảm bảo hệ số an toàn tại các chi tiết nguy hiểm thỏa mãn điều kiện s j = s σj.

[s]: hệ số an toàn cho phép, bỏ qua kiểm nghiệm độ cứng [s] = 2,5 ÷ 3. s σ : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp

K δjdj τ aj +ψ δj δj mj s τ: hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất tiếp

Giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng được xác định với σ -1 = 348,8 MPa và τ -1 = 202,304 MPa Hệ số xét đến ảnh hưởng của sự tập trung ứng suất đến độ bền mỏi, cùng với hệ số kích thước (bảng 10.4/tr198[1]), ảnh hưởng đến biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp tại tiết diện Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng với Ϭ mj = 0 và Ϭ aj = Ϭ max Ngoài ra, τ a và τ m là biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp tại tiết diện j, đặc biệt đối với tiết diện tròn.

-Đối với tiết diện có 1 rãnh then

Khi trục quay 1 chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động: τ mj = τ maxj

-Đối với tiết diện 1 rãnh then

16 2 d j ψ σ , ψ τ : Hệ số chỉ đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra bảng 10.7/tr197[1] ta có ψ σ = 0,1 , ψ τ = 0,05

W và W o : momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện của trục.

Các thông số đầu vào trong việc kiểm nghiệm trục:

Các hệ số với các tiết diện nguy hiểm được tính theo:

Kết luận: Cả hai trục thỏa mãn điều kiện bền mỏi.

4.5.2 Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh

Mục đích: Đề phòng biến dạng dẻo quá lớn hoặc quá tải đột ngột Ϭ td = √ Ϭ 2 +3 τ 2 ≤[Ϭ ]

TIEU LUAN MOI download : skknchat123@gmail.com moi nhat τ =T max /( 0,2d 3 )

[ = 0,8Ϭ ch Ϭ 1 = 31,63 MPa, τ 1 ,07 MPa Suy ra Ϭ td1 = 36,42 (MPa) Ϭ 2 = 26,77 MPa, τ 2 ,85 MPa Suy ra Ϭ td2 = 33,32 (MPa)

Kết luận: Cả hai trục thỏa mãn điều kiện bền tĩnh.

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ THEN VÀ Ổ LĂN

Tính mối ghép then

*Chọn then bằng theo bảng 9.1[1]

Tại vị trí lắp bánh răng:

Tiết Kích thước tiết Chiều sâu rãnh then Bán kính góc lượn của Chiều diệ diện then rãnh r dài then n

B h Trên trục Trên lỗ t 2 Nhỏ nhất Lớn nhất Lt t 1

T: mômen xoắn trên trục d: đường kính trục l t , b, h, t kích thước then [ d ]: ứng suất dập cho phép (MPa) [ d ] = 150 MPa

[ c ]: ứng suất cắt cho phép (MPa)

[ c ] = 90 MPa Bảng kiểm nghiệm then:

Vị trí tại Ứng suất dập d (MPa) Ứng suất cắt c (MPa)

Kết luận: Then thỏa mãn.

Chọn ổ lăn và kiểm nghiệm ổ lăn

Ta có: d = 25 mm Ổ lăn d10: F r 10 = √ X 2 10 +Y 2 10 63,37 N Ổ lăn d11: F r 11 = √ X 2 11 +Y 2 11 W6,81 N

Do yêu cầu về độ cứng cao và độ chính xác giữa vị trí trục và bánh răng trụ thẳng, cần chọn ổ đỡ theo bảng P2.7 Dựa vào đường kính ngõng trục là d = 25mm, ta lựa chọn sơ bộ ổ bi đỡ cỡ trung.

Kí hiệu 305 có các thông số sau: d (mm) D (mm) B (mm) r (mm) d bi (mm) C (kN) C 0

* Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn

Khả năng tải động C d được tính theo công thức: 11.1Tr213[1]

 m – bậc của đường cong mỏi: m = 3 (ổ bi đỡ)

 Q – tải trọng động quy ước (KN) được xác định theo công thức

Hệ số V được xác định theo công thức V = 1 k t, trong đó k t là hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ Đối với tải trọng tĩnh và hộp giảm tốc công suất nhỏ, hệ số đặc tính tải trọng k đ được coi là k đ = 1.

