BÁO cáo đồ án NGUYÊN lí CHI TIẾT máy tên đồ án TÍNH TOÁN và THIẾT kế ĐỘNG học hệ dẫn ĐỘNG cơ KHÍ

TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

Tính toán thiết kế bộ truyền đai thang

2.1.1 Chọn loại đai và tiết diện đai:

Tra đồ thị 4.1[1] trang 59, ta chọn được tiết diện loại V 77 với các thông số như sau:

Kích thước tiết diện (mm)

Diện tích tiết diện A, mm 2 Đường kính bánh đai nhỏ d 1, mm

Chiều dài giới hạn l, mm b t b h y 0 Đai thang hẹp

2.1.2 Chọn đường kính hai bánh đai d 1 Và d 2

Tra bảng 4.13 [1] trang 59 được giới hạn đường kính bánh đai nhỏ Chọn d 1 theo tiêu chuẩn cho trong bảng 4.21 [1] trang 63 phần chú thích:

❖ Đường kính bánh đai nhỏ: d 1 =1,2 X d mịn = 1,2 X 140 = 168(mm)

■=> Theo tiêu chuẩn ta chọn d 10 (mm)

❖ Kiểm tra về vận tốc đai: nXd 1 Xn đc

❖ Xác định đường kính bánh đai lớn d 2:

Xác định d 2 theo công thức: d 2 =u Xd 1 X (1-E) ó 5 X 180 X ( 1-0,02 ) = 882 ( mm )

■=> Tra bảng 4.21 [1] trang 63 phần chú thích ta chọn d 2 = 900(mm)

❖ Tỷ số truyền thực tế:

❖ Sai lệch tỉ só truyền:

2.1.3 Xác định khoảng cách trục a

❖ Khoảng cách trục nhỏ nhất xác định theo công thức:

Dựa vào u=5, tra bảng 4.14 [1] trang 60, chọn d= 0,9 , từ đó ta chọn sơ bộ: a sb = d 2 X 0,9 = 900 X 0,9 = 810(mm)

❖ Chiều dài tính toán của đai: d

Dựa vào bảng 4.13 [1] trang 59, chọn L theo tiêu chuẩn, L550(mm)=3,55(m)

❖ Số vòng chạy của đai trong 1 giây: u t - u

❖ Tính lại khoảng cách trục a:

■=> Giá trị của a vẫn thỏa mãn trong khoảng cho phép.

❖ Xác định góc ôm trên bánh đai nhỏ a 1:

Kiểm tra điều kiện: a 1 3 ° >120 ° - thỏa mãn điều kiện

P 1: công suất trên trụ bánh chủ động P 1 = 1,116 (kW)

[ p ° |: công suất cho phép Tra bảng 4.19[1] trang 62 theo tiết diện đai YE, d 1 0 ( mm ) và v=6,644 ( m ,đ ượ c:

K d : hệ số tải động Tra bảng 4.7[1] trang 55, được K d = 1,25

C a : hệ số ảnh hưởng của góc ôm

Kiểm tra thỏa mãn điều kiện p 1 x R d z —

• Với a = 120 ° -150 ° , tra bảng 4.15[1] trang 61 với a9 ° ta được C a = ó

0,89 + C L : hệ số ảnh hưởng đến chiều dài đai Tra bảng 4.16[1] trang 61 với

C u : hệ số ảnh hưởng đến tỉ số truyền Tra bảng 4.17[1] trang 61 với u t = 5,1 , ta được: C u = ó 1,14

C z : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng giữa các dây đai Tra bảng

2.1.5 Các thông số cơ bản của bánh đai

Tra bảng 4.21[1] trang 63, ta có các thông số sau:

Bảng 2.2: Thông số cơ bản của đai

Kí hiệu tiết diện đai

Số đai: z [ P ° ] XC XC XC XC

❖ Đường kính ngoài của bánh đai d a 1 = d 1 +2 h o = 180+2 X 4 = 188 ( mm ) d a2 = d 2 +2 h o 0+2 X 48 (mm)

❖ Đường kính đáy bánhđai: d f 1 =d a 1 -H = 188-21 = 167 ( mm ) d f 2 =d a 2 -H8-217 (mm)

2.1.6 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

Chọn bộ truyền định kỳ điều chỉnh lực căng là cần thiết, vì bánh đai chủ động được kết nối với trục động cơ điện Lực căng của đai được điều chỉnh thông qua vít đẩy, giúp động cơ trượt trên rãnh một cách hiệu quả.

