báo cáo đồ án cơ sở thiết kế máy thiết kế trạm dẫn động băng tải

Công suất cần thiết

Số vòng quay trục tang

Trong đó: V: Vận tốc trên băng tải (V = 0,14 m/s)

Moment xoắn cực đại

M : Moment xoắn cực đại (N.mm)

1.1.3 Moment đẳng trị trên băng tải

Theo đồ thị đặc tính tải trọng, có:

Momen đẳng trị trên băng tải

Công suất đẳng trị trên băng tải

Công suất cần thiết của động cơ

Trong đó: η = η đ = 0,96 hiệu suất truyền đai

= 0,98 hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ

= 0,995 hiệu suất của một cặp ổ lăn

= 0,75 hiệu xuất bộ truyền trục vít η = 0,96.0,98 0,995 4 1.0,75 = 0,7

Chọn động cơ điện

Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ

Tỉ số truyền sơ bộ của toàn bộ truyền được tính bằng công thức u sb = u h u n, với u n là tỉ số truyền ngoài đai bằng 3 và u h là tỉ số truyền hộp giảm tốc trục vít bánh răng bằng 60 Do đó, tỉ số truyền sơ bộ u sb sẽ là 3 x 60 = 180.

Chương I: Chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền

Xác định số vòng quay sơ bộ: n sb = n tg u sb (CT 2.18, trang 21/[1])

Xác định moment cần thiết của động cơ

Chọn động cơ điện

Chọn động cơ điện phải thỏa mãn các điều kiện sau:{ đ ≥ đ ≈

Dựa trên các thông số tính toán, chúng ta cần chọn động cơ điện có công suất lớn hơn 0,927 kW và moment khởi động vượt quá 5,17 Nm Tham khảo phụ lục về công suất và vận tốc của động cơ điện loại A2 và AO2 (AOJI 2) trong bảng 2P, trang

322/[2], ta chọn động cơ điện (AO2-21-4).

Bảng 1.1 Bảng thông số động cơ

Công Kiểu động suất cơ (kW)

Phân phối tỉ số truyền

Tỉ số truyền chung

7,43 n đc : số vòng quay của động cơ

: số vòng quay của tang

Truyền động đai thang

Mặt khác: u ch = u h u đ u kn Với u h = u tv u br

Tỉ số truyền của bộ truyền đai thang là u đ = 3, trong khi tỉ số truyền của bộ truyền trục vít là u tv = 15 Đối với bộ truyền bánh răng trụ, tỉ số truyền được ký hiệu là u br, và tỉ số truyền khớp nối là u kn = 1 Để đảm bảo bôi trơn hiệu quả cho các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc, phương pháp ngâm dầu được áp dụng cho bộ bánh răng trụ răng thẳng.

Công suất, số vòng quay và moment xoắn của từng trục

Công suất

- Trục động cơ : N ct = 0,85 kW

- Công suất trên trục I (Trục dẫn)

- Công suất trên trục II

N II = N I br ol tv = 0,79 0,98 0,995 0,75 = 0,58 kW

- Công suất trên trục III

N III = N II br ol kn = 0,58 0,98 0,995 1 = 0,57 kW -

Công suất trên trục tang

Số vòng quay trên các trục

- Trục động cơ: n đc = 1400(vòng/phút)

- Trục III : n 3 - Trục tang : n tg = n 3 = 7,15 (vòng/phút)

Thiết kế bộ truyền đai thang

Truyền động đai là giải pháp lý tưởng để truyền lực giữa các trục cách xa nhau, đảm bảo hoạt động êm ái Bộ truyền này có cấu trúc đơn giản, giúp bảo vệ các chi tiết máy khác khỏi hư hỏng khi gặp quá tải đột ngột Mặc dù vậy, do hiện tượng trượt giữa đai và bánh đai, tỷ số truyền không ổn định.

Chọn bộ truyền đai thang giúp tăng khả năng tải nhờ vào hệ số ma sát cao giữa đai và bánh đai, cho phép hoạt động hiệu quả hơn Đai thang có khả năng làm việc với tốc độ cao, hoạt động êm ái và được tiêu chuẩn hóa, dễ dàng thay thế khi gặp sự cố.

- Công suất cần truyền N ct = 0,85(kW)

- Số vòng quay của trục động cơ n đc = 1400 (vòng/phút)

- Số vòng quay của trục bị dẫn n 1 = 466,67 (vòng/phút)

- Tải trọng thay đổi, làm việc ở chế độ dài hạn

- Làm việc 16 h/ngày, 300 ngày/năm, thời gian sử dụng 5 năm

- Đặc tính tải trọng : Va đập trung bình quay 1 chiều

Chọn đai vải cao su cho các ứng dụng trong môi trường ẩm ướt nhờ vào khả năng chống chịu nhiệt độ và độ ẩm tốt Loại đai này có sức bền và tính đàn hồi cao, rất phù hợp cho các truyền động có vận tốc cao và công suất truyền động nhỏ.