Theo bảng 11.4 với ổ bi đỡ:

X – hệ số tải trọng hướng tâm

Y – hệ số tải trọng dọc trục

Tải trọng quy ước tác dụng vào ổ:

Khả năng tải động của ổ lăn

=> Thỏa mãn khả năng tải động Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ lăn

Tra bảng B11.6Tr221[1] ta được:

Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ:

Q t =0,6 2063,37=1,238 kN < C 0 ¿>¿Thỏa mãn khả năng tải tĩnh.

Ta có: d = 40 mm Ổ lăn 20 : F r 21 =√ X 2 21 + Y 2 21 Ổ lăn 20 : F r 20 =√ X 2 20 +Y 2 20

Để đáp ứng yêu cầu về độ cứng cao và độ chính xác giữa vị trí trục và bánh răng trụ thẳng, cần chọn ổ bi đỡ 1 dãy theo bảng P2.7 Dựa vào đường kính ngõng trục là d = 40 mm, chúng ta sẽ chọn sơ bộ bi đỡ cỡ đặc biệt nhẹ.

Kí hiệu 700107 có các thông số sau: d(mm) D(mm) B(mm) r(mm) C(kN)

* Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn

Khả năng tải động C d được tính theo công thức: 11.1Tr213[1]

 m – bậc của đường cong mỏi: m = 3 (ổ bi đỡ)

 Q – tải trọng động quy ước (KN) được xác định theo công thức

Hệ số V thể hiện ảnh hưởng của vòng quay, với công thức V = 1 k t Hệ số nhiệt độ k t được tính bằng k đ, trong đó k đ = 1, cho thấy đặc tính tải trọng tĩnh và hộp giảm tốc có công suất nhỏ.

Theo bảng 11.4 với ổ bi đỡ:

X – hệ số tải trọng hướng tâm

Y – hệ số tải trọng dọc trục

Theo bảng B11.4Tr216[1] ta có:

Tải trọng quy ước tác dụng vào ổ:

Khả năng tải động của ổ lăn

Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ lăn

Tra bảng B11.6Tr221[1] cho ổ bi đỡ 1 dãy ta được:

Tải trọng tĩnh tương đương tác dụng vào ổ nguy hiểm nhất:

Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ:

⇒ Ổ lăn thỏa mãn khả năng tải tĩnh.

KẾT CẤU VỎ VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ

Tổng quan về vỏ hộp

- Bảo đảm vị trí tương đối giữa các chi tiết, bộ phận máy.

- Tiếp nhận tải trọng các chi tiết lắp trên vỏ.

- Đựng dầu bôi trơn, bảo vệ các chi tiết. b) Chỉ tiêu thiết kế

- Khối lượng nhỏ c) Cấu tạo, vật liệu

- Cấu tạo: thành hộp, nẹp hoặc gân, mặt bích, gối đỡ,…

- Vật liệu: gang xám GX15-32

Tên gọi Biểu thức tính toán Giá trị

Chiều dày Thân hộp, δj δj = 0,03.a w + 3 > 6 mm δj = 8 mm a w = 170 mm

Gân tăng Chiều dày, e e = 0,8 δj e = 6,5 mm cứng Chiều cao, h h < 58 h = 42 mm Độ dốc Khoảng 2° 2° Đường Bulông nền, d 1 d 1 > 0,04.a w + 10 > 12mm d 1 = 17 mm kính Bulông cạnh ổ, d 2 d 2 = (0,7 ÷ 0,8).d 1 d 2 = 12 mm

Bulông ghép bích nắp d 3 = (0,8 ÷ 0,9).d 2 d 3 = 12 mm và thân, d 3 Vít ghép nắp ổ, d 4 d 4 = (0,6 ÷ 0,7).d 2 d 4 = 8 mm Vít ghép nắp cửa thăm, d 5 = (0,5 ÷ 0,6).d 2 d 5 = 6 mm d 5