+ Q m : khối lượng 1m đai, tra bảng 4.22[1] trang 64 với tiết diện đai Y E , được 4 m =0,196 (&| m

Thay số vào lực căng ban đầu:

❖ Lực tác dụng lên trục bánh đai

2.1.7 Tổng hợp thông số của bộ truyền đai

Bảng 2.3: Tổng hợp thông số bộ truyền đai

1 Loại đai — Đai thang hẹp

3 Đường kính bánh đai nhỏ d 1 180(mm)

4 Đường kính bánh đai lớn d 2 900(mm)

5 Đường kính đỉnh bánh đai nhỏ d a 1 188(mm)

6 Đường kính đỉnh bánh đai lớn d a 2 908(mm)

7 Đường kính chân bánh đai nhỏ d f 1 167(mm)

8 Đường kính chân bánh đai lớn d f 2 887(mm)

10.Chiều rộng bánh đai B 25(mm)

13.Góc ôm bánh đai nhỏ ơ 1 139 o

15.Lực tác dụng lên trục bánh đai F r 264 (N)

2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng:

2.2.2 Chọn vật liệu bánh răng

Tra bảng 6.1[1] trang 92, ta được:

+ Vật liệu bánh lớn(bánh bị động)

• Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện

• Độ rắn : HB 2-240 ;Chọn :HB 2 #0

• Giới hạn chảy : ơ ch2 E0(MPa

+ Vật liệu làm bánh nhỏ( bánh chủ động):

• Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện

• Độ rắn : HB $1-285 ; Chọn :HB 1 $5

• Giới hạn bền : ơ bi 0(MPa)

• Giới hạn chảy : ơ chi X0(MPa)

Chú ý: là chọn vật liệu 2 bánh răng là vật liệu nhóm I có HB Đảm bảo điều kiện bền mỏi.

❖ Tại tiết diện lắp ổ lăn: d 3 U ( mm ]

- Trục quay nếu ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó:công thức 10.22[1] trang 196:

Trong đó: o W 1 -là mô mem uốn cản:

W 1 32 d ■ 32 55 12142,99 1 Nmm í o M 2-là momen tổng tại tiết diện 2: M 1 $5808 i Nmm)

Trục quay 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động:công thức 10.23[1] trang 196:

55 , o T II -momen xoắn tác dụng lên trục II: T II 3887 i Nmm ' Ị

_ T T T _ T II _ 923887 mj - amaxj/ 2-2 W o ^2 x 28476,8“ 6 ’ ( ) y ơ , y T- Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra bảng 10.7[1] trang 197: được T ơ= 0,05 , l l< = 0.

Kơ d , Kx d -Hệ số xác định theo công thức 10.25 và 10.26[1] trang 197:

Với : K x - Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, nó phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt , tra bảng 10.8[1] trang 197 được K x = 1,06

K y - Hệ số tăng bền bề mặt, với ơ b = 600 Mpa tra bảng 10.9[1] trang

- Theo bảng 10.12[1] trang 199, ta dùng dao phay ngón ^ hệ số tập trung ứng suất đối với rãnh then ứng với vật liệu có ơ b = 600 MPa ta chọn Kơ 1,76 và KT = 1,54

- Theo bảng 10.10[1] ta chọn £ ° = 0,7975 và £ T = 0,7525

■=> Đảm bảo điều kiện bền mỏi.

3.8.1 Tính cho trục I a) Chọn loại ổ lăn :

- Theo phần trục đã tính ta có các lực tác dụng lên ổ lăn:

• Tại gối 2:tổng phản lực tác dụng lên ổ lăn:

• Tại gối 3: tổng phản lực tác dụng lên ổ lăn:

- Tiến hành kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn.

