Thiết kế trạm dẫn động băng tải

Thiết kế trạm dẫn động băng tải Thiết kế trạm dẫn động băng tải Thiết kế trạm dẫn động băng tải Thiết kế trạm dẫn động băng tải Thiết kế trạm dẫn động băng tải Thiết kế trạm dẫn động băng tải Thiết kế trạm dẫn động băng tải Thiết kế trạm dẫn động băng tải Thiết kế trạm dẫn động băng tải Thiết kế trạm dẫn động băng tải Thiết kế trạm dẫn động băng tải Thiết kế trạm dẫn động băng tải Thiết kế trạm dẫn động băng tải

CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

TÌM HIỂU VỀ HỢP GIẢM TỐC VÀ CHỌN SƠ ĐỒ ĐỘNG

1.1.1 Tìm hiểu về hợp giảm tốc

Hộp giảm tốc là một thiết bị quan trọng, bao gồm các bộ phận như bánh răng và trục vít, giúp giảm tốc độ quay và truyền công suất từ động cơ đến máy công tác Với hiệu suất cao, khả năng truyền tải công suất đa dạng, tuổi thọ lớn và cách sử dụng đơn giản, hộp giảm tốc mang lại sự chắc chắn và hiệu quả trong quá trình vận hành.

Có rất nhiều hộp giảm tốc, được phân chia theo các đặc điểm chủ yếu sau đây:

- Loại truyền động (hộp giảm tốc bánh răng trụ, bánh răng nón, trục vít, bánh răng – trục vít)

- Số cấp (một cấp, hai cấp v.v…)

- Vị trí tương đối giữa các trục trong không gian (nằm ngang, thẵng đứng.)

- Đặc điểm của sơ đồ động (triển khai, đồng trục, có cấp tách đôi v.v…)

1.1.2 Tìm hiểu riêng về hộp giảm tốc bánh răng trụ tròn hai cấp có sơ đồ động là sơ đồ đồng trục Ưu điểm của loại sơ đồ này là cho phép giảm kích thước chiều dài, trọng lượng của hộp giảm tốc nhỏ hơn so với các loại khác

Nhược điểm của hệ thống là khả năng chịu tải trọng của cấp nhanh chưa được khai thác triệt để, do lực sinh ra trong quá trình ăn khớp của bánh răng cấp chậm lớn hơn nhiều so với cấp nhanh, mặc dù khoảng cách giữa hai trục là bằng nhau Ngoài ra, hệ thống còn gặp phải một số nhược điểm khác.

- Hạn chế khả năng chọn phương án bố trí kết cấu chung của thiết bị dẫn động vì chỉ có một đầu trục vào và một đầu trục ra

- Khó bôi trơn bộ phận ổ trục ở giữa hộp

- Khoảng cách các gối đỡ của trục trung gian lớn, do đó muốn bảo đảm trục đủ bền và cứng thì cần phải tăng kích thước trục

GVHD: Phạm Quốc Liệt SVTH: Nguyễn Văn Bé

CHỌN ĐỘNG CƠ

1.2.1 Chọn kiểu loại động cơ

Hiện nay, có nhiều loại động cơ điện như động cơ một chiều và động cơ xoay chiều ba pha, trong đó động cơ không đồng bộ kiểu lồng sóc được ưa chuộng nhất Loại động cơ này có ưu điểm nổi bật như giá thành rẻ, cấu tạo đơn giản và dễ dàng vận hành Đặc biệt, nó có thể kết nối trực tiếp với lưới điện xoay chiều mà không cần biến đổi dòng điện, vì vậy được sử dụng phổ biến trong ngành cơ khí.

1.2.2 Các kết quả tính toán trên băng tải

1.2.2.1 Momen cực đại trên băng tải

2 = 750000 (Nmm) = 750 (Nm) (1.1) P: Lực vòng trên băng tải (N)

1.2.2.2 Momen đẳng trị trên băng tải

1 + 6 + 1 r3,75 (Nm) Theo đồ thị của đặc tính tải trọng

1.2.2.3 Công suất trị trên băng tải

- Số vòng quay của trục tang:

V: vận tốc băng tải (m/s) ; D: đường kính tang quay (mm);

1.2.2.4 Hiệu suất của toàn bộ hệ thống

 = đai  khớp nối  2 bánh răng  4 ổ lăn (1.5)

Với: đai: Hiệu suất truyền động của bộ truyền đai

 bánh rang : Hiệu suất truyền động của cặp bánh răng

 khớp nối : Hiệu suất của khớp nối

 ổ lăn : Hiệu suất truyền động của cặp ổ lăn

Từ bảng (2-1), trang 27, tài liệu [1], ta tra được các số liệu sau:

đai = 0,95; bánh răng = 0,97;  khớp nối = 1; ổ lăn = 0,995

Thay các số liệu trên vào công thức (1.5) ta được:

1.2.2.5 Công suất cần thiết của động cơ điện

Vì N đt là công suất phụ tải đặt trên trục máy công tác nên ta phải chia cho hiệu suất truyền động của toàn bộ hệ thống

0,876= 3,3 (kW) (CT (2-1) trang 27– tài liệu [1])(1.6)

Ta cần phải chọn động cơ điện có công suất lớn hơn N ct Trong tiêu chuẩn động cơ điện có nhiều loại thỏa mãn điều này

Khi chọn động cơ che kín có quạt gió (ký hiệu AO2, công suất định mức 4kW), cần xem xét các số vòng quay 2880, 1450, 960 và 730 vòng/phút Việc lựa chọn số vòng quay hợp lý ảnh hưởng đến tỷ số truyền động, kích thước máy và giá thành thiết bị Động cơ có số vòng quay lớn sẽ làm tăng tỷ số truyền động, dẫn đến kích thước máy lớn hơn và giá thành cao hơn, mặc dù giá thành động cơ có thể thấp hơn Ngược lại, động cơ với số vòng quay thấp sẽ giảm tỷ số truyền động, giúp giảm kích thước máy và giá thành.

Để tối ưu hóa chi phí hệ thống dẫn động băng tải, cần tính toán kinh tế cụ thể nhằm lựa chọn động cơ điện có số vòng quay phù hợp nhất Chúng ta chọn động cơ điện AO2-41-4 với công suất 4kW và tốc độ 1450 vòng/phút Với thông số này, việc tìm kiếm động cơ trên thị trường trở nên dễ dàng, đồng thời loại động cơ này có tỷ số truyền hợp lý cho các bộ truyền trong hệ thống dẫn động.