Mặt bích Chiều dày bích thân S 3 = (1,4 ÷ 1,8).d 3 S 3 = 18 mm ghép nắp hộp, S 3 và thân Chiều dày bích nắp S 4 = (0,9 ÷ 1).S 3 S 4 = 18 mm hộp, S 4

Bề rộng bích nắp và K 3 ≈K 2 –(3÷5)= K 3 = 35 mm thân, K 3

Kích thước Đường kính ngoài và Trục 1: D 1 = 62 mm gối trục tâm lỗ vít: D 3 , D 2 D 2 = 75 mm

Bề rộng mặt ghép bu K2 = E2 + R2 + (3 ÷ 5) mm K2 = 34 mm lông cạnh ổ: K 2

Tâm lỗ bu lông cạnh ổ: E 2 = 1,6 d 2 E 2 = 19 mm

Khoảng cách từ tâm bu lông k cần đạt ít nhất 1,2 lần đường kính d2k, với kích thước 16 mm đến mép lỗ Chiều cao h phụ thuộc vào vị trí tâm lỗ bulông và kích thước mặt tựa Mặt đế hộp có chiều dày S1 khoảng từ 1,3 đến 1,5 lần d1, với S1 đạt 24 mm khi không có phần lồi Nếu có phần lồi, Dd và S1 sẽ được xác định theo đường kính và S2 của kính dao khoét.

Bề rộng mặt đế hộp: K 1 ≈ 3.d 1 K 1 = 42,5 mm

Khe hở giữa bánh răng cần đảm bảo Δu ≥ (1 ÷ 1,2) với δj Δu là 9 mm giữa các thành trong hộp chi tiết Đỉnh bánh răng phải đạt Δu 1≥ (3 ÷ 5) với δj, và Δu 1 cần lớn hơn hoặc bằng 24 mm đối với đáy hộp loại hộp giảm tốc Đồng thời, lượng dầu bôi trơn giữa các mặt bên của bánh răng trong hộp cũng phải đảm bảo Δu ≥ δj.

6.3 Một số chi tiết khác: a Vòng móc:

D = (3 ÷ 4) δj = (3 ÷ 4) 8,1 = 28 (mm) b Chốt định vịTên chi tiết: Chốt định vị

Chốt định vị giúp ngăn chặn biến dạng vòng ngoài của ổ khi xiết bu lông, nhờ đó loại bỏ các nguyên nhân gây hỏng hóc cho ổ do sai lệch vị trí giữa nắp và thân.

• Chọn loại chốt định vị là chốt côn.

• Thông số kích thước: [18.4b,2-91] ta được: d = 6 mm, c = 1 mm, L = 20 ÷ 110 mm Chọn L = 40 mm c.Cửa thăm

Tên chi tiết: Cửa thăm

Chức năng của hộp là kiểm tra và quan sát các chi tiết trong quá trình lắp ghép, đồng thời chứa dầu Hộp được thiết kế với cửa thăm ở trên, có nắp đậy và nút thông hơi trên nắp để đảm bảo thông khí.

• Thông số kích thước: tra bảng [18.5,2-92] ta được:

Tên chi tiết: nút thông hơi

Khi nhiệt độ trong hộp tăng cao trong quá trình làm việc, việc sử dụng nút thông hơi giúp giảm áp suất và điều hòa không khí giữa bên trong và bên ngoài hộp.

Thông số kích thước: tra bảng 18.6Tr93[2] ta được

Tên chi tiết: nút tháo dầu

Sau một thời gian sử dụng, dầu bôi trơn trong hộp có thể bị bẩn do bụi hoặc hư hại do mài mòn, hoặc bị biến chất Vì vậy, cần thay dầu mới để đảm bảo hiệu suất hoạt động Để tháo dầu cũ, có một lỗ tháo dầu ở đáy hộp, thường được bít kín bằng nút tháo dầu trong quá trình làm việc.

Thông số kích thước (số lượng 1 chiếc): tra bảng 18.7Tr93[2] ta được

TIEU LUAN MOI download : skknchat123@gmail.com moi nhat d b m f L c q D S

Tên chi tiết: Que thăm dầu.