- Do tải trọng nhỏ nên ta chọn ổ bi đỡ. b) Chọn cấp chính xác

- Vì hệ thống ổ lăn dùng trong hộp giảm tốc nên ta chọn cấp chính xác 0 c) Sơ bộ chọn kích thước ổ lăn.

Đường kính ngõng trục tại vị trí lắp các ổ lăn là 35 mm Đối với trục I, sử dụng ổ bi đỡ, theo bảng P2.7 trang 254, chọn ổ lăn ký hiệu 407 với các kích thước: đường kính trong d = 35 mm, đường kính ngoài D = 100 mm, chiều rộng B = 25 mm, bán kính r = 2,5 mm, lực chịu tải C = 43,6 kN và lực chịu tải tĩnh C0 = 31,9 kN.

❖ Chọn ổ theo khả năng tải động:

- Số vòng quay của trục I: n = 726,75(v/p) ,khả năng tải động C d được tính theo công thức 11.1[1] trang 213:

Trong đó: o m- là bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn m=3 o L- Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay o L h -Tuổi thọ của ổ lăn tính bằng giờ L h 000 giờ

- Xác định tải trọng động quy ước: với F a =0 theo công thức 11.3[1] trang

Hệ số V thể hiện số vòng quay, với giá trị V=1 cho vòng trong Hệ số Kt là hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ, có giá trị Kt = 1 Hệ số K đ phản ánh đặc tính tải trọng, được tra cứu từ bảng 11.3 trang 215, và trong trường hợp tải trọng tĩnh, ta chọn K đ = 1.

Thay vào: Q=XXVXF r Xk t Xk đ = 1 X1 X 3745,7 X1 X1 = 3745,7 (N)

- Thay số vào công thức khả năng tải động của ổ lăn:

- Vậy điều kiện bền theo tải động được thoả mãn.

❖ Chọn ổ theo khả năng tải tĩnh :Theo công thức 11.19[1] trang 221, ta có:

Trong đó: o X 0 -hệ số tải trọng hướng tâm o Y 0 - hệ số tải trọng dọc trục

- Vậy điều kiện bền tĩnh được thoả mãn.

❖ Do đó ta chọn ổ lăn kí hiệu 407 có các thông số sau: d = 35 (mm), D = 100 (mm), B = 25(mm), r = 2,5 (mm), C = 43,6 (kN), C 0 = 31,9(kN).

3.8.2 Tính cho trục 2 a) Chọn loại ổ lăn :

- Theo phần trục đã tính ta có các lực tác dụng lên ổ lăn:

• Tại gối 0:tổng phản lực tác dụng lên ổ lăn:

• Tại gối 1: tổng phản lực tác dụng lên ổ lăn:

- Tiến hành kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn.

- Do tải trọng nhỏ nên ta chọn ổ bi đỡ. b) Chọn cấp chính xác

- Vì hệ thống ổ lăn dùng trong hộp giảm tốc nên ta chọn cấp chính xác 0 c) Sơ bộ chọn kích thước ổ lăn.

Đường kính ngõng trục tại vị trí lắp ổ lăn d U (mm) là yếu tố quan trọng trong thiết kế trục I Để chọn ổ bi đỡ phù hợp, tham khảo bảng P2.7[1] trang 254, ổ lăn ký hiệu 311 được lựa chọn với các kích thước như sau: đường kính trong d = 55 mm, đường kính ngoài D = 120 mm, chiều rộng B = 29 mm, bán kính r = 3 mm, lực định mức C = 56 kN và lực tĩnh C0 = 42,6 kN.

• Chọn ổ theo khả năng tải động:

- Số vòng quay của trục II: n 98,2(v/p) ,khả năng tải động C d được tính theo công thức 11.1[1] trang 213:

Trong đó: o m- là bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn m=3 o L- Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay o L h -Tuổi thọ của ổ lăn tính bằng giờ L h 000 giờ

- Xác định tải trọng động quy ước: với F a =0 theo công thức 11.3[1] trang

Hệ số V đại diện cho số vòng quay, với giá trị V=1 cho vòng trong Hệ số Kt phản ánh ảnh hưởng của nhiệt độ, có giá trị Kt=1 Hệ số Kđ thể hiện đặc tính tải trọng, được tra cứu từ bảng 11.3 trang 215, và chúng ta chọn Kđ=1 cho tải trọng tĩnh.