- Truyền động đai dùng để truyền động giữa các trục tương đối xa nhau và

Chương II: Tính toán thiết kế các bộ truyền ngoài truyền động tương đối êm dịu Tuy nhiên, có sự trượt khi truyền động đai nên tỷ số truyền đai không ổn định, do đó ta phải chọn dây đai có tỷ số truyền u không quá 10 Giả thiết vận tốc đai v < 5 (m/s), có thể dùng 2 loại đai A và B (bảng 5-13, trang 93, [2]).

Dựa vào công suất N ct và số vòng quay n đc chọn đai tiết diện O và A ( Bảng 5-

Bảng 2.1Các thông số chính của bộ truyền đai thang loại A và B

CÁC THÔNG SỐ BỘ TRUYỀN

Kích thước tiết diện đai : a.h (mm)

Diện tích tiết diện đai : F ( mm 2 )

Chương II: Tính toán thiết kế các bộ truyền ngoài

2 Định đường kính bánh đai nhỏ D 1 (mm):

Kiểm nghiệm vận tốc đai (m/s): v = π D 1 n đc = 3,14 D 1 1400 ≈ 0,075D 1 60.1000 60.1000

Vận tốc này thỏa mãn: V≤Vmax = (30÷35)(m/s)

3.Tính đường kính D 2 (mm) của bánh lớn:

(Trong đó =0,02 là hệ số trượt của đai thang )

Lấy D 2 theo tiêu chuẩn (mm)

Số vòng quay thực của trục bị dẫn:

Thỏa n 1 sai lệch rất ít so với yêu cầu (3÷5%)

4.Chọn sơ bộ khoảng cách trục A:

5.Tính chiều dài đai L theo khoảng cách trục

A sơ bộ theo công thức:

Kiểm nghiệm số vòng chạy u trong 1 giây:

6.Xác định chính xác khoảng cách trục A theo chiều dài đai đã lấy theo tiêu chuẩn:

Khoảng cách trục A thỏa mãn điều kiện :

Khoảng cách nhỏ nhất, cần thiết để mắc đai:

Khoảng cách lớn nhất, cần thiết để tạo lực căng:

Ta thấy góc ôm thỏa mãn điều kiện : 1 120 0

8 Xác định số đai Z cần thiết:

Chọn ứng suất căn bản ban đầu là:

0 = 1,2 N/mm 2 và theo trị số D1, ta được:

Hệ số ảnh hưởng của góc ôm: C

Hệ số ảnh hưởng của chế độ tải trọng: C t

Hệ số ảnh hưởng của vận tốc: C v

Số đai cần thiết tính theo công thức:

F: Tiết diện đai (mm 2 ). v: vận tốc đai (m/s)

9 Định các kích thước chủ yếu của bánh đai:

Trong đó: t và S được tra trong bảng 10-3,

[2]/257 Đường kính ngoài của bánh đai:

10.Xác định lực căng ban đầu S 0 và lực tác dụng lên trục:

- Lực tác dụng lên trục:

Tính chính xác trục

-Tính chính xác trục nên tiến hành cho nhiều tiết diện chịu tải trọng lớn, có ứng suất tập trung.

-Tính chính xác trục theo công thức 7-5, trang 120/[2]:

Trong đó: n là hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp. n là hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp. n là hệ số an toàn.

[n] là hệ số an toàn cho phép [n]= 1,5 2,5

-Vì trục quay nên ứng suất pháp (uốn) biến đổi theo chu kỳ đối xứng: a max m 0 (CT trang 120/[2]);

-Dựa vào công thức 7-6, trang 120/[1], ta có: n

-Bộ truyền làm việc 1 chiều nên ứng suất tiếp (xoắn) biến đổi theo chu kỳ mạch động:

-Dựa vào công thức 7-7, trang 120/[1]

Chương IV: Thiết kế trục, thiết kế then, chọn ổ, chọn khớp nối

1: là giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với một chu kỳ đối xứng. a : Biên độ ứng suất pháp và tiếp sinh ra trong tiết diện của trục.

W: momet cản uốn của tiết diện

W 0 : moment cản xoắn của tiết diện

Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn được xác định qua bảng [(7-6)-(7-13)], trong đó hệ số tang bề mặt trục phản ánh ảnh hưởng của tri số ứng suất trung bình đến sức bền mỏi Trị số trung bình của ứng suất tiếp được ký hiệu là m.

