thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng (có bản vẽ lắp)dành cho các bạn sinh viên đang làm đồ án chi tiết máycó bản vẽ lắp ở cuối cho các bạn tha hồ tham khảocó được file tham khảo này là nhất rồi còn chần chờ gì nữafile này mình làm rất kỹ, bám rất sát đề bài
CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TST
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 Pt = Plv =1.9875(kW)
- Hiệu suất truyền động: η = ηol ηx ηol ηx ηkn ηol= 0,99 3 0,95.0,96.1= 0,89
+ ηol – hiệu suất một cặp ổ lăn: ηol = 0,99
+ ηx – hiệu suất bộ truyền đai: ηđ = 0,95
+ ηbr – hiệu suất bộ truyền bánh răng: ηbr = 0,96
+ ηkn – hiệu suất khớp nối trục đàn hồi: ηkn=1
(Trị số của hiệu suất được tra theo bảng 2.3 [1])
- Công suất cần thiết trên trục động cơ:
0,89 =2.23 (kW) (ct2.8/19[1]) 1.1.2 Xác định số vòng quay sơ bộ
- Chọn sơ bộ tỉ số truyền các bộ truyền usb=3.4
- Xác định số vòng quay trên trục máy công tác nlv= 60000.v
- Xác định số vòng quay sơ bộ: nsb= nlv.ut = 155,72.12 = 1868,64 (vg/ph) 1.1.3 Chọn động cơ
- Ta có: Pct=2.233(kW) và nsb68,64(vg/ph)
→ Chọn động cơ 4AX90L4Y3 với Pđc=2,2(kW) > Pct;
- nđc20 (vg/ph) ,nsb00 (vg/ph)
Lập bảng thông số kĩ thuật
1.2.1 Xác định tỉ số truyền của hệ dẫn động
Theo công thức 3.23/48[1] ut= n đc n lv = 1420
155,72 ≈9 (vg/ph) Với: nđc– 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 3.24[1] ta có:
- Có uhgt = ubr = 4 (hộp giảm tốc 1 cấp)
- Tính lại tỉ số truyền bộ truyền đai: uđ = u t u br = 9,11
1.2.3 Xác định công suất, mômen xoắn và số vòng quay các trục
- Công suất trục 3: P3 = Plv=1,9875(kW)
- Công suất trục 2: P2 = P lv η ol η kn = 1,9875
- Công suất trục 1: P1 = P 2 η ol η br = 2,007
- Công suất trục động cơ: Pđc = P 1 η ol η đ = 2.111
- Số vòng quay trục 1: n1 = n đc u đ = 1420
- Trục công tác : nlv = n2 = 156(vg/ph)
- Mômen xoắn trên các trục: Ti = 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 đường kính đai
- Đường kính bánh đai nhỏd 1
- Đường kính bánh đai lớn 𝑑 2 = 𝑑 1 𝑢 (1 − 0,02) = 245
- Tính toán tỉ số truyền thực tế: ut = d 2 d 1 (1−0,02) = 255
- Kiếm tra sai lệch tỉ số truyền: Δu = | u t −u u |.100% = |2,332−2,2775
Xác định sơ bộ khoảng cách trục a
-Kiểm tra số vòng chạy : i = 𝑣
Xác định chính xác khoảng cách trục
Xác định số đai
Trong đó 𝑃 1 =5 : công suất trên trục bánh đai chủ động
𝑃 𝑜 = 1,38 :công suất cho phép (tra bảng 4.20 trang 62)
𝐾 đ = 1,2 :hệ số tải trọng động (tra bảng 4.7 trang 55)
𝐶 𝛼 = 0,89 :hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm 𝛼 1 ( tra bảng 4.15 trang 61)
𝐶 𝑙 = 0,95 :hệ số kể đến ảnh hưởng chiều dài đai (tra bảng 4.16 trang 61)
𝐶 𝑢 = 1,14 :hệ số kể đến ảnh hưởng tỉ số truyền ( tra bảng 4.17 trang 61)
𝐶 𝑧 = 0,95 :hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng cho các dây đai (tra bảng 4.18 trang 61)
Xác định thông số cơ bản bánh đai
- Từ số đai z có thể xác định chiều rộng bánh đai B theo công thức:
- Đường kính ngoài bánh đai :
Trong đó tra bảng 4.21: ℎ 0 = 3,3 (mm) t = 15 (mm) e = 10 (mm)
Xác định lực căng ban đầu và tác dụng lên trục