- Thay số vào công thức khả năng tải động của ổ lăn:

- Vậy điều kiện bền theo tải động được thoả mãn.

❖ Chọn ổ theo khả năng tải tĩnh :Theo công thức 11.19[1] trang 221, ta có:

Trong đó: o X 0 -hệ số tải trọng hướng tâm o Y 0 - hệ số tải trọng dọc trục

- Vậy điều kiện bền tĩnh được thoả mãn.

❖ Do đó ta chọn ổ lăn kí hiệu 311 có các thông số sau: : d = 55 (mm), D = 120 (mm), B = 29(mm), r = 3 (mm), C = 56 (kN), C 0 = 42,6(kN).

3.9 Tính chọn khớp nối trục

3.9.1 Chọn trục nối đàn hồi

Nối trục đàn hồi là hệ thống kết nối hai nửa trục thông qua bộ phận đàn hồi, giúp giảm thiểu va đập và chấn động Bộ phận này không chỉ ngăn ngừa hiện tượng cộng hưởng do dao động xoắn mà còn bù đắp cho độ lệch trục, đảm bảo hiệu suất hoạt động ổn định hơn.

Theo trên:- Mô men xoắn trục II: T ỊỊ 3880 (Nmm)

- Đường kính trục nối đàn hồi d = 55(mm)

- Tra bảng 16.10a và 16-10b[1] trang 68 ta được:

Bảng 3.5: các thông số của trục nối đàn hồi dU D= 170 d m L= 175 l= 110 d 1 D 0 = 130 Z=8 n max = 3600 B= 5 B 1 = 70 l 2 0

Tính chọn then

Then là một loại tiết máy tiêu chuẩn, được chọn và tính toán dựa trên đường kính trục và chiều dài may ơ Trong đồ án này, vì các trục đều nằm trong hộp giảm tốc, chúng ta sử dụng then bằng Để đảm bảo tính công nghệ, chúng ta chọn then giống nhau cho tất cả các trục trên cùng một hệ thống.

Tra bảng 9.1a[1] trang 173 với d 1 6 ( mm ) ta có:

• Chiều sâu rãnh then trên trục t 1 =5 (mm)

• Chiều sâu rãnh then trên lỗ t 2 = 3,3 (mm)

• Chiều dài then: l t =(0,8:0,9).l mc1 = 44:49.5 (mm)

Khoảng cách từ vòng đáy đến then là:

Nên ta không cần lắp then(bánh răng dính liền trục) b) Trục 2:

- Tra bảng 9.1a[1] trang 173 với d 2 ` ( mm] ta có:

• Chiều sâu rãnh then trên trục t i =7 (mm)

• Chiều sâu rãnh then trên lỗ t 2 = 4,4 (mm)

Khoảng cách từ vòng đáy đến then là:

■=> Nên ta phải lắp then.

❖ Kiểm nghiệm then đầu trục lắp bánh răng: chọn kích thước then theo đường kính trục ọ60

Bảng 3.3: Kích thước then trên trục bánh răng ĐK trục d

KT tiết diện then (mm)

BK góc lượn của rãnh r (mm) b h Trên trục t 1 Trên lỗ t2 Nhỏ nhất Lớn nhất

■=> Chọn l t c(mm) y Điều kiện bền dập:

+ Mô men xoắn trên trục 2: T n 3887 (Nmm)

+ Kích thước của then: h = 11(mm), 1 1 =7 (mm)

+ Ứng suất dập cho phép:[ ơ d ] = 150 ( MPa ) Ứng suất dập cho phép đối với mối ghép then với đặc tính tải trọng va đập vừa (Tra bảng 9.5[1] trang 178 )

^ Then thỏa điều kiện bền dập.