M u và M x : Là momet uốn và moment xoắn

-Giới hạn mỏi uốn và xoắn: ( trục bằng thép 45 có = 600 N/ 2 ):

+ Với đường kính trục d 0 mm tra bảng 7-3b trang 122/[2] ta có :

B x h = 8 x 7 với b là chiều rộng then (mm) : h là chiều cao then (mm). W= 2320 (mm 3 )

+Chọn à theo vật liệu, đối với thép cacbon trung bình lấy t 0,05 và hệ số tăng bền 1 (không dùng biện pháp tăng bền)

+Tra bảng 7-4 trang 123/[2] ta chọn 0,86 và 0,75

+Tra bảng 7-8 trang 127/[2] ta chọn hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then =

+Vì trục và then lắp có độ dôi nên lấy áp suất trên bề mặt lắp là P 30 N/mm 2

+Tra bảng 7-10 trang 128/[2] ta thấy sai số không đáng kể khi tính về xoắn.

Ta có hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp:

Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp:

Vậy hệ số an toàn tính toán như sau:

Vậy hệ số an toàn cho thấy trục bền

+Với đường kính trục d 2 mm tra bảng 7-3b trang 122,[2] ta có :

B x h = 10 x 8 với b là chiều rộng then (mm) : h là chiều cao then (mm).

+Chọn à theo vật liệu, đối với thép cacbon trung bình lấy 0,1 , t 0,05 và hệ số tăng bền1 (không dùng biện pháp tăng bền)

+Tra bảng 7-4 trang 123/[2] ta chọn 0,86 và0,75

+Tra bảng 7-8 trang 127/[2] ta chọn hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then =

Do trục và then lắp có độ dôi, áp suất trên bề mặt lắp được xác định là P 30 N/mm² Theo bảng 7-10 trang 128, sai số khi tính toán về xoắn là không đáng kể.

Vậy hệ số an toàn cho thấy trục bền b) Trục II:

+Với đường kính trục dP mm tra bảng 7-3b trang 122/[2] ta có :

B x h = 16x10 với b là chiều rộng then (mm) : h là chiều cao then (mm).

+Chọn à theo vật liệu, đối với thép cacbon trung bình lấy 0,1 , t 0,05 và hệ số tăng bền1 (dùng biện pháp tăng bền tôi bằng dòng)

+Tra bảng 7-4 trang 123/[2] ta chọn 0,82 và 0,7

+Tra bảng 7-8 trang 127/[2] ta chọn hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then

+Tra bảng 7-10 trang 128/[2] ta thấy sai số không đáng kể khi tính về xoắn Ta có:

NVậy hệ số an toàn tính toán như sau:

+ 2 số an toàn cho thấy trục bền

+Với đường kính trục dU mm tra bảng 7-3b trang 122/[2] ta có :

+Chọn à theo vật liệu, đối với thép cacbon trung bình lấy t 0,05 và hệ số tăng bền 1 (không dùng biện pháp tăng bền)

+Tra bảng 7-4 trang 123/[2] ta chọn 0,78 và

+Tra bảng 7-8 trang 127/[2] ta chọn hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then

Tra bảng 7-10 trang 128/[2] ta thấy sai số không đáng kể khi tính về xoắn Ta có: k 3,48 k

Vậy hệ số an toàn cho thấy trục bền c) Trục III:

+Với đường kính trục d= 75 mm tra bảng 7-3b trang 122/[2] ta có :

+Chọn à theo vật liệu, đối với thép cacbon trung bình lấy và hệ số tăng bền 1 (không dùng biện pháp tăng bền)

+Tra bảng 7-4 trang 123/[2] ta chọn =0,74 và =0,62

+Tra bảng 7-8 trang 127/[2] ta chọn hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then = 1,63 và =1,5

Do trục và then lắp có độ dôi, áp suất trên bề mặt lắp được xác định là P 30 N/mm² Theo bảng 7-10 trang 128/[2], sai số khi tính toán về xoắn là không đáng kể.

NVậy hệ số an toàn lớn hơn khoảng [n] không đáng kể cho thấy trục bền.

Kết luận : tất cả các trục đều đảm bảo điều kiện làm việc an toàn trong thời gian làm việc cho phép

Thiết kế then

Để truyền moment và chuyển động giữa trục và bánh răng, chúng ta sử dụng then để cố định bánh răng theo phương tiếp tuyến của trục.

Xét ở tiết diện 1-1 lắp bánh đai :

+Với đường kính d = 28 (mm) ở tiết diện n-n tra bảng 7-23 trang 143/[2] ta có số liệu của then bằng:

Chiều sâu rãnh trên trục t = 4 (mm).

Chiều sâu rãnh trên bánh đai t 1 = 3,1 (mm).

Phần then lắp trên rãnh của trục k = 3,5 (mm).