Bảng 1.1 Bảng đặc trưng cơ - điện của động cơ

Công suất (kW) Ở tải trọng định mức dm m

Khối lượng động cơ (kg) vận tốc (vòng/phút)

PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

- Tỉ số truyền động chung : i chung = 𝑛 đ𝑐

+ nđc : Số vòng quay của động cơ

+ n tang : Số vòng quay của tang

- Với : nđc = 1450 (vòng/phút) ; n tang = 38,2 (vòng/phút)

- Mặc khác : i chung = i đai i h Với : i h = i chậm i nhanh

+ i đai : Tỉ số truyền của bộ truyền đai

+ i h : Tỉ số truyền của các bộ truyền trong hộp

+ i chậm : Tỉ số truyền của bộ bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm

+ i nhanh : Tỉ số truyền của bộ bánh răng trụ răng thẳng cấp nhanh

Trong hộp giảm tốc đồng trục nằm ngang, để bánh răng bị dẫn cấp nhanh và cấp chậm ngâm trong dầu như nhau nên lấy : ichậm = i nhanh = √𝑖 ℎ

- Chọn trước : iđai = 3,15 (Trang 49, TL[3])

1.3.2 Tính số vòng quay và công suất trên các trục

- Trên trục động cơ n đc = 1450 (vòng/phút)

- Trên trục tang n tang = 38,2 (vòng/phút)

Bảng 1.2 Bảng phân phối tỉ số truyền và công suất

Thông số Trục động cơ Trục 1 Trục 2 Trục 3 Trục tang

THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI

2.1.1 Chọn hình dạng tiết diện của đai

Vì vận tốc của băng tải thấp (tức là số vòng quay của trục tang nhỏ

Để đạt được tỉ số truyền tương đối lớn với tốc độ 3,14.300 = 38,2 (vòng/phút), cần lựa chọn nhiều loại bộ truyền Bộ truyền đai thang được chọn để lắp liền với trục động cơ và hộp giảm tốc do có kết cấu đơn giản, dễ chế tạo và kích thước nhỏ hơn so với đai dẹt Hơn nữa, bộ truyền đai thang có khả năng làm việc ở vận tốc cao, vì vậy việc lắp đặt liền với động cơ là hợp lý.

Giả thiết vận tốc đai 5 < 𝑣 < 10 (m/s), có thể dùng đai loại A, O hoặc Б ( bảng5 -13, TL [1]) Ta tính theo cả ba phương án và chọn phương án nào có lợi hơn

- Kích thước tiết diện đai a x h (mm

- Diện tích tiết diện F (mm 2 ) 138 81 47

2.1.3 Định đường kính bánh đai nhỏ

- Tra bảng 5-14, TL [1], ta lấy D 1 như sau:

- Kiểm nghiệm vận tốc của đai

Sau khi kiểm nghiệm vận tốc của đai ta thấy vận tốc của đai loại Б không thỏa điều kiện giả thiết nên ta loại phương án sử dụng đai Б

2.1.4 Tính đường kính D 2 của bánh lớn

𝑛 2 =3,08𝐷 1 (mm) 308 215,6 Đối với đai thang thì hệ số trượt 𝜀 = 0,02

- Lấy D2 (mm) theo tiêu chuẩn (bảng 5-15, TL [1]) 320 220

- Số vòng quay thực 𝑛 ′ 2 trên trục bị dẫn

2.1.5 Chọn sơ bộ khoảng cách trục A theo bảng 5-16, Tl [1]

2.1.6 Tính chiều đai L theo khoảng cách trục A sơ bộ

- Lấy L (mm) theo tiêu chuẩn, bảng 5-12, TL [1]: 1433 975

- Kiểm nghiệm số vòng chạy u trong 1 giây:

2.1.7 Xác định chính xác khoảng cách trục A theo chiều dài L lấy theo tiêu chuẩn

- Khoãng cách trục A thõa mãn điều kiện:

Ta thấy khoảng cách trục A thỏa điều kiện trên

- Khoảng cách trục nhỏ nhất cần thiết để mắc đai

- Khoảng cách trục lớn nhất để tạo lực căng

2.1.8 Tính góc ôm α 1 (CT 5-3, TL [1])

- Góc ôm thỏa mãn điều kiện α 1 ≥ 120 0

2.1.9 Xác định số đai Z cần thiết

- Chọn ứng suất căng ban đầu 𝜎 o =1,2 N/mm 2 và theo trị số D 1 tra bảng 5-17,

Tl [1], tìm được ứng suất có ích cho phép [𝜎 p ] o N/mm 2

- C t : hệ số ảnh hưởng của tải trọng (Bảng 5-6, TL [1]) 0,8 0,8

- C α : hệ số ảnh hưởng của góc ôm (Bảng 5-18, TL [1]) 0,9 0,9

- C v : số ảnh hưởng vận tốc (Bảng 5-19, TL[1]) 1,02 1,04

- Số đai tính theo (CT 5-22, TL [1])

Theo TL, không nên sử dụng 8 đai Z vì số lượng đai nhiều sẽ làm tải trọng phân bố không đều cho mỗi đai Do đó, phương án sử dụng đai loại O cần được loại bỏ.

2.1.10 Định các kích thước chủ yếu của bánh đai

- Đường kính ngoài cùng của bánh đai:

- Trong đó t, S, h0 được tra trong bảng 10-3, TL[1]

2.1.11 Tính lực căng ban đầu S 0

Trong đó: 𝜎 o là ứng suất căng ban đầu (N/mm 2 )

F là diện tích của một dây đai (mm 2 )

- Lực tác dụng lên trục

Bảng 2.1 Các thông số của bộ truyền đai

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

2.2.1 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm (bánh răng trụ răng thẳng)

Thông số ban đầu: công suất N = 3,03kW, n chậm = 132,7(vòng/phút), i 3,47, quay 2 chiều, tải trọng động và đập trung bình, thời gian làm việc: 16 giờ/ngày, 300 ngày/năm, 5 năm

2.2.1.1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng Đối với các bộ truyền chịu tải trọng nhỏ và trung bình có thể dùng thép tôi cải thiện; thép thường hóa hoặc thép đúc để chế tạo bánh răng Độ rắn bề mặt của răng HB < 350 Để có chạy vòng tốt nên lấy độ rắn của bánh răng nhỏ lớn hơn độ rắn của bánh răng lớn khoảng 25 ÷ 50HB

- Bánh nhỏ: Thép 45 thường hóa, bk = 580 (N/mm 2 )

- HB= 190, phôi rèn (giả thiết đường kính phôi 100  300 mm)

- Bánh lớn: Thép 35 thường hóa,  bk = 480 (N/mm 2 )

- HB = 160, phôi rèn, (giả thiết đường kính phôi 300  500 mm)

2.2.1.2 Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép a Ứng suất tiếp xúc cho phép

- Bánh răng chịu tải trọng thay đổi: Số chu kì tương đương của bánh lớn:

M i , n i , T i - lần lượt là mômen xoắn, số vòng quay trong một phút và tổng số giờ bánh răng làm việc ở chế độ i

M mômen xoắn lớn nhất tác động lên bánh răng, không bao gồm mômen xoắn do quá tải ngắn hạn, được ký hiệu là M max Trong khi đó, u đại diện cho số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay một vòng.