Que thăm dầu là thiết bị quan trọng để kiểm tra mức và chất lượng dầu bôi trơn trong hộp giảm tốc Để đảm bảo việc kiểm tra dễ dàng và chính xác, đặc biệt trong môi trường máy làm việc 3 ca, que thăm dầu thường được thiết kế với vỏ bọc bên ngoài nhằm hạn chế sóng dầu.

-Khi vận tốc nhỏ (0,8~1,5 m/s): hmax = 1/6 bánh kính bánh răng cấp nhanh 5 mm hmin = (0,75~2) h = 10mm

6.4 Một số chi tiết phụ

6.4.1 Các chi tiết cố định trên ổ trục

+ Đặc điểm: chắc chắn và đơn giản

+ Nhiệm vụ: Đệm được giữ chặt bằng vít và dây néo.

+ Chọn loại đếm chắn mặt đầu là loại cố định mặt đầu vòng trong ổ bằng 1 vít.

+ Vật liệu đệm: thép CT3.

+ Vật liệu tấm hãm: thép CT2.

+ Kích thước đệm chắn mặt đầu: tra bảng 15.3, ta có:

Trục Đệm áp Tấm hãm bulông

6.4.2 Các chi tiết điều chỉnh lắp ghép

- Nhiệm vụ: Điều chỉnh khe hở khi lắp ghép các chi tiết, tạo độ dôi ban đầu (ổ lăn)

+ Vòng đệm điều chỉnh (cố định ổ bằng nắp mộng).

+ Phân loại: nắp ổ kín và nắp ổ thủng.

6.4.3 Các chi tiết lót bộ phận ổ

+ Đặc điểm: dễ thay thế, đơn giản và chống mòn.

+ Phân loại: cố định và điều chỉnh được khe hở.

Chức năng chính của thiết bị bảo vệ ổ lăn là ngăn chặn bụi, chất lỏng, hạt cứng và các tạp chất xâm nhập vào ổ, từ đó giúp giảm thiểu sự mài mòn và han gỉ, tăng tuổi thọ cho ổ lăn.

Thông số kích thước: tra bảng 15.17Tr50[2] ta được d d 1 d 2 D a b

- Vòng chắn dầu, đệm bảo vệ

+ Nhiệm vụ: ngăn cách mỡ bôi trơn ổ với dầu của HGT.

Chức năng: vòng chắn dầu quay cùng với trục, ngăn cách mỡ bôi trơn với dầu trong hộp, không cho dầu thoát ra ngoài.

Thông số kích thước vòng chắn dầu

TIEU LUAN MOI download : skknchat123@gmail.com moi nhat a=6 ÷ 9 (mm) ,t=2÷ 3 (mm) ,b=2 ÷ 5(mm)(lấy bằng gờ trục) Đệm bảo vệ

- Các bộ truyền cần được bôi trơn liên tục nhằm: + Giảm mất mát công suất vì ma sát.

+ Đề phòng các chi tiết máy bị han gỉ.

- Việc lựa chọn phương pháp bôi trơn HGT phụ thuộc vào vận tốc vòng của bộ truyền.

- Khi vận tốc vòng của bánh răng v br ≤ 12 m/s:

+ Bôi trơn bằng ngâm dầu.

+ Chiều sâu ngâm dầu khoảng 1/6 đến 1/4 bán kính bánh răng.

PHẦN VII: DUNG SAI LẮP GHÉP VÀ BÔI TRƠN

7.1 Dung sai lắp ghép và lắp ghép ổ lăn

Lắp vòng trong của ổ lên trục theo hệ thống lỗ cơ bản và vòng ngoài vào vỏ theo hệ thống trục cơ bản để đảm bảo ổ hoạt động hiệu quả Để tránh tình trạng các vòng trượt trên bề mặt trục hoặc lỗ khi làm việc, nên chọn kiểu lắp trung gian với các vòng không quay và lắp có độ dôi cho các vòng quay.

Chọn miền dung sai khi lắp các vòng ổ:

Lắp ổ lên vỏ H7 b và bánh răng lên trục là quá trình truyền momen xoắn giữa trục và bánh răng Để đảm bảo hiệu quả, nên sử dụng then bằng, tuy nhiên, mối ghép then thường không được lắp khít do rãnh then trên trục có thể phay thiếu chính xác Để khắc phục vấn đề này, cần cạo then theo rãnh then để đảm bảo lắp đặt chính xác.