Chiều dài then l = 0,8 l m = 0,8.20 = 16 (mm) (Với l m là chiều dài mayơ lấy bằng chiều rộng bánh đai) Lấy l = 18 mm

+Vì điều kiện làm việc của trục có va đập trung bình, vật liệu trục là thép 45 +Tra bảng 7-20 và 7-21 trang 142/[2] ta chọn [σ d ] = 50(N/mm 2 ) và T (N/mm 2 )

Kiểm nghiệm sức bền dập :

Kiểm nghiệm sức bền cắt :

Vậy then bằng đủ bền

Xét ở tiết diện 3-3 lắp bánh răng dẫn:

+Với đường kính d = 32 (mm) tra bảng 7-23 trang 143/[2] ta có số liệu của then bằng:

Chiều sâu rãnh trên trục t = 4,5 (mm).

Chiều sâu rãnh trên bánh răng t 1 = 3,6 (mm).

Chiều dài then l = 0,8 l m = 0,8.52 = 43,2 (mm) (Với l m là chiều dài mayơ lấy bằng chiều rộng bánh răng) Lấy lE mm

+Vì điều kiện làm việc của trục có va đập trung bình, vật liệu trục là thép 45.

+Tra bảng 7-20 và 7-21 trang 142/[2] ta chọn [σ d ] = 50 (N/mm 2 ) và T (N/mm 2 ) Kiểm nghiệm sức bền dập :

+Với đường kính d = 36 (mm) tra bảng 7-23 trang 143/[2] ta có số liệu của then bằng:

Chiều sâu rãnh trên bánh răng t 1 = 3,6 (mm).

Chiều dài then l = 0,8 l m = 0,8.60 = 48 (mm) (Với l m là chiều dài mayơ lấy bằng chiều rộng bánh răng) Lấy lP mm

+Vì điều kiện làm việc của trục có va đập trung bình, vật liệu trục là thép 45 +Tra bảng 7-20 và 7-21 trang 142/[2] ta chọn [σ d ]P (N/mm 2 ) và = 54 (N/mm 2 )

Kiểm nghiệm sức bền dập :

Xét ở tiết diện 2-2 lắp bánh vít:

+Với đường kính d = 75 (mm) tra bảng 7-23 trang 143/[2] ta có số liệu của then bằng: Chiều rộng then b = 20 (mm).

Chiều sâu rãnh trên trục t = 6 (mm).

Chiều sâu rãnh trên bánh vít t 1 = 6,1 (mm).

Chiều dài mayơ bánh vít được tính là l m = 1,5.d = 1,5.75 = 112,5 mm, với l = 90 mm Do trục chịu va đập trung bình, vật liệu sử dụng là thép 45 Theo bảng 7-20 và 7-21 trang 142/[2], ta chọn [σ d ]P (N/mm²) và T (N/mm²) để kiểm nghiệm sức bền dập.

Xét then ở vị trí khớp nối :

+Với đường kính d = 65 (mm) tra bảng 7-23 trang 143/[2] ta có số liệu của then bằng: Chiều rộng then b = 18 (mm).

Chiều sâu rãnh trên bánh vít t 1 = 5,6 (mm).

(Với l m = 2,5.d = 2,5.62 = 155 là chiều dài mayơ nửa khớp nối ) Lấy l = 125 mm +Vì điều kiện làm việc của trục có va đập trung bình, vật liệu trục là thép 45.

+Tra bảng 7-20 và 7-21 trang 142/[2] ta chọn [σ d ]P (N/mm 2 ) và T (N/mm 2 ) Kiểm nghiệm sức bền dập :

Thiết kế gối đỡ trục

-Trục I không có lực dọc trục nên chọn ổ bi đỡ 1 dãy.

Trục II chịu lực dọc trục lớn, vì vậy ở ổ D của trục II, chúng ta lắp ổ đũa côn đỡ chặn nhằm hạn chế sự di chuyển dọc trục về cả hai phía.

-Trục III vì đây là trục lắp bánh vít yêu cầu về độ cứng vững của ổ rất cao nên tại các gối G và J ta chọn ổ bi đỡ chặn.

Hình 4.5 Sơ đồ thiết kế gối đỡ trục I

+ Hệ số khả năng làm việc theo công thức:

+Trong đó : n 1 = 466,67 (v/p) h= 16.300.5 = 24000 giờ ( thời gian phục vụ của máy ).

R: tải trọng hướng tâm (tổng phản lực ở gối đỡ )

A t : tổng tải trọng dọc trục m= 1,5 : hệ số chuyển tải trọng dọc trục về tải trong hướng tâm (bảng2/161/[2])

K t =1 – hệ số tải trọng động ( Bảng 8-3/162/[2]).

K n =1 – nhiệt độ làm việc dưới 100 0 ( Bảng 8-4/162/[2]).

K v = 1 – hệ số xét đến vòng nào của ổ là vòng quay ( Bảng 8-5/162/[2]).