Fv = 𝑞 𝑚 𝑣 2 = 0,105.8,33 2 = 7,28(N) Trong đó 𝑞 𝑚 =0,105 (kg/m) : khối lượng 1m chiều dài đai
TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH 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 chọn:
+ Bánh nhỏ: thép C45 thường hóa có σ b1 = 600 MPa, σ ch1 = 340 MPa, HB1 215
+ Bánh lớn: thép C45 tôi cải thiện có σ b2 = 750 MPa, σ ch2 = 450 MPa, HB2 200
Xác định ứng suất cho phép
- Theo bảng 6.2 với thép C45, tôi cải thiện σ Hlim o = 2HB + 70 ; S H = 1,1 ; σ Flim o = 1,8HB, S F = 1,75
- Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB 1 = 190 ; độ rắn bánh lớn HB 2 = 200, khi đó σ Hlim1 o = 2HB 1 + 70 = 2.190 + 70 = 450 (MPa) ; σ Flim1 o = 1,8.190 = 342 (MPa) σ Hlim2 o = 2HB 2 + 70 = 2.200 + 70 = 470 (MPa) ; σ Flim2 o = 1,8.200 = 360 (MPa)
- Số chu kỳ chịu tải:
- Theo (6.5) NFo = 4.10 6 , N Ho = 30H HB 2,4 , do đó:
+ Vì NFE2> NFo => KFL1 = KFL2 = 1
[σ H1 ] = σ Hlim1 o KHL1/SH = 450.1/1,1 = 409,1 (MPa) [σ H2 ] = σ Hlim2 o KHL2/SH = 470.1/1,1 = 427,27 (MPa) [σ F1 ] = σ Flim1 o KFC.KFL1/SF = 342.1.1/1,75 = 215(MPa) [σ F2 ] = σ Flim2 o KFC.KFL2/SF = 360.1.1/1,75 = 226,28 (MPa)
Xác định sơ bộ khoảng cách trục bộ truyền bánh răng trụ
Tra bảng 6.7 với ψ bd = 0,795 , ta được K Hβ = 1,03c ψ ba = 0,25 bảng 6.6 và 6.7(1)
Xác định thông số ăn khớp
- Tính chọn mô đun m: m = 0,01.a w = 0,01.142= 1,42 chọn m = 2
- Tỉ số truyền thực: ut = Z 2
=> Sai lệch tỉ số truyền Δu = 0 < 4%
- Xác định chính xác khoảng cách trục : aw*= m.(Z 1 + Z 2 )
- Hệ số dịch chỉnh tâm y : y = 𝑎𝑤 m- Z 1 + Z 2
Z 1 + Z 2 = 7,142 Tra bảng 6.10a kx theo ky => kx= 0,35
- Hệ số giảm đỉnh răng : Δy = kx(Z 1 + Z 2 )
- Tổng hệ số dịch chỉnh : xt = y+ Δy = 1,049
- Hệ số dịch chỉnh BR chủ động : x1= 1
- Hệ số dịch chỉnh BR bị động : x2 = xt – x1 = 0,824
- Xác định góc ăn khớp :
Xác định chính xác ứng suất cho phép
- Xác định đường kính vòng lăn: d w1 = 2a w u t + 1 = 2.142
- Vận tốc vòng của bánh răng trụ thẳng: v = π.d w1 n 1
- Xác định ứng suất cho phép:
[σ H ] = [σ H ] sb ZR.Zv.KxH = 418,185.1.1.0,95 = 397,27 (MPa)
Trong đó: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt làm việc: ZR = 0,95
Hệ số ảnh hưởng đến vận tốc vòng: Zv = 1
Hệ số ảnh hưởng của kích thước bánh răng: KxH = 1
Hệ số ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng: YR = 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: KxF 0,95
Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng
3.6.1 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc
- Hệ số kể đến cơ tính vật liệu: ZM = 274 MPa 1/3
- Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc:
ZH = √ 2.cos β b sin(2α tw )= √ 2.cos(0) sin(2.22,18) = 1,69
- Hệ số trùng khớp ngang: ε α = [1,88 – 3,2.( 1
- Xác định chiều rộng vành răng: b w = ψ ba a w = 0,25.142 = 35,5 (mm)
- Hệ số trùng khớp dọc: ε β = b w sin β m.π = 0
- Hệ số trùng khớp của răng:
- Xác định hệ số tải trọng KH:
Với vận tốc vòng v = 2,78 m/s, ta chọn được cấp chính xác cho bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng là 9, 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 răngK Hα = 1
-Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng K Hβ 1,03
-Hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp K Hv = 1,04
- Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc: σ H = ZM.ZH.Z ε √ 2.T b 1 K H (u t + 1) w u t d w1 2 = 274.1,69.0,75.√2.32312,14.1,07.(2,332+1)
=> Thỏa mãn độ bền tiếp xúc
3.6.2 Kiểm nghiệm độ bền uốn
- Xác định hệ số tải trọng khi tính về uốn KF:
Với vận tốc vòng v = 2,78m/s, ta chọn được cấp chính xác cho bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng là 8, tra bảng 6.7 và 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 Fβ 1,09
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 = 1,27
Hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn 𝐾 𝐹𝑣 = 1,11
- 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 v1 = z1( z v2 = z2 = 112
- 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: YF1 = 3,8 ; YF2 = 3,6
- Kiểm nghiệm về độ bền uốn: σ F1 = 2T 1 K F Y ε Y β Y F1 b w d w1 m n = 2.32312,14.1,5.0,57.1.3,8
- Xác định ứng suất cho phép:
[σ F1 ] = [σ F1 ] sb YR.YS.KxF = 215.1.1.1 = 215 (MPa) [σ F2 ] = [σ F2 ] sb YR.YS.KxF = 226,28.1.1.1 "6,28(MPa) =>σ F1 Lấy dđc = 15 (mm)
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)
+ lk1 = khoảng cách giữa các gối đỡ 0 - 1
+ lki = khoảng cách giữa các gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục k
+ lmki = chiều dài may ơ của chi tiêt quay thứ i
+ bki = chiều rộng vành răng thứ i trên trục thứ k
+ l12 = -lc12 = 0,5.(lm12 + bo1) + k3 + hn = 0,5.(30+ 15) + 15+ 20= 57,5 (mm)
- Sơ đồ phân bố lực:
- Tính Momen tại tiết diện nguy hiểm:
- Tra bảng 10.5, ta có [𝜎] = 63 (MPa)
3 = 18,98(mm) => Chọn dB = dD % (mm)
- Sơ đồ phân bố lực:
- Tính Momen tại tiết diện nguy hiểm:
- Tính đường kính tiết diện nguy hiểm:
- Tra bảng 10.5, ta có [𝜎] = 50 (MPa)
+ dE = √ 3 0,1.[𝜎] 𝑀 𝑡𝑑𝐸 = √ 3 107464,03 0,1.50 = 27,8(mm) => Chọn dE = 35 (mm)
3 = 27,8(mm) => Chọn dF = dH @ (mm)
Kiểm nghiệm trục
4.5.1 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi
- Giới hạn mỏi uốn: 𝜎 −1 = 0,436.𝜎 𝑏 = 0,436.600 = 261,6 (MPa)
- Giới hạn mỏi xoắn: 𝜏 −1 = 0,58.𝜎 −1 = 0,58.261,6 = 151,73 (MPa)
- Hệ số ảnh hưởng trung bình của độ bền mỏi: 𝜓 𝜎 = 0,05 và 𝜓 𝜏 = 0
- Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt, do đó hệ só tăng bền KY = 1,7
- Các trục được gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt
Ra = 2,5 … 0,63 𝜇𝑚, do đó theo bảng 10.8, hệ số tập trung ứng suất do trang thái bề mặt KX = 1,06
- Theo bảng 10.12, khi dùng dao phay ngón, hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu 𝜎 𝑏 = 600 MPa là 𝐾 𝜎 = 1,76, 𝐾 𝜏 = 1,46
- Với trục có 1 rãnh then :
- Các trục quay theo ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng :
- Trục quay một chiều, ứng suất thay đổi theo chu kì mạch động :
- Xác định các hệ số 𝐾 𝜎𝑑𝑗 và 𝐾 𝜏𝑑𝑗 :
- Xác định hệ số an toàn :
- Từ đó, suy ra điều kiện bền mỏi:
*Chọn [s] = 2,5 (không cần kiểm nghiệm về độ cứng của trục)
Tại vị trí lắp bánh răng :
Tại vị trí lắp bánh răng :
Kết luận:Cả hai trục thỏa mãn điều kiện bền mỏi.