- Số chu kỳ làm việc tương đương của bánh lớn:

8] = 4,97.10 7 Vậy số chu kỳ làm việc tương đương của bánh răng lớn lớn hơn số chu kỳ cơ sở

3,47 = 38,2 (vòng/phút) Vậy đương nhiên số chu kì làm việc tương đương của bánh nhỏ:

Cũng lớn hơn số chu kì cơ sở N o = 10 7

Do đó hệ số chu kỳ ứng suất K ’ N1 = K ’’ N2 của cả hai bánh răng đều bằng 1 Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn (Bảng 3-9, TL [1]) :

[ σ ] tx 2 = [] Notx k’’N2 = 2,6.HB = 2,6 160 = 416 (N/mm 2 ) (CT 3-1, TL [1]) Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ:

[ σ ] tx 1 = []Notx.k’N1 = 2,6.HB = 2,6 190 = 494 (N/mm 2 )(CT 3-1, TL [1]) Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ là [ σ ] tx 2 = 416 (N/mm 2 ) b Ứng suất uốn cho phép

- Bánh răng chịu tải trọng thay đổi:

- Số chu kì tương đương của bánh răng lớn

Với m là bậc đường cong mỏi uốn, có thể lấy m = 6(đối với thép thường hóa)

- M i ; n i ; T i - momen xoắn, số vòng quay trong một phút và tổng số giờ bánh răng làm việc ở chế độ i

- M max : momen lớn nhất tác dụng lên bánh răng

- u: Số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay 1 vòng

Số chu kỳ tương đương của bánh lớn:

Số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ:

Như vậy: Cả N tđ 1 và N tđ 2 đều lớn hơn N 0 = 5.10 6 (số chu kỳ cơ sở của đường cong mõi uốn) do đó k N '' = 1

Giới hạn mỏi uốn của thép 45  -1  (0,4 ÷ 0,45)  bk = 580.0,43 = 249,4 (N/mm 2 )

Gới hạn mỏi uốn của thép 35  -1  (0,4 ÷ 0,45)  bk = 0,43.480 = 206,4 (N/mm 2 )

Vì ứng suất thay đổi theo chu kì mạch động và thay đổi chiều nên dùng:

1,5.1,8.1 = 76,4 N/mm 2 Trong đó: n là hệ số an toàn (đối với bánh răng bằng thép rèn hoặc thép cán: thường hóa hoặc tôi cải thiện thì chọn n = 1,5)

K  :là hệ số tập trung ứng suất ở chân răng ( đối với thép thường hóa hoặc tôi cải thiện chọn K≈ 1,8 )

2.2.1.3 Sơ bộ lấy hệ số tải trọng K

2.2.1.4 Chọn hệ số chiều rộng bánh răng ψ A

- Vì bộ truyền chịu tải trọng trung bình nên ta có thể chọn A = 𝑏

2.2.1.6 Tính vận tốc vòng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng

Vận tốc vòng (CT (3-17) – tài liệu [1])

Trong đó: n 1 : số vòng quay của trục dẫn = 132,7 (vòng/phút) i: là tỉ số truyền Với vận tốc này theo bảng 3-11, TL [1] có thể chọn cấp chính xác 9

2.2.1.7 Định chính xác hệ số tải trọng K

- Chiều rộng bánh răng 𝑏 =  𝐴 𝐴 = 0,4 230 = 92 (mm)

2 = 0,9 Với ψ d = 0,9 theo bảng 3 – 12 TL [1] ta tìm được K tt bang = 1,25

Tính hệ số tập trung tải trọng thực tế theo công thức (3-20):

- Theo bảng 3-13, TL [1] tìm được hệ số tải trọng động K đ = 1,1 (giả sử

Hệ số tải trọng: K = K tt K đ = 1,125 1,1 = 1,24

Ta thấy hệ số tải trong K ít chênh lệch so với trị số đã chọn sơ bộ (∆ 𝐾 < 5%) nên tra không cần tính lại khoảng cách trục A

2.2.1.8 Xác định môđun, số răng và chiều rộng bánh răng

Môđun được chọn theo khoảng cách trục A: m = (0,01 0,02)A (CT 3-22, TL [1]) m = (0,01 0,02)230 = (2,3 4,6)

Theo bảng 3-1, TL [1] lấy m = 3 (mm)

- Số răng bánh dẫn (bánh nhỏ):

- Trị số Z1 lớn hơn trị số giới hạn cho trong bảng 3-15, TL [1]

- Số răng bánh bị dẫn (bánh lớn): Z 2 = i Z 1 = 3,47 34 = 117,98

- Tỉ số truyền thực của bộ truyền: i = 118

2.2.1.9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng

- Hệ số dạng răng của bánh răng nhỏ y1 = 0,464 ; của bánh răng lớn y 2 = 0,517

- Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ:

- Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân bánh răng lớn:

2.2.1.10 Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột

- Công thức kiểm nghiệm ứng suất tiếp lớn nhất sinh ra khi quá tải

𝑀 = 2hệ số quá tải (Bảng 2P, TL [1]) Trong đó: 𝜎 𝑡𝑥 là ứng suất tiếp xúc tính theo công thức

𝑏𝑛 2 = 222,1 (N/mm 2 ) (CT 3-13, TL [1]) [𝜎] 𝑡𝑥𝑞𝑡 là ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải Đối với bánh răng thép có độ rắn bề mặt HB ≤ 350

- Công thức kiểm nghiệm ứng suất uốn lớn nhất sinh ra khi quá tải.:

Trong đó: 𝜎 𝑢 ứng suất uốn tính theo công thức

𝜎 𝑢𝑞𝑡 ứng suất uốn cho phép khi quá tải Đối với bánh răng thép có độ rắn bề mặt HB ≤ 350

2.2.1.11 Định các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền

- Chiều rộng bánh răng b = 0,4.228 = 91,2 (mm) Lấy b = 92 (mm)

- Đường kính vòng đỉnh: (bảng 3-2, TL [1])

- Đường kính vòng chân: (bảng 3-4, TL [1])

Bảng 2.2 Bảng các thông số của bộ truyền cấp chậm

Số răng bánh lớn Z 2 118 Đường kính vòng chia bánh nhỏ D 1 102 Đường kính vòng chia bánh nhỏ D2 354

Chiều rộng bành răng là 92 mm, với đường kính vòng đỉnh bánh nhỏ D e1 là 108 mm và D e2 là 360 mm Đường kính vòng chân bánh nhỏ De1 là 94,5 mm và De2 là 346,5 mm.