+Tổng phản lực tác dụng lên ổ tại A

+Tổng phản lực tác dụng lên ổ tại C

+Vì tổng phản lực R A lớn hơn R C nên ta tính cho gối đỡ A và chọn ổ cho gối đỡ này, còn gối đỡ C chọn ổ cùng loại.

+Tính C và Q theo CT (8-1),(8-2)/158-159/[2], ở đây A=0 nên

+Vậy hệ số khả năng làm việc của ổ trên trục C:

+Tra bảng 14P trang 339/[2] ứng với đường kính trục d0 (mm) ta chọn ổ bị đỡ cỡ trung kí hiệu 306 với các thông số sau :

Bảng 4.2 Thông số ổ lăn trục I :

Hình 4.6 Sơ đồ thiết kế gối đỡ trục II

+Hệ số khả năng làm việc theo công thức C=Q(nh) 0,3 ≤ C bảng (CT 8-1 trang 158/[2])

+Trong đó : n 2 7,2 (v/p) h= 16.300.5 = 24000 giờ ( thời gian phục vụ của máy ).

R:tải trọng hướng tâm (tổng phản lực ở gối đỡ )

A : tổng tải trọng dọc trục m = 1,8: hệ số chuyển tải trọng dọc trục về tải trọng hướng tâm

K t =1: hệ số tải trọng động ( Bảng 8-3, trang 162/ [2]).

K n =1: nhiệt độ làm việc dưới 100 0 ( Bảng 8-4, trang 162/[2]).

K v = 1: hệ số xét đến vòng nào của ổ là vòng quay ( Bảng 8-5 trang 162/

+Các phản lực tác dụng lên ổ tại D :

+Tổng phản lực tác dụng lên ổ tại D

R D = √ 2 + 2 = √264,63 2 + 1936,46 2 = 1954,45 N +Các phản lực tác dụng lên ổ tại F :

+Tổng phản lực tác dụng lên ổ tại F

+Lực dọc trục tác dụng lên trục vít tại D :

+Lực dọc trục tác dụng lên ổ tại F :

+Với sơ đồ bố trí ổ như trên khi A t Q F nên ta tính cho gối đỡ D và chọn ổ cho gối đỡ này, còn gối đỡ Fchọn ổ cùng loại.

+Vậy hệ số khả năng làm việc của ổ trên trục A:

Tra bảng 18P trang 349/ [2] ứng với đường kính trục d= 50 (mm) ta chọn ổ đũa côn đỡ chặn cỡ trung rộng kí hiệu 7610 với các thông số sau :

Bảng 4.3 Thông số ổ lăn trục II :

Hình 4.7 Sơ đồ thiết kế gối đỡ trục III

+Hệ số khả năng làm việc theo công thức C=Q(nh) 0,3 ≤ C bảng (CT 8-1 trang 158/[2])

+Trong đó : n 3 =7,15 (v/p) h= 16.300.5 = 24000 giờ ( thời gian phục vụ của máy ).

R:tải trọng hướng tâm (tổng phản lực ở gối đỡ )

A : tổng tải trọng dọc trục. m= 0,7: hệ số chuyển tải trọng dọc trục về tải trong hướng tâm

K t =1,1:hệ số tải trọng động ( Bảng 8-5 trang 162/ [2]).

K n =1: nhiệt độ làm việc dưới 100 0 ( Bảng 8-4, trang162/[2]).

K v = 1: hệ số xét đến vòng nào của ổ là vòng quay ( Bảng 8-5 trang 162/ [2]) Chọn góc = 26 o ( ký hiệu 46000)

+Các phản lực tác dụng lên ổ tại G :

+Tổng phản lực tác dụng lên ổ tại G

+Các phản lực tác dụng lên ổ tại J :

+Tổng phản lực tác dụng lên ổ tại J

RJ= √ 2 + 2 = √2537,6 2 + 4014,13 2 = 4748,96 N +Lực dọc trục tác dụng lên trục vít tại G :

+Lực dọc trục tác dụng lên ổ tại J :

+Với sơ đồ bố trí ổ như trên khi A t >0, thì lực dọc trục thay vào công thức (8-6) chỉ tính cho ổ J

+Vì Q G > Q J nên ta tính cho gối đỡ G và chọn ổ cho gối đỡ này, còn gối đỡ J chọn ổ cùng loại.

+Vậy hệ số khả năng làm việc của ổ trên trục A:

+Tra bảng 17P trang 346 [2] ứng với đường kính trục d (mm) ta chọn ổ bi đỡ chặn cỡ đặc biệt nhẹ kí hiệu 46117 với các thông số sau :

Bảng 4.4 Thông số ổ lăn trục III :

4.3.4 Tổng hợp kích thước các ổ lăn

Bảng 4.5 Các kích thước của các ổ lăn

Trục ITrục IITrục III

Cố định ổ trên trục và vỏ hộp

-Có nhiều phương pháp cố định ổ trên trục và trong vỏ hộp Khi chọn các phương pháp chúng ta dựa trên các yếu tố sau:

+Trị số và chiều của lực tác dụng lên ổ.