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ THEN VÀ Ổ LĂN
Tính mối ghép then
*Chọn tiết diện then trục 1 (bảng 9.1[1])
Tại vị trí lắp bánh răng: Đường kính trục d, mm
Kích thước tiết diện then
Chiều sâu rãnh then Bán kính góc lượn của rãnh r b h Trên trục
*Chọn tiết diện then trục 2 (bảng 9.1[1])
Tại vị trí lắp bánh răng : Đường kính trục d, mm
Kích thước tiết diện then
Chiều sâu rãnh then Bán kính góc lượn của rãnh r b h Trên trục
Chọn ổ lăn và kiểm nghiệm ổ lăn
Ta có: d= 25 mm ổ lăn B : 𝐹 𝑟𝐵 = √X 𝐵 2 + 𝑌 𝐵 2 = √1257,5 2 + (−221,65) 2 = 1276,88 𝑁 ổ lăn D : 𝐹 𝑟𝐷 = √X 𝐷 2 + 𝑌 𝐷 2 = √(−213,4) 2 + (−308,38) 2 = 375 𝑁
Để đảm bảo 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 = 35mm, ta tiến hành chọn sơ bộ ổ bi đỡ cỡ nặng.
Kí hiệu 105 có các thông số sau : d = 25mm ; D = 47mm ;α = ⋯ ° ; B = 12;
* 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 11.3Tr114[1]
Hệ số V tính đến vòng quay, với công thức V = 1/k_t, trong đó k_t là hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ, được xác định là k_t = 1/k_đ Đồng thời, k_đ là hệ số phản ánh đặc tính tải trọng, đặc biệt là trong trường hợp tải trọng tĩnh và hộp giảm tốc công suất nhỏ, với giá trị 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
Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ lăn
Tra bảng B11.6Tr221[1] cho ổ đũa côn 1 dãy ta được:
Tải trọng tĩnh tương đương tác dụng vào từng ổ:
Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ:
⇒ 2 ổ lăn thỏa mãn khả năng tải tĩnh
Ta có: d= 40 mm ổ lăn F : 𝐹 𝑟𝐹 = √X 𝐹 2 + 𝑌 𝐹 2 = √(−110,07) 2 + (−65,55) 2 = 128,11 𝑁 ổ lăn H : 𝐹 𝑟𝐻 = √X 𝐻 2 + 𝑌 𝐻 2 = √(−183,57) 2 + (−57,78) 2 = 192,44 𝑁
Để đáp ứng yêu cầu về độ cứng cao và độ chính xác giữa vị trí trục và bánh răng trụ thẳng, cần lựa chọn ổ bi đỡ 1 dãy theo bảng P2.7 Dựa trên đường kính ngõng trục là d = 60 mm, bi đỡ cỡ nhẹ được chọn sơ bộ.