2.2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh (bánh răng trụ răng nghiêng)

Thông số ban đầu: công suất N = 3,14kW,n nhanh = 460,3(vòng/phút),i = 3,47, quay 2 chiều, tải trọng động và đập trung bình, thời gian làm việc: 16 giờ/ngày, 300 ngày/năm, 5 năm

2.2.2.1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng

Đối với các bộ truyền tải trọng nhỏ và trung bình, việc sử dụng thép tôi, thép thường hóa hoặc thép đúc để chế tạo bánh răng là hợp lý Độ cứng bề mặt của răng cần đảm bảo dưới 350 HB Để đảm bảo hoạt động trơn tru, độ cứng của bánh răng nhỏ nên cao hơn bánh răng lớn từ 25 đến 50 HB.

- Bánh nhỏ: Thép 45 thường hóa,  bk = 580 (N/mm 2 )

- HB= 190, phôi rèn (giả thiết đường kính phôi tù 100÷ 300 mm)

- Bánh lớn: Thép 35 thường hóa,  bk = 480 (N/mm 2 )

- HB = 160, phôi rèn, (giả thiết đường kính phôi 300 500 mm)

2.2.2.2 Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép a Ứng suất tiếp xúc cho phép

- Bánh răng chịu tải trọng thay đổi: Số chu kì tương đương của bánh lớn:

M i , n i , T i - lần lượt là mômen xoắn, số vòng quay trong một phút và tổng số giờ bánh răng làm việc ở chế độ i

M max là mômen xoắn lớn nhất tác động lên bánh răng, không bao gồm mômen xoắn do quá tải trong thời gian ngắn U là số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay một vòng.

- Số chu kỳ làm việc tương đương của bánh lớn:

8] = 17,3.10 7 Vậy số chu kỳ làm việc tương đương của bánh răng lớn lớn hơn số chu kỳ cơ sở

3,47 2,7 (v/ph) Vậy đương nhiên số chu kì làm việc tương đương của bánh nhỏ:

Cũng lớn hơn số chu kì cơ sở N o = 10 7

Do đó hệ số chu kỳ ứng suất K ’ N1 = K ’ N2 của cả hai bánh răng đều bằng 1 Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn (Bảng 3-9, TL [1]) :

[ σ ] tx 2 = [] Notx k’N2 = 2,6.HB = 2,6 160 = 416 (N/mm 2 ) (CT 3-1, TL [1]) Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ:

[ σ ] tx 1 = [] Notx k’N1 = 2,6.HB = 2,6 190 = 494 (N/mm 2 )(CT 3-1, TL [1]) Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ là [ σ ] tx 2 = 416 (N/mm 2 ) b Ứng suất uốn cho phép

- Bánh răng chịu tải trọng thay đổi:

- Số chu kì tương đương của bánh răng lớn

- Với m là bậc đường cong mỏi uốn, có thể lấy m = 6(đối với thép thường hóa) Trong đó:

M i ; n i ; T i - momen xoắn, số vòng quay trong một phút và tổng số giờ bánh răng làm việc ở chế độ i

M max - momen lớn nhất tác dụng lên bánh răng u - Số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay 1 vòng (với n 2 = 132,7 (vòng/phút)

Số chu kỳ tương đương của bánh lớn:

Như vậy: Cả N tđ 1 và N tđ 2 đều lớn hơn N 0 = 5.10 6 , do đó k N '' = 1

Giới hạn mỏi uốn của thép 45  -1  (0,4 ÷ 0,45)  bk = 580.0,43 = 249,4 (N/mm 2 ) Gới hạn mỏi uốn của thép 35  -1  (0,4 ÷ 0,45)  bk = 0,43.480 = 206,4 (N/mm 2 )

- Vì ứng suất thay đổi theo chu kì mạch động và thay đổi chiều nên dùng:

1,5.1,8.1 = 76,4 N/mm 2 Trong đó: n là hệ số an toàn (đối với bánh răng bằng thép rèn hoặc thép cán: thường hóa hoặc tôi cải thiện thì chọn n = 1,5)

K  :là hệ số tập trung ứng suất ở chân răng ( đối với thép thường hóa hoặc tôi cải thiện chọn K≈ 1,8 )

2.2.2.3 Sơ bộ lấy hệ số tải trọng K

2.2.2.4 Chọn hệ số chiều rộng bánh răng ψ A

Vì bộ truyền chịu tải trọng trung bình nên ta có thể chọn  A = 𝑏

Do hộp giảm tốc là hai cấp đồng trục nên khoảng cách hai trục bằng nhau nên

2.2.2.6 Tính vận tốc vòng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng

- Vận tốc vòng (CT (3-17) – tài liệu [1])

60 1000 (3,47+1)= 2,45 (m/s) Trong đó: n 1 : số vòng quay của trục dẫn 460,3 (vòng/phút) i: là tỉ số truyền

Với vận tốc này theo bảng 3-11 có thể chọn cấp chính xác 9

2.2.2.7 Định chính xác hệ số tải trọng K

- Chiều rộng bánh răng 𝑏 =  𝐴 𝐴 = 0,4 228 = 91,2 (mm) Lấy b (mm)

2 = 0,9 Với ψ d = 0,9 theo bảng 3 – 12 TL [1] ta tìm được K tt bang = 1,25

Tính hệ số tập trung tải trọng thực tế theo công thức (3-20):

- Theo bảng 3-14, TL [1] tìm được hệ số tải trọng động K đ = 1,2 (giả sử

Hệ số tải trọng: K = K tt K đ = 1,125 1,2 = 1,35

- 18 - Ít khác với dự đoán trên là K=1,3

2.2.2.8 Xác định môđun, số răng, chiều rộng bánh răng và góc nghiêng của răng

- Môđun được chọn theo khoảng cách trục A m n = (0,01  0,02)A (CT 3-22, TL [1]) m n = (0,01  0,02)228 = (2,28 4,56)