+Số vòng quay của trục hoặc ổ.

+Điều kiện tháo lắp bộ phận ổ và khả năng chế tạo bộ phận ổ.

Phương pháp đệm chắn mặt dầu được chọn để cố định theo phương dọc trục, mang lại sự đơn giản và chắc chắn Đệm sẽ được giữ cố định bằng vít, đảm bảo tính ổn định và hiệu quả trong quá trình sử dụng.

Chương IV: Thiết kế trục, thiết kế then, chọn ổ, chọn khớp nối và đệm hãm.

4.4.2 Cố định ở trong vỏ hộp giảm tốc

Để lắp đặt vòng ngoài của ổ, hãy đặt nó vào giữa mặt tì của nắp ổ và vòng chắn Bạn có thể sử dụng vòng chắn ghép từ hai nửa hoặc vòng chắn lò xo Phương pháp này có ưu điểm là đơn giản, chắc chắn và dễ dàng gia công lỗ, chỉ thích hợp khi không có lực dọc trục tác động lên phía lò xo.

4.4.3 Chọn kiểu lắp và cấu tạo chỗ lắp ổ

-Lắp ổ lăn vào trục theo hệ lỗ, vào vỏ hộp theo hệ trục.

Sai lệch cho phép của vòng trong ổ là âm, tức là kích thước nhỏ hơn đường kính danh nghĩa của trục, trong khi sai lệch cho phép trên lỗ theo hệ lỗ là dương Điều này đảm bảo mối ghép theo kiểu lắp trung gian, giúp tối ưu hóa khả năng lắp ghép và vận hành của các bộ phận cơ khí.

-Chọn kiểu lắp theo độ dôi để các vòng ổ không thể trượt theo bề mặt của trục hoặc lỗ khi làm việc (có chịu tải).

-Khi chọn kiểu lắp cần chú ý trục không rỗng hoặc có thành dày, trục làm bằng thép hoặc gang, nhiệt độ trong khi ổ làm việc không quá 100°C.

Bôi trơn ổ bằng mỡ là phương pháp đơn giản, không cần thiết bị đặc biệt để dẫn dầu vào ổ Chỉ cần cho một lượng mỡ đủ vào bộ phận ổ để duy trì hoạt động, nhưng cần tránh cho quá nhiều mỡ vì sẽ làm tăng nhiệt độ trong ổ Theo bảng 8-28, trang 198/[2], nên chọn loại mỡ M có nhiệt độ làm việc từ 60 đến 100°C và số vòng quay của ổ dưới 300 vòng/phút.

Vòng phớt được sử dụng để bảo vệ ổ lăn khỏi bụi bặm, chất bẩn, phoi kim loại và các tạp chất khác, giúp ngăn chặn sự mòn và han gỉ Nó cũng có tác dụng ngăn dầu tràn ra ngoài Với thiết kế kín chắc chắn, vòng phớt phù hợp cho việc bôi trơn bằng mỡ và không bị giới hạn bởi vận tốc, đảm bảo hiệu suất hoạt động của ổ lăn.

-Dựa vào đường kính của các trục, tra bảng 8-29, trang 202/[2] ta được kích thước của các vòng phớt như sau:

Kích thước vòng phớt: d 1 = 31 (mm), d 2 = 29 (mm), D = 43 (mm), a = 6 (mm), b = 4,3 (mm), S 0 = 9 (mm).

Kích thước vòng phớt: d 1 = 66,5 (mm), d 2 = 64 (mm), D = 84(mm), a = 9

-Ta dùng nối trục vòng đàn hồi làm nối trục

-Vật liệu làm nối trục: nối trục làm bằng gang Cʮ 21-40

-Khớp nối trục được tính toán theo moment tĩnh : (CT 9.1, trang 221/

M t :là moment xoắn tính toán

M x(trục III ) = 761328,6 (Nmm) là moment xoắn danh nghĩa

K là hệ số tải trọng K = 1,2 ( Bảng 9-1 trang 222 [2])

+Tra bảng 9.11, trang 234/[2] ta chọn được các kích thước chủ yếu của khớp nối trục: Đường kính trục d = 65 (mm)

Moment xoắn M x đạt 1100 Nmm với đường kính vòng đàn hồi D là 220 mm Đường kính lỗ lắp chốt bọc vòng đàn hồi d 0 được xác định là 36 mm Đường kính vòng tròn qua tâm chốt D 0 tính toán được là 174 mm, được tính theo công thức D - d 0 – 10 Cuối cùng, đường kính chốt d c là 18 mm.