Kí hiệu 108 có các thông số sau : d = 40 mm ; D h mm ;α = ⋯ ° ; B = 15 ;
* 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 11.3Tr114[1]
Hệ số V được xác định dựa trên vòng quay, với công thức V = 1 k t Hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ được tính bằng k t = 1 k đ Đồng thời, hệ số k đ phản ánh đặc tính tải trọng, tải trọng tĩnh cho hộp giảm tốc công suất nhỏ, với giá trị 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
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 từng ổ:
Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ:
⇒ 2 ổ lăn thỏa mãn khả năng tải tĩnh
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
Thiết kế vỏ hộp
Tên gọi Biểu thức tính toán Giá trị
Chiều cao, h Độ dốc e = 0,8.𝛿 h < 58 Khoảng 2° e = 5,76mm//6 h = 42 mm 2° Đường kính
Bulông ghép bích nắp và thân, d3
Vít ghép nắp cửa thăm, d5 d1> 0,04.aw + 10 > 12mm d2 = (0,7 ÷ 0,8).d1 d3 = (0,8 ÷ 0,9).d2 d4 = (0,6 ÷ 0,7).d2 d5 = (0,5 ÷ 0,6).d2 d1 = 15,68 mm /16 d2 = 11mm d3 = 8,8 mm d4 = 6,6mm/// 7 d5 = 5,5 mm 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
Kích thước gối trục Đường kính ngoài và tâm lỗ vít: D3, D2
Bề rộng mặt ghép bu lông cạnh ổ: K2
Tâm lỗ bu lông cạnh ổ:
Khoảng cách từ tâm bu lông đến mép lỗ: k chiều cao: h
C ≈ D3/2 k ≥ 1,2.d2 h xác định theo kết cấu, phụ thuộc tâm lỗ bulông và kích thước mặt tựa
Mặt đế hộp Chiều dày: khi không có phần lồi S1
Khi có phần lồi: Dd, S1 và S2
Bề rộng mặt đế hộp:
Dd xác định theo đường kính dao khoét
Khe hở giữa các chi tiết
Giữa bánh răng và thành trong hộp, cũng như giữa đỉnh bánh răng lớn và đáy hộp, cần đảm bảo khoảng cách tối thiểu Khoảng cách giữa mặt bên các bánh răng với nhau phải đạt Δ ≥ (1 ÷ 1,2).𝛿, trong khi Δ 1 ≥ (3 ÷ 5).𝛿, điều này phụ thuộc vào loại hộp giảm tốc và lượng dầu bôi trơn trong hộp Cụ thể, Δ ≥ 𝛿 với Δ = 7,26 mm và Δ 1 = 21,78 mm.
L: Chiều dài của hộp B: Chiều rộng của hộp
Một số chi tiết khác
Tên 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 được các nguyên nhân gây hỏng ổ.
• Chọn loại chốt định vị là chốt côn
• Thông số kích thước: [18.4b,2-91] ta được:
43 d = 4 mm, c = 0,6 mm, L = 16 ÷ 70mm Chọn L = 40 mm c.Cửa thăm
Tên chi tiết: Cửa thăm
Hộp được thiết kế với chức năng kiểm tra và quan sát các chi tiết trong quá trình lắp ghép, đồng thời cho phép đổ dầu vào bên trong Trên đỉnh hộp có cửa thăm, được đậy kín bằng nắp có tích hợp nút thông hơi.
• Thông số kích thước: tra bảng [18.5,2-92] ta được: d.Nút thông hơi
Tên chi tiết: nút thông hơi
Nút thông hơi có chức năng quan trọng trong việc điều chỉnh nhiệt độ bên trong hộp khi làm việc, giúp giảm áp suất và cân bằng không khí giữa bên trong và bên ngoài.
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, hoặc dầu có thể bị biến chất Vì vậy, cần thay dầu mới để đảm bảo hiệu suất làm việc Để tháo dầu cũ, có một lỗ tháo dầu ở đáy hộp, lỗ này được bịt 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
Tên chi tiết: Que thăm dầu
Que thăm dầu có chức năng kiểm tra mức và chất lượng dầu bôi trơn trong hộp giảm tốc Để dễ dàng trong việc kiểm tra, đặc biệt khi máy hoạt động liên tục 3 ca, que thăm dầu thường được trang bị 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
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
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 ổ lăn là bảo vệ khỏi bụi bẩn, chất lỏng, hạt cứng và các tạp chất xâm nhập, những yếu tố này có thể gây mài mòn và han gỉ cho ổ.
Thông số kích thước: tra bảng 15.17Tr50[2] ta được d d 1 d 2 D a B S 0
- 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
Vòng chắn dầu a = 6 ÷ 9 (mm), t = 2 ÷ 3 (mm), b = 2 ÷ 5 (mm)(lấy bằng gờ trục)
Bôi trơn HGT
- 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 vbr ≤ 12 m/s:
+ Bôi trơn bằng ngâm dầu
+ Chiều sâu ngâm dầu khoảng 1/6 đến 1/4 bán kính bánh răng.