+ Kích thước của then: b(mm)

+ ứng suất cắt cho phép.

Với trục làm bằng thép 45 và tải trọng tĩnh thì: [ T ] = ( 60 + 90 ) (MPa)

^ Thỏa mãn điều kiện bền cắt.

❖ Kiểm nghiệm then phần trục lắp trục đàn hồi:

- Chọn kích thước then theo đường kính d3 = 55(mm)có:

Bảng 3.4: Kích thước then trên trục đàn hồi ĐK trục d

KT tiết diện then (mm)

BK góc lượn của rãnh r (mm) b h Trên trục t 1 Trên lỗ t 2 Nhỏ nhất Lớn nhất

Ta chọn: l t 5(mm) ( Tra bảng 9.1a[1] Trang 173)

+ Mô men xoắn trên trục 2: T ỊỊ 3887 (Nmm)

+ Kích thước của then: h = 10(mm), t 1 =6 (mm)

+ Ứng suất dập cho phép:[ 3 d j = 150 ( Mpa ) Ứng suất dập cho phép đối với mối ghép then với đặc tính tải trọng va đập vừa (Tra bảng 9.5[1] trang 178 )

^ Then thỏa điều kiện bền dập.

+ Kích thước của then: b(mm)

+ ứng suất cắt cho phép.

Với trục làm bằng thép 45 và tải trọng tĩnh thì: [ T c ] = ( 60 ^ 90 ) = 90 ( MPa )

^ Thỏa mãn điều kiện bền cắt.

Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

a) Trục I coi như đảm bảo điều kiện bền mỏi. b) Tính cho trục II: Điều kiện để đảm bảo độ bền mỏi của trục theo công thức 10.19[1] trang 195: Trong đó:

• [s]: Hệ số an toàn cho phép [s]=1,2 2,5.

• s ơj , s Tj Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp, công thức 10.20 và 10.21[1] trang 195.

Với ơ -1 - Giới hạn mỏi uốn ứng với chu kì đối xứng ơ - 1 =0,436 ơ b = 0,436.600= 261,6 Mpa

Với T -1 - Giới hạn mỏi xoắn ứng với chu kì đối xứng

❖ Tại tiết diện lắp bánh răng: d 2 ` ( mm )

- Trục quay nếu ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó:công thức 10.22[1] trang 196:

Trong đó: o W 2 -là mô mem uốn cản:

32 d 2 32 60 o M 2 -là momen tổng tại tiết diện 2: M 2 $9740 (Nmm)

Trục quay 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động:công thức 10.23[1] trang 196:

T mj =^aJ T maxj/2 2 W II o T II -momen xoắn tác dụng lên trục II: T n 3887 ( Nmm )

• V Ơ , V T - Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra bảng 10.7[1] trang 197: được T ơ= 0,05 , l l< = 0.

• Kơ d , KT d -Hệ số xác định theo công thức 10.25 và 10.26[1] trang 197:

Với : K x - Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, nó phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt , tra bảng 10.8[1] trang 197 được K x = 1,06

K y - Hệ số tăng bền bề mặt, với ơ b = 600 Mpa tra bảng 10.9[1] trang

- Theo bảng 10.12[1] trang 199, ta dùng dao phay ngón ^ hệ số tập trung ứng suất đối với rãnh then ứng với vật liệu có ơ b = 600 MPa ta chọn Kơ 1,76 và KT = 1,54

- Theo bảng 10.10[1] ta chọn £ ° = 0,785 và £ r = 0,745

■=> Đảm bảo điều kiện bền mỏi.

❖ Tại tiết diện lắp ổ lăn: d 3 U ( mm ]

- Trục quay nếu ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó:công thức 10.22[1] trang 196:

Trong đó: o W 1 -là mô mem uốn cản:

W 1 32 d ■ 32 55 12142,99 1 Nmm í o M 2-là momen tổng tại tiết diện 2: M 1 $5808 i Nmm)

Trục quay 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động:công thức 10.23[1] trang 196:

55 , o T II -momen xoắn tác dụng lên trục II: T II 3887 i Nmm ' Ị

_ T T T _ T II _ 923887 mj - amaxj/ 2-2 W o ^2 x 28476,8“ 6 ’ ( ) y ơ , y T- Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra bảng 10.7[1] trang 197: được T ơ= 0,05 , l l< = 0.