Chiều dài toàn bộ của vòng đàn hồi l v = 36 (mm)

Chiều dài nửa khớp nối l = 142 (mm) Ứng suất dập cho phép của vòng cao su [ ] = (2 ÷ 3) Ứng suất uốn cho phép của chốt [ ]

+Kiểm tra sức bền dập vòng đàn hồi: (CT 9.22, trang 234/[2])

= Đảm bảo điều kiện dập của vòng đàn hồi

+Kiểm tra sức bền uốn chốt: (CT 9.23, trang 234/[2])

0,1 Đảm bảo điều kiện uốn của chốt

Thiết kế vỏ hộp

-Chọn vỏ hộp đúc bằng gang, mặt ghép giữa nắp và thân là mặt phẳng trùng với đường tâm của trục để việc lắp ghép trục dễ dàng.

-Theo bảng 10-9, trang 268/ [2] cho phép ta tính được các kích thước các phần tử cấu taọ hộp sau đây:

Bảng 5.1 Kích thước các phần tử cấu tạo vỏ hộp

Chiều dày thành thân hộp

Chiều dày thành nắp hộp 1

Chiều dày mặt bích thân hộp b

Chiều dày mặt bích nắp hộp b 1

Chiều dày gân thân hộp m

Chiều dày gân nắp mở hộp m 1 Đường kính bulong nền d n Đường kính bulong cạnh ổ d 1

Chương V: Thiết kế vỏ hộp, chi tiết phụ và bảng dung sai lắp ghép Đường kính bulong ghép nắp và thân d 2 (0,5 Đường kính bulong ghép nắp ổ d 3 (0,4 Đường kính bulong ghép nắp cửa thăm d 4 (0,3

A= 190 mm khoảng cách trục lớn nhất.

-Khoảng cách C 1 từ mặt ngoài của vỏ đến tâm bulong: C1 1,2.d + (5 8) mm 1

-Chiều rộng mặt bích: K = C 1 + C 2 với C 2 = 1,3d 2 = 1,3 = 1,3.20

-Đường kính bulong vòng (vít nâng) chọn theo trọng lượng hộp giảm tốc, với khoảng cách trục A của một cấp 312,5 tra bảng 10-11a, trang 275/ [2] và 10-11b, trang 276/ [2] Ta chọn bulong M10

Chương V: Thiết kế vỏ hộp, chi tiết phụ và bảng dung sai lắp ghép

Trong đó: L: chiều dài hộp, sơ bộ lấy bằng 650 mm

B: chiều rộng hộp, sơ bộ lấy bằng 450 mm -Tra bảng 10-13, trang 277/ [2] lấy n = 6

-Để tháo được dầu bẩn ra hết ta nên thiết kế đáy hộp có độ nghiêng khoảng 2 0

Bôi trơn hộp giảm tốc

Phương pháp bôi trơn cho bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc được thực hiện bằng cách ngâm dầu, với chiều cao ren ngập trong dầu nhưng không vượt quá đường ngang tâm viên bi Nếu không thể ngâm hết chiều cao của ren trục vít, cần lắp vòng vung để dầu bắn lên bánh vít và bôi trơn chỗ ăn khớp Độ nhớt dầu bôi trơn bánh răng được chọn là 160 centistốc (24 0 Engle) ở 50 0, trong khi độ nhớt cho dầu bôi trơn bộ truyền trục vít là 165 centistốc (24 0 Engle) ở cùng nhiệt độ Loại dầu công nghiệp được khuyến nghị là dầu 45.

Cấu tạo nắp cửa thăm

Để kiểm tra các chi tiết trong hộp giảm tốc và đổ dầu bôi trơn, thiết kế cửa thăm trên đỉnh hộp là rất cần thiết Tham khảo bảng 10-12 trang 277 để có thêm thông tin chi tiết.

[2] Ta chọn kích thước cửa thăm như sau:

- Nắp cửa thăm; 2- Tay nắm (nút thông hơi); 3- Đệm (bìa cứng); 4- Vít

Hình 5.1 Nắp của thăm Bảng 5.2 Kích thước nắp của thăm

Nút thông hơi

Khi hoạt động, nhiệt độ trong hộp giảm tốc sẽ tăng cao Để giảm áp suất và cân bằng nhiệt độ bên trong và bên ngoài hộp, cần sử dụng nút thông hơi Kích thước tay nắm nút thông hơi được chọn theo bảng 10-16 trang 279/[2].

Bảng 5.3 Kích thước nút thông hơi

Cấu tạo vòng móc

Để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc, người ta thường lắp bulong vòng trên nắp hoặc sử dụng vòng móc Hiện nay, vòng móc được ưa chuộng hơn vì có thể lắp trên nắp hoặc thân hộp, giúp việc vận chuyển trở nên dễ dàng hơn.