DUNG SAI LẮP GHÉP VÀ BÔI TRƠN
Dung sai lắp ghép và lắp ghép ổ lăn
Lắp vòng trong của ổ lên trục theo hệ thống lỗ cơ bản và lắp vòng ngoài vào vỏ theo hệ thống trục cơ bản
Để đảm bảo rằng các vòng không trượt trên bề mặt trục hoặc lỗ trong quá trình hoạt động, chúng ta nên lựa chọn kiểu lắp trung gian Cụ thể, các vòng sẽ không quay và được lắp với độ dôi cho các vòng quay.
Chọn miền dung sai khi lắp các vòng ổ:
+ Lắp ổ lên trục là: k6 + Lắp ổ lên vỏ là: H7 a Lắp bánh răng lên trục:
Để truyền momen xoắn từ trục lên bánh răng và ngược lại, việc sử dụng then bằng là cần thiết Tuy nhiên, mối ghép then thường không lắp khít do rãnh then trên trục thường bị phay không chính xác Để khắc phục tình trạng này, cần cạo then theo rãnh then để đảm bảo lắp đặt chính xác.
Lắp bánh răng lên trục theo kiểu lắp trung gian:
∅H7 k6 b 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:
{ Trục I: b × h = 10 × 8 chọn: P9(10 −0,051 −0,015 ) Trục II: b × h = 18 × 11 chọn: P9(18 −0,061 −0,018 ) Sai lệch chiều sâu rãnh then:
{Trục I: t = 5,0 mm ⇒ N max = +0,2 mmTrục II: t = 7,0 mm ⇒ N max = +0,2 mm
Bôi trơn hộp giảm tốc
Dựa trên phương pháp dẫn dầu bôi trơn đến các chi tiết máy, có hai loại bôi trơn chính là bôi trơn ngâm dầu và bôi trơn lưu thông Do tốc độ của các bánh răng trong hộp giảm tốc đạt 𝑣 = 1,12 < 12(m/s), nên phương pháp bôi trơn thích hợp cho bánh răng trong hộp là ngâm dầu.
Với vận tốc vòng của bánh răng trụ thẳng: v = 1,25 (m/s)
tra bảng 18.11Tr100[2], ta có được độ nhớt để bôi trơn là :
11 Centistoc ứng với nhiệt độ 50℃
Theo bảng 18.13Tr101[2] ta chọn được loại dầu AK-20
Với bộ truyền ngoài hộp do không có thiết bị nào che đậy nên dễ bị bám bụi do đó bộ truyền ngoài ta thường bôi trơn định kỳ
Bôi trơn ổ lăn đúng cách giúp ngăn ngừa mài mòn và giảm ma sát, bảo vệ bề mặt các chi tiết kim loại khỏi tiếp xúc trực tiếp, từ đó giảm thiểu tiếng ồn và kéo dài tuổi thọ của ổ lăn.
Các ổ lăn thường được bôi trơn bằng dầu hoặc mỡ, nhưng mỡ thường được ưa chuộng hơn vì khả năng giữ lại trong ổ tốt hơn Mỡ không chỉ bảo vệ ổ khỏi tạp chất và độ ẩm mà còn ít bị ảnh hưởng bởi nhiệt độ trong thời gian dài Theo bảng 15.15aTr44, loại mỡ LGMT2 được khuyến nghị sử dụng và chiếm khoảng 1/2 không gian trong ổ.
Bảng dung sai lắp ghép
Trục Vị trí lắp Kiểu lắp Lỗ Trục
Trục I Trục lắp bánh đai ϕ30𝐻7
Vòng ngoài của ổ và vỏ ϕ100H7 ϕ100 0 +0,035
Trục và vòng chắn dầu ϕ35D8 k6 ϕ35 +0,080 +0,119 ϕ35 +0,002 +0,018
Trục II Vỏ và nắp ổ ϕ110H7 h6 ϕ110 0 +0,035 ϕ110 −0,022 0
Trục và vòng chắn dầu ϕ60D8 k6 ϕ60 +0,100 +0,146 ϕ60 +0,002 +0,021