Theo bảng 3-1, TL [1] lấy m n = 3 (mm)

- Chọn sơ bộ góc nghiêng  o ; cos =0,985

- Trị số Z 1 lớn hơn trị số giới hạn cho trong bảng 3-15, TL [1]

- Số răng bánh bị dẫn (bánh lớn): Z 2 = i Z 1 = 3,47 33 = 114,5

- Tỉ số truyền thực của bộ truyền: i = 115

- Tính chính xác góc nghiêng  (CT, 3-28, TL [1]) cos = 𝑍 𝑡 𝑚 𝑛

Chiều rộng bánh răng b thỏa theo điều kiện

2.2.2.9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng

- Tính số răng tương đương bánh nhỏ

- Số răng tương đương bánh lớn

- Hệ số dạng răng của bánh răng nhỏ y1 = 0,46 ; của bánh răng lớn y 2 = 0,517 Lấy hệ số 𝜃′′ = 1,5

- Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ

- Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân bánh răng lớn:

2.2.2.10 Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột

- Công thức kiểm nghiệm ứng suất tiếp lớn nhất sinh ra khi quá tải

𝑀 = 2hệ số quá tải (Bảng 2P, TL [1]) Trong đó: 𝜎 𝑡𝑥 là ứng suất tiếp xúc tính theo công thức

[𝜎] 𝑡𝑥𝑞𝑡 là ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải

Hệ số 𝜃 ′ cho thấy khả năng tải của bánh răng nghiêng tăng lên so với bánh răng thẳng, với giá trị 𝜃 ′ nằm trong khoảng 1,15 đến 1,35 Điều này đặc biệt áp dụng cho bánh răng thép có độ rắn bề mặt HB không vượt quá 350.

- Công thức kiểm nghiệm ứng suất uốn lớn nhất sinh ra khi quá tải.:

Trong đó: 𝜎 𝑢 ứng suất uốn tính theo công thức

𝜎 𝑢𝑞𝑡 ứng suất uốn cho phép khi quá tải Đối với bánh răng thép có độ rắn bề mặt HB ≤ 350

2.2.2.11 Định các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền

- Chiều rộng bánh răng b = 0,4 228 = 91,2 (mm) Lấy b = 92 (mm)

- Đường kính vòng đỉnh: (bảng 3-2, TL [1])

- Đường kính vòng chân: (bảng 3-4, TL [1])

Bảng 2.3 Bảng các thông số của bộ truyền cấp nhanh

Số răng bánh lớn Z 2 115 Đường kính vòng chia bánh nhỏ D 1 102 Đường kính vòng chia bánh nhỏ D2 354

Chiều rộng bảnh răng 92 Đường kính vòng đỉnh bánh nhỏ D e1 108 Đường kính vòng đỉnh bánh nhỏ D e2 360 Đường kính vòng chân bánh nhỏ D e1 94,5 Đường kính vòng chân bánh nhỏ D e2 346,5

THIẾT KẾ TRỤC, THIẾT KẾ THEN, CHỌN Ổ, CHỌN KHỚP NỐI

TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ TRỤC

3.1.1 Vật liệu chế tạo trục và ứng suất cho phép

Chọn thép 45 có các ứng suất: [𝜎] = 50(N/mm 2 )(Bảng 7-2, TL [1])

3.1.2 Thiết kế sơ bộ theo moment xoắn

- Trục 3: N 3 = 2,92 kW; n 3 = 38,2(vòng/phút) Đường kính sơ bộ Đường kính sơ bộ của trục được tính theo công thức sau: d 1 ≥C.√ 𝑁

- C: hệ số tính toán, phụ thuộc vào ứng suất xoắn cho phép, lấy C = 120

Để thực hiện bước tính gần đúng, chúng ta có thể dựa vào đường kính trục 2 với kích thước d2 = 35 mm để lựa chọn cỡ bi trung bình Theo bảng 14P (T.337 – TL [1]), chiều rộng của ổ B được xác định là 21 mm.

Dựa vào bảng 10.3 TL [2],ta chọn các thông số sau:

- Khoảng cách từ thành trong của hộp đến mặt bên của ổ lăn: k 2 = 10 mm

- Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay ngoài hộp đến nắp ổ: k 3 = 10 mm

- Khe hở giữa bánh răng và thành trong của hộp:k 1 = 10 mm

- Khoảng cách giũa các chi tiết quay: k1= 10 mm

- Chiều cao của nắp và đầu bulông: hn= 16 mm

- Chiều rộng bánh đai: C = 84 mm

- Chiều rộng bánh răng : D = 92 mm

- Chiều dài mayo của khớp nối: L = 2.d = 2.35p mm

Hình 3.1 Sơ đồ khối của các trục

Từ bảng 10.4 TL [2] ta tính được các kích thước sau:

Hình 3.2 Phác họa hộp giảm tốc

Hình 3.3 Sơ đồ phân bố tải trọng và phát thảo trên trục 1

Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục:

Lực của đai tác dụng lên trục: Rđ = 1394 N

Các lực của bánh rang tác dụng lên trục

2 = 15238,8 (N.mm) Tính phản lực tại các gối trục:

- Phương trình cân bằng momem tại điểm A phương y:

( giả sử chiều các lực như hình vẽ)

2𝑏 = -576,07 (N) Suy ra Chiều𝑅 𝐵𝑦 ngược chiều giả thiết

- Phương trình cân bằng lực tại điểm A theo phương x:

Tính momen uốn tại tiết diện nguy hiểm

M y = R đ z - R Ay (z-a) z= a My = R đ z = R đ a = 109429 (N.mm) z= a + b  My = R đ (a+b) - R Ay b = 28830.9 (N.mm)

M uy = -R By (231,5 – z) (𝑎 + 𝑏 ≤ 𝑧 ≤ 2𝑏 + 𝑎) z = b+a  M uy = -R By 76,5 = 44069,35 (N.mm) z = 2b + a  M uy = 0

3 = 26 chọn 32 do có rãnh then

Tính các phản lực tại các gối đỡ trục:

Suy ra R Dy ngược chiều giả thiết

 M uy = -P r2 (z-76,5) – R cy z + M (76,5 ≤ z≤ 260,5) z = 76,5 M uy = 42093,45 (N.mm) z = 260,5 M uy = -P r2 184 – R Cy 260,5 + M = -71728,95 (N.mm)

M uy = R Dy (337-z) (260,5 ≤ z ≤ 337) z = 260,5 M uy = R Dy 76.5 = -937,6.76,5 = -71726 (N.mm)

Mx = R Dx 76,5 = 3595.76,5 (N.mm) Đường kính trục tại tiết diện 1-1 d ≥ √ 𝑀 𝑡𝑑

 d≥ 34,9 chọn 38 mm Đường kính trục tại tiết diện 2-2

Tính các phản lực tác dụng lên gối đỡ:

Mtd = √𝑀 𝑢 2 + 0,75 𝑀 𝑥 2 = 655712,5 (N.mm) Đường kính tại tiết diện 2-2 d ≥ √ 𝑀 𝑡𝑑

 d ≥ 50,8 chọn 55 mm Đương kính ngõng trục 50mm, đường kính đầu trục ra 65mm

Để đảm bảo tính chính xác của trục, cần thực hiện kiểm tra cho nhiều tiết diện chịu tải trọng lớn có ứng suất tập trung Các tiết diện nguy hiểm trong kết cấu của trục bao gồm (n – n), (m – m), (e – e), (i – i) và (p – p).