Kơ d , Kx d -Hệ số xác định theo công thức 10.25 và 10.26[1] trang 197:

Với : K x - Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, nó phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt , tra bảng 10.8[1] trang 197 được K x = 1,06

K y - Hệ số tăng bền bề mặt, với ơ b = 600 Mpa tra bảng 10.9[1] trang

- Theo bảng 10.12[1] trang 199, ta dùng dao phay ngón ^ hệ số tập trung ứng suất đối với rãnh then ứng với vật liệu có ơ b = 600 MPa ta chọn Kơ 1,76 và KT = 1,54

- Theo bảng 10.10[1] ta chọn £ ° = 0,7975 và £ T = 0,7525

■=> Đảm bảo điều kiện bền mỏi.

Tính chọn ổ lăn

3.8.1 Tính cho trục I a) Chọn loại ổ lăn :

- Theo phần trục đã tính ta có các lực tác dụng lên ổ lăn:

• Tại gối 2:tổng phản lực tác dụng lên ổ lăn:

• Tại gối 3: tổng phản lực tác dụng lên ổ lăn:

- Tiến hành kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn.

- Do tải trọng nhỏ nên ta chọn ổ bi đỡ. b) Chọn cấp chính xác

- Vì hệ thống ổ lăn dùng trong hộp giảm tốc nên ta chọn cấp chính xác 0 c) Sơ bộ chọn kích thước ổ lăn.

Đường kính ngõng trục tại vị trí lắp các ổ lăn là 35 mm Đối với trục I, chúng ta sử dụng ổ bi đỡ và tham khảo bảng P2.7 trang 254 để chọn ổ lăn ký hiệu 407 với các kích thước: đường kính trong d = 35 mm, đường kính ngoài D = 100 mm, bề rộng B = 25 mm, bán kính r = 2,5 mm, lực C = 43,6 kN và lực C0 = 31,9 kN.

❖ Chọn ổ theo khả năng tải động:

- Số vòng quay của trục I: n = 726,75(v/p) ,khả năng tải động C d được tính theo công thức 11.1[1] trang 213:

Trong đó: o m- là bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn m=3 o L- Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay o L h -Tuổi thọ của ổ lăn tính bằng giờ L h 000 giờ

- Xác định tải trọng động quy ước: với F a =0 theo công thức 11.3[1] trang

Hệ số V biểu thị số vòng quay, với V = 1 cho vòng trong Hệ số Kt được xác định để phản ánh ảnh hưởng của nhiệt độ, với giá trị Kt = 1 Đối với hệ số K đ, liên quan đến đặc tính tải trọng, chúng ta tham khảo bảng 11.3 trang 215 và chọn K đ = 1 cho tải trọng tĩnh.

Thay vào: Q=XXVXF r Xk t Xk đ = 1 X1 X 3745,7 X1 X1 = 3745,7 (N)

- Thay số vào công thức khả năng tải động của ổ lăn:

- Vậy điều kiện bền theo tải động được thoả mãn.

❖ Chọn ổ theo khả năng tải tĩnh :Theo công thức 11.19[1] trang 221, ta có:

Trong đó: o X 0 -hệ số tải trọng hướng tâm o Y 0 - hệ số tải trọng dọc trục

- Vậy điều kiện bền tĩnh được thoả mãn.

❖ Do đó ta chọn ổ lăn kí hiệu 407 có các thông số sau: d = 35 (mm), D = 100 (mm), B = 25(mm), r = 2,5 (mm), C = 43,6 (kN), C 0 = 31,9(kN).

3.8.2 Tính cho trục 2 a) Chọn loại ổ lăn :

- Theo phần trục đã tính ta có các lực tác dụng lên ổ lăn:

• Tại gối 0:tổng phản lực tác dụng lên ổ lăn:

• Tại gối 1: tổng phản lực tác dụng lên ổ lăn:

- Tiến hành kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn.