- Đường kính và chiều dày của vòng móc được chọn như sau:

Nút tháo dầu

Sau một thời gian sử dụng, dầu bôi trơn có thể bị bẩn hoặc biến chất, vì vậy cần phải thay mới Để tháo dầu cũ, hộp có lỗ tháo dầu được thiết kế với nút bít kín Đáy hộp nên được làm nghiêng 2 độ về phía lỗ tháo dầu, và khu vực xung quanh lỗ tháo dầu cần được làm lõm xuống một chút để dầu có thể chảy ra dễ dàng Kích thước và cấu trúc của nút dầu cùng với kích thước nút tháo dầu được chỉ rõ trong bảng.

Bảng 5.4 Kích thước nút tháo dầu d b

Chốt định vị

Mặt ghép giữa nắp và thân hộp được thiết kế nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục, với lỗ trụ lắp trên nắp và thân được gia công đồng thời Để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước, trong và sau khi gia công cũng như khi lắp ghép, việc sử dụng 2 chốt định vị là cần thiết Nhờ có chốt định vị, quá trình xiết bulông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ.

Tra bảng 10-10c trang 273/[2] ta có các thông số sau :

Bảng 5.5 Thông số chốt định vị d (mm) c (mm) l (mm)

Cấu tạo que thăm dầu

Để kiểm tra mức dầu trong hộp số, bạn nên sử dụng que thăm dầu và thực hiện kiểm tra khi hộp giảm tốc không hoạt động Khi sử dụng que thăm, hãy đặt nó nghiêng với phương thẳng đứng, đảm bảo góc nhỏ hơn 35 độ.

Bảng dung sai lắp ghép

Khi lựa chọn kiểu lắp ghép ổ lăn với trục và vỏ hộp, cần xem xét kết cấu ổ, đặc tính tải trọng và dạng tải trọng của ổ lăn Dựa vào điều kiện làm việc của hộp, nên chọn kiểu lắp trung gian để phù hợp với tải trọng va đập và rung.

- Đối với kiểu lắp của bánh răng và bánh vít được lắp trên trục, ta chọn kiểu lắp trung gian.

Đối với mối ghép then, lựa chọn mối ghép lắp trung gian 76 là ưu tiên hàng đầu cho những mối ghép không yêu cầu tháo lắp thường xuyên Mối ghép này giúp giảm thiểu rủi ro hư hỏng cho các chi tiết khi tháo ra Để đảm bảo khả năng định tâm cao hơn, chiều dài mayơ cần đạt từ 1,2 đến 1,5, đặc biệt trong các ứng dụng như lắp bánh răng, bánh đai và vóng trong ổ lăn, nhằm bảo vệ các chi tiết quay và trượt.

Lắp ghép ổ lăn với vỏ theo hệ thống trục cơ bản ℎ6 7 là phương pháp tiêu chuẩn, giúp dễ dàng gia công vỏ hộp và lắp trung gian Mối ghép ℎ6 7 được ưu tiên sử dụng vì đảm bảo độ khít cao, có xác suất xuất hiện khe hở lớn và không có khả năng xuất hiện độ dôi.

Chương V: Thiết kế vỏ hộp, chi tiết phụ và bảng dung sai lắp ghép dùng trong các trường hợp khi độ chính xác định tâm của các chi tiết cho phép khe hở không lớn hoặc cần một mối ghép nhẹ nhàng và khi cần thiết phải tháo lắp thường xuyên.

Bảng 5.6 Dung sai và lắp ghép với trục

Vị trí lắp ghép Ổ lăn với trục 1

Bánh răng với trục 1 Ổ lăn với trục 2

Bánh răng với trục 2 Ổ lăn với trục 3

Trục ( ) es= +15 ei= +2 es= +6,5 ei= 6,5 es= +18 ei= +2 es= +18 ei= +2 es= +18 ei= +2 es= +21 ei= +2 es= +39 ei= +2

Bảng 5.7 Dung sai và lắp ghép của ổ lăn với vỏ hộp

Vị trí lắp ghép Ổ lăn trục 1 với vỏ máy Ổlăn trục 2 với ống lót Ống lót với vỏ máy Ổ lăn trục 3 với vỏ máy Đường kính

Kiểu lắp ngoài của ổ lăn (mm) ghép

Trục ( ) Lỗ ( ) es= 0 ES= +15 ei= -19 EI= -15 es= 0 ES= +17,5 ei= -22 EI= -17,5 es= 0 ES= +40 ei= -25 EI= 0 es= 0 ES= +17,5 ei= -22 EI= -17,5

Định dạng
Số trang	106
Dung lượng	2,25 MB