Tính chính xác trục theo (CT 7-5 TL [1]) n = 𝑛 𝜎 𝑛 𝜏

Vì trục quay hai chiều và thay đổi theo chu kì đối xứng nên:

Bộ truyền làm việc hai chiều thì:

𝜀𝜎.𝛽 𝜏 𝑎 Gới hạn mỏi uốn và xoắn

Kiểm nghiệm tại tiết diện n-n có đường kính trục bằng 30mm

2470 = 26,3 (N/mm 2 ) Chọn hệ số  𝜎 và  𝜏 đối với thép cácbon trung bình  𝜎 ≈ 0,1 và  𝜏 ≈ 0,05

𝜀 𝜏 = 2 Tập trung ứng suất do lắp căng, với kiểu lắp T3 áp suất trên bề măt lấy ≈ 30

Tra bảng 7-10, TL[1] ta có 𝑘 𝜎

𝜀 𝜎 – 1) = 1,96 Thay các trị số tìm được vào công thức tính 𝑛 𝜎 , 𝑛 𝜏

√2.2 2 + 2,89 2 = 1,75 ≈ [n] hệ số an toàn cho phép [n] thường lấy 1,5 ÷ 2,5

Kiểm nghiệm tại tiết diện m-m có đường kính trục bằng 32mm

5910 = 11 (N/mm 2 ) Chọn hệ số  𝜎 và  𝜏 đối với thép cácbon trung bình  𝜎 ≈ 0,1 và  𝜏 ≈ 0,05

𝜀 𝜏 = 2 Tập trung ứng suất do lắp căng, với kiểu lắp T3 áp suất trên bề măt lấy ≈ 30

√4,27 2 + 6,9 2 = 3,5 ≈ [n] hệ số an toàn cho phép [n] thường lấy 1,5 ÷ 2,5

Kiểm nghiệm tại tiết diện e-e và i-i có đường kính trục bằng 45mm

Tập trung ứng suất do lắp căng, với kiểu lắp T3 áp suất trên bề măt lấy ≈ 30

𝜀 𝜎 – 1) = 2 Thay các trị số tìm được vào công thức tính 𝑛 𝜎 , 𝑛 𝜏

Kiểm nghiệm tại tiết diện p-p có đường kính trục bằng 55mm

𝜀 𝜏 = 2,2 Tập trung ứng suất do lắp căng, với kiểu lắp T3 áp suất trên bề măt lấy ≈ 30

Bảng 3.1 Bảng kích thước của trục

THÔNG SỐ Trục 1 Trục 2 Trục 3 Đường kính trục lắp bánh răng D 1 = 32mm D 2 = 45mm D 3 = 55mm Đường kính trục lắp ổ lăn d 1 = 30mm d 2 = 35mm d 3 = 50mm

3.1.5 Tính then Để cố định bánh răng theo phương tiếp tuyến, nói một cách khác là để truyền momen và chuyển động từ trục đến bánh răng hoặc ngược lại ta dùng then Theo đường kính trục 1 để lắp then là 32mm, Tra bảng 7-23 LT [1] chọn then có b, h= 8, t=4,5, t 1 = 3,6, k= 4,2 (đường kính chân răng d i1 = 94,5), Chiều dài then 0,8l m (l m là chiều dài mayo)

Mx = 65146 N.mm d = 32mm k = 4,2mm l= 60mm

[𝜎] 𝑑 = 50 N/mm 2 (Bảng 7-20 TL [1] ứng suất mối ghép cố định, tải trọng va đập trung bình, vật liệu thép CT6)

Kiểm nghiệm về sức bền cắt

𝑑𝑏𝑙 ≤ [𝜏] 𝑐 (N/mm 2 ) (7-12 TL [1]) Ở đây: b = 10mm, [𝜏] 𝑐 = 54 N/mm 2 (bảng 7-17, TL [1]), các thong số khác như trên

Trục 2 Đối với trục 2 ta có thể chọn 2 then cùng kích thước Tra bảng 7-23, TL [1] ta chọn: b = 14, h =9, t = 5, t1 = 4,1, k = 5, Chiều dài then ở chổ lắp bánh rang dẫn và bị dẫn bằng nhau bằng l 1 = l 2 = 60mm, đường kính trục 45mm

Mx = 218059,5 N.mm d = 45mm k = 5mm l= 60mm

[𝜎] 𝑑 = 50 N/mm 2 (Bảng 7-20 TL [1] ứng suwts mối ghép cố định, tải trọng va đập trung bình, vật liệu thép CT6)

45 5 60 = 32,3 ≤ [𝜎] 𝑑 Kiểm nghiệm về sức bền cắt

Trục 3 Đối với trục 3, chọn b , h , t =5, t1 =5,1, k =6,2, l 4 `mm, đường kính trục d Umm

Mx = 730000 N.mm d = 55mm k = 6,8mm l= 60mm

[𝜎] 𝑑 = 50 N/mm 2 (Bảng 7-20 TL [1] ứng suất mối ghép cố định, tải trọng va đập trung bình, vật liệu thép CT6)

Kiểm nghiệm về sức bền cắt

Bảng 3.2 Bảng các kích thước của then

Trục 1 10mm 8mm 4,5mm 3,6mm 4,2mm 60mm

Trục 2 14mm 9mm 5mm 4,1mm 5mm 60mm

Trục 3 16mm 10mm 5mm 5,1mm 6,8mm 60mm

THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC

Trục 1 và trục 2 có lực dọc trục tác dụng nên ta chọn ổ côn đỡ chặn, còn đối với trục 3 chọn ổ bi đỡ