Lắp bánh răng lên trục theo kiểu lắp trung gian:

∅ H k67 c Dung sai mối ghép then

Tra bảng B20.6Tr125[2] với tiết diện then trên các trục ta được Sai lệch giới hạn của chiều rộng then:

Sai lệch chiều sâu rãnh then:

Trục II : t=5,5 mm⇒ N max =+0,2 mm

7.2 Bôi trơn hộp giảm tốc

Bôi trơn trong hộp giảm tốc được thực hiện bằng hai phương pháp chính: bôi trơn ngâm dầu và bôi trơn lưu thông Do các bánh răng trong hộp giảm tốc hoạt động với vận tốc dưới 12 m/s, phương pháp bôi trơn hiệu quả nhất là ngâm dầu, giúp bảo vệ và tăng tuổi thọ cho các chi tiết máy.

Với vận tốc vòng của bánh răng trụ thẳng : v = 2,77 (m/s) tra bảng 18.11Tr100[2], ta có được độ nhớt để bôi trơn là :

Theo bảng 18.13Tr101[2] ta chọn được loại dầu AK-20

Bôi trơn định kỳ cho bộ truyền ngoài hộp là cần thiết, vì thiết bị này không được che đậy, dễ bị bám bụi Việc bôi trơn giúp duy trì hiệu suất hoạt động và kéo dài tuổi thọ của bộ truyền.

Bôi trơn ổ lăn đúng cách giúp giảm mài mòn và ma sát, bảo vệ các chi tiết kim loại không tiếp xúc trực tiếp với nhau Điều này không chỉ bảo vệ bề mặt mà còn giảm thiểu tiếng ồn, nâng cao hiệu suất hoạt động của ổ lăn.

Các ổ lăn thường được bôi trơn bằng dầu hoặc mỡ, nhưng mỡ thường được ưa chuộng hơn Mỡ không chỉ giữ được lâu trong ổ mà còn bảo vệ ổ khỏi tác động của tạp chất và độ ẩm.

Ngoài ra mỡ được dùng lâu dài ít chịu ảnh hưởng của nhiệt độ theo bảng 15.15aTr44[2] ta dùng loại mỡ LGMT2 và chiếm 1/ 2 khoảng trống trong ổ.

7.3 Bảng dung sai lắp ghép

Trục Vị trí lắp Kiểu lắp Lỗ Trục

Vũng ngoài ỉ125H7 ỉ 125 + 0 0,035 của ổ và vỏ

Trục và vũng ỉ 25 k 6 ỉ 25 + + trong ổ Trục và bỏnh ỉ 25

Trục II Vỏ và nắp ổ ỉ 125

0,100 0,146 ỉ 40 + + k 6 chắn dầu Trục và bỏnh ỉ 40

Vỏ và vũng ỉ125H7 ỉ 125 + 0 0,035 ngoai ổ Trục và bạc ỉ 40 D 8 ỉ 40 + +

1 Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – tập 1 – Nhà xuất bản giáo dục; PGS.TS – Trịnh Chất – TS Lê Văn Uyển

2 Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – tập 2 – Nhà xuất bản giáo dục; PGS.TS – Trịnh Chất – TS Lê Văn Uyển

3 Dung sai lắp ghép - Nhà xuất bản giáo dục ; PGS.TS Ninh Đức Tốn

4 Trang web: http://thietkemay.edu.vn

Tiêu đề	Đồ Án Cơ Sở Thiết Kế Máy Chọn Động Cơ Và Phân Phối Tỉ Số Truyền
Tác giả	Bùi Đức Huy
Người hướng dẫn	ThS. Phạm Thanh Tùng
Trường học	Trường Đại Học Thủy Lợi
Chuyên ngành	Cơ Khí
Thể loại	đồ án
Năm xuất bản	2021
Thành phố	Hà Nội

Định dạng
Số trang	80
Dung lượng	1,25 MB