Sơ đồ chọn ổ cho trục 1

Hệ số khả năng làm việc tính theo công thức 11-1, TL [2]

C = 𝑄 (𝐿) 0.3 ≤ C bảng n = 460,3 vòng/phút h = 24000 giờ d = 30mm

Hệ số m /3 (đối với ổ đũa )

K đ = 1,3 tải trọng động (Bảng 11-3, TL [2])

K t = 1 nhiệt độ làm việc dưới 100 o C

Chọn sơ bộ ổ cỡ trung kí hiệu 7306 co C @kN, C o = 29,9kN và góc tiếp xúc

- Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ

Theo bảng 11.4 TL [1], với ổ đũa đỡ - chặn, e = 1,5tg = 1,5tg(13,5 o ) = 0.36

Lực A tác động hướng về gối trục bên trái, trong đó ta tính toán gối trục bên trái với giá trị Q lớn hơn và lựa chọn ổ cho gối trục này Đối với gối trục bên phải, ta sử dụng ổ cùng loại.

- Tải trọng quy ước tính theo công thức

- Xác định X và Y: xét tỷ số A t /(V R A ) = 134,2/(1 2530) = 0,05 < e, do đó X=1, Y=0 (bảng 11.4 TL [2])

Suy ra: Q A = (𝑋 𝑉 𝑅 𝐴 + 𝑌 𝐴 𝑡 ) 𝐾 đ 𝐾 𝑡 = 2503.1,3 = 3245N hoặc bằng 3,254 kN

- Tải trọng động tương dương

- Khả năng tải trọng động của ổ

Như vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động có các thông số ((bảng P2.11, Phụ lục, TL [2]), d = 30mm, D = 72 mm, T= 20,75mm, C = 40 kN, Co = 29,9 kN, còn ổ

Sơ đồ chọn ổ cho trục 2 P a2

C = 𝑄 (𝐿) 0.3 ≤ C bảng n = 132,7 vòng/phút h = 24000 giờ d = 35mm

K n = 1 nhiệt độ làm việc dưới 100 o C

Chọn sơ bộ ổ cỡ trung kí hiệu 7307 có C H,1kN, C o = 35,3kN và góc tiếp xúc  = 12 o (bảng P2.11, Phụ lục, TL [2])

- Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ

Theo bảng 11.4 TL [1], với ổ đũa đỡ - chặn, e = 1,5tg = 1,5tg(12 o ) = 0.3188

Lực A tác động vào gối trục bên phải, do đó chúng ta cần tính toán gối trục bên phải (Q lớn hơn) và lựa chọn ổ cho gối trục này, trong khi gối trục còn lại sẽ sử dụng ổ cùng loại.

- Xác định X và Y: xét tỷ số A t /(V R D ) = 375,4/(1 3714) = 0,1 < e, do đó X=1, Y=0 (bảng 11.4 TL [2])

Suy ra: Q A = (𝑋 𝑉 𝑅 𝐷 + 𝑌 𝐴 𝑡 ) 𝐾 đ 𝐾 𝑡 = 3714.1,3 = 4824,2N hoặc bằng 4,8242 kN

Như vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động có các thông số ((bảng P2.11, Phụ lục, TL [2]), d = 35mm, D = 80 mm, T= 22,75mm, C = 48,1 kN, Co = 35,3 kN, còn ổ C chọn tương tự

Sơ đồ chọn ổ cho trục 3

K n = 1 nhiệt độ làm việc dưới 100 o C

- Chọn sơ bộ ổ bi đỡ một dãy co kí hiệu 210 có các thông số d = 50mm, D 90mm, B = 20mm, C = 27,5 kN, C o = 20,2 kN

Suy ra: Q A = X.V.R E k t k đ = 2275.1,3 = 2957,5 N hoặc bằng 2,9575 kN

Ổ đã chọn có khả năng tải động với các thông số cụ thể: d = 50mm, D = 90mm, B = 20mm, C = 27,5 kN, và Co = 20,2 kN (tham khảo bảng P2.7, Phụ lục, TL [2]) Các ổ lăn của ổ F cũng sử dụng cùng kích thước này.

NỐI TRỤC

Vật liệu làm nối trục thường sử dụng là thép rèn 35, được thiết kế để cố định các trục với nhau Các trục chỉ có thể tách rời khi dừng máy và tháo nối trục Để đảm bảo tính linh hoạt, chúng ta nên chọn nối trục đàn hồi.

Trong đó: M t moomen xoắn tính

M x moomen xoắn danh nghĩa Mx = 730000

K hệ số tải động tra bảng 9-1,TL[1] K = 1,3

Do đường kính trục là 48 nên tra bảng 9-11, TL[1] ta được

Chốt Vòng đàn hồi n max (vg/ph ) d c lc ren

Số chố t Z Đườn g kính ngoài

Chiề u dài toàn bộ lv

2 8 35 36 3000 Điều kiện về vòng suất bền dập của vòng đàn hồi

- 40 - Điều kiện về sức bền uốn của chốt

THIẾT KẾ VÀ CHỌN VỎ HỘP, CHỌN CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ BẢNG DUNG SAI LẮP GHÉP

KẾT CẤU VỎ HỘP GIẢM TỐC ĐÚC

Vỏ hộp giảm tốc đúc có nhiều hình dạng khác nhau, nhưng đều có chức năng chung là bảo đảm vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận máy Chúng tiếp nhận tải trọng từ các chi tiết lắp trên vỏ, chứa dầu bôi trơn và bảo vệ các chi tiết máy khỏi bụi bẩn.

Hộp giảm tốc bao gồm: thành hộp, nẹp hoặc gân, mặt bích, gối đỡ…

Vỏ hộp là phôi đúc gang xám GX15-32

4.1.1 Chọn bề mặt ghép nắp và thân

Bề mặt ghép của vỏ hộp, bao gồm nắp ở phần trên và than ở phần dưới, thường đi qua đường tâm các trục, giúp việc lắp ghép các chi tiết trở nên thuận lợi hơn.

Chọn bề mặt ghép song song với mặt đế

4.1.2 Các kích thước cơ bản của hộp

Theo công thức của bảng 10.8 TL [3] ta tính toán được các kích thước như sau:

Bảng 4.1 Kích thước các phần tử cấu tạo vỏ hộp

Tên gọi Công thức Giá trị (mm)

- Nắp hộp δ 1 δ = 0,03.a w + 3 > 6mm δ1 = 0,9.δ δ = 10 δ1 = 9 Gân tăng cứng:

- Độ dốc khoảng 2 o Đường kính:

- Bulông ghép bích nắp và thân d 3

- Vít ghép nửa nắp cửa thăm d 5 d 1 > 0,04.a w + 10 > 12mm d 2 = (0,7 ÷ 0,8).d 1 d 3 = (0,8 ÷ 0,9).d 2 d 4 = (0,6 ÷ 0,7).d 2 d 5 = (0,5 ÷ 0,6).d 2 d 1 = 20 d 2 = 16 d 3 = 12 d 4 = 8 (tăng số lượng vít) d 5 = 8 Mặt bích ghép nắp và thân:

- Chiều dày bích thân hộp S 3

- Chiều dày bích nắp hộp S 4

- Bề rộng bích nắp và thân K 3

- Chọn các kích thước tiêu chuẩn:

- Tâm lỗ bulông cạnh ổ E 2 và C

(k là khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ)

Bề rông mặt ghép bulông cạnh ổ

K 2 = E 2 + R 2 + (3 ÷ 5) h xác định theo kết cấu, phụ thuộc vào tâm lỗ bulông và kích thước mặt tựa

- Chiều dày: khi không có phần lồi

S 1 khi có phần lồi: D d , S 1 và S2

- Bề rộng mặt đế hộp, K 1 và q

D d xác định theo đường kính dao khoét

K 1 = 60 q = 80 Khe hở giữa các chi tiết:

- Giữa bánh răng và thành trong hộp

- Giữa đỉnh bánh răng lớn và đáy hộp

- Giữa mặt bên và các bánh răng với nhau Δ ≥ (1 ÷ 1,2).δ Δ1 ≥ (3 ÷ 5).δ và phụ thuộc loại hộp giảm tốc, lượng dầu bôi trơn trong hộp Δ ≥ δ Δ = 10 Δ1 = 40 Δ = 10

(L, B là chiều dài và chiều rộng của hộp)

Đối với hộp giảm tốc đồng trục, cần thiết kế gối đỡ trong lồng hộp với chiều dày δ2 nằm trong khoảng (0,6, 0,8) và δ = 8mm Để thông dầu hai bên, vách giữa thường được thiết kế với lỗ thủng Nắp được ghép với thân bằng hai vít cấy có kích thước d2 và sử dụng thêm hai chốt để định vị nắp và thân ổ.

CÁC CHI TIẾT KHÁC LIÊN QUAN ĐẾN HỘP GIẢM TỐC

Chiều dày vòng móc: s = (2 ÷ 3).δ = 30 (mm) Đường kính lỗ: d= (3 ÷ 4).δ = 35 (mm)

Hình 4.2 Vòng móc Hình 4.1 Sơ đồ hộp

Nắp và thân hộp được thiết kế để nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục, với lỗ trục (đường kính D) được gia công đồng thời ở cả hai phần Để đảm bảo vị trí tương đối giữa nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như trong quá trình lắp ghép, hai chốt định vị được sử dụng Nhờ có chốt định vị, việc xiết bulông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ, từ đó giảm thiểu các nguyên nhân gây hỏng hóc cho ổ.

Chốt định vị có thể là chốt trụ hoặc chốt côn

Chọn chốt định vị hình côn

Tra bảng 10.13 TL [3] ta được các kích thước của chốt côn: d = 6mm; c = 1mm; l = 52mm

Cửa thăm được thiết kế trên đỉnh hộp nhằm mục đích kiểm tra và quan sát các chi tiết bên trong khi lắp ghép, cũng như để đổ dầu vào hộp Cửa thăm này được đậy kín bằng nắp, trên nắp có lắp thêm nút thông hơi để đảm bảo thông khí cho hộp.

Tra bảng 10.16 TL [3] ta chọn được kích thước cửa thăm

Bảng 4.2 Kích thước cửa thăm (mm)

Khi hoạt động, nhiệt độ trong hộp giảm tốc sẽ tăng cao Để điều chỉnh áp suất và cải thiện thông gió bên trong cũng như bên ngoài hộp, người ta sử dụng nút thông hơi Nút thông hơi này được lắp đặt trên nắp của thăm.

Tra bảng 10.17 TL [3] ta chọn được kích thước nút thông hơi

Bảng 4.3 Kích thước nút thông hơi (mm)

Sau một thời gian sử dụng, dầu bôi trơn trong hộp có thể bị bẩn hoặc biến chất, vì vậy cần thay dầu mới Để tháo dầu cũ, bạn có thể sử dụng lỗ tháo dầu ở đáy hộp, nơi được bịt kín bằng nút tháo dầu khi không sử dụng.

Tra bảng 10.18 TL [3] ta chọn được kích thước nút tháo dầu ren trụ

Bảng 4.4 Kích thước nút tháo dầu ren trụ (mm) d b m f L c q D S D 0

Bảng 4.5 Thông số của bu lông vòng

BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC

Để duy trì hiệu suất tối ưu và giảm thiểu tổn thất công suất do ma sát, việc bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc là rất quan trọng Điều này không chỉ giúp giảm mài mòn răng mà còn đảm bảo khả năng thoát nhiệt tốt, đồng thời ngăn ngừa tình trạng han gỉ cho các chi tiết máy.

Với vận tốc của bánh răng không vượt quá 12 m/s, phương pháp bôi trơn hộp giảm tốc bằng cách ngâm dầu là lựa chọn phù hợp, khi dầu được chứa trực tiếp trong hộp Điều này đảm bảo hiệu quả bôi trơn tối ưu cho hệ thống.

Chiều sâu ngâm dầu là 1/6 bán kính bánh răng cấp nhanh tức là 177/6 ),5mm

Do đồng trục và co cùng đường kính nên ta chon chiều sâu ngâm dầu bằng với cấp nhanh

Dung lượng của dầu trong hộp giảm tốc 0,5.N = 0,5.3,3 = 1,65 lít

Bảng 4.5 Bảng dung sai lắp ghép

Bảng 4.6 Bảng dung sai lắp ghép của then

Sai lệch giới hạn của chiều rộng rãnh then Chiều sâu rãnh then

P9 Tên trục, t Sai lệch giới hạn

Tiêu đề	Thiết Kế Trạm Dẫn Động Băng Tải
Tác giả	Nguyễn Văn Bé, Lưu Thanh Quí
Người hướng dẫn	GVHD: Phạm Quốc Liệt
Trường học	Cần Thơ University
Chuyên ngành	Cơ Khí
Thể loại	Đồ Án
Năm xuất bản	2015
Thành phố	Cần Thơ

Định dạng
Số trang	57
Dung lượng	1,64 MB