- Do tải trọng nhỏ nên ta chọn ổ bi đỡ. b) Chọn cấp chính xác

- Vì hệ thống ổ lăn dùng trong hộp giảm tốc nên ta chọn cấp chính xác 0 c) Sơ bộ chọn kích thước ổ lăn.

Đường kính ngõng trục tại vị trí lắp ổ lăn d U (mm) là yếu tố quan trọng trong thiết kế trục Đối với trục I, chúng ta sử dụng ổ bi đỡ và tham khảo bảng P2.7 trang 254 để chọn ổ lăn Ổ lăn được chọn có ký hiệu 311 với các kích thước cụ thể: đường kính trong d = 55 mm, đường kính ngoài D = 120 mm, chiều rộng B = 29 mm, và bán kính r = 3 mm Ngoài ra, tải trọng chịu lực C là 56 kN và tải trọng tĩnh C0 là 42,6 kN.

• Chọn ổ theo khả năng tải động:

- Số vòng quay của trục II: n 98,2(v/p) ,khả năng tải động C d được tính theo công thức 11.1[1] trang 213:

Trong đó: o m- là bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn m=3 o L- Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay o L h -Tuổi thọ của ổ lăn tính bằng giờ L h 000 giờ

- Xác định tải trọng động quy ước: với F a =0 theo công thức 11.3[1] trang

Hệ số V đại diện cho số vòng quay, với V=1 khi vòng trong quay Hệ số Kt phản ánh ảnh hưởng của nhiệt độ và có giá trị Kt=1 Hệ số Kđ được sử dụng để tính đến đặc tính tải trọng, theo bảng 11.3 trang 215, chúng ta chọn Kđ=1 cho tải trọng tĩnh.

- Thay số vào công thức khả năng tải động của ổ lăn:

- Vậy điều kiện bền theo tải động được thoả mãn.

❖ Chọn ổ theo khả năng tải tĩnh :Theo công thức 11.19[1] trang 221, ta có:

Trong đó: o X 0 -hệ số tải trọng hướng tâm o Y 0 - hệ số tải trọng dọc trục

- Vậy điều kiện bền tĩnh được thoả mãn.

❖ Do đó ta chọn ổ lăn kí hiệu 311 có các thông số sau: : d = 55 (mm), D = 120(mm), B = 29(mm), r = 3 (mm), C = 56 (kN), C 0 = 42,6(kN).

Tính chọn khớp nối trục

3.9.1 Chọn trục nối đàn hồi

Trong nối trục đàn hồi, hai nửa trục được kết nối thông qua bộ phận đàn hồi, giúp giảm thiểu va đập và chấn động Bộ phận này còn có khả năng ngăn chặn hiện tượng cộng hưởng do dao động xoắn gây ra và bù đắp cho độ lệch trục.

Theo trên:- Mô men xoắn trục II: T ỊỊ 3880 (Nmm)

- Đường kính trục nối đàn hồi d = 55(mm)

- Tra bảng 16.10a và 16-10b[1] trang 68 ta được:

Bảng 3.5: các thông số của trục nối đàn hồi dU D= 170 d m L= 175 l= 110 d 1 D 0 = 130 Z=8 n max = 3600 B= 5 B 1 = 70 l 2 0

Hình 3.6 Nối trục đàn hồi

3.9.2 Kiểm nghiệm bền dập cho vòng đàn hồi

- Kiểm nghiệm điều kiện bền của vòng đàn hồi và chốt:

+ Điều kiện bền dập của vòng đàn hồi :

Với xích tải theo bảng 16.1[2] trang 58, lấy k= 1,7

T - momen xoắn danh nghĩa trên trục, T = 919017 (N.mm).

Theo bảng 16.10b[2] trang 69 tra được d c = 18 mm, I 3 = 36 mm.

2 kXT _2 X 1,7 X 919017 -ri _ - rA ° d ZXD 0 Xd c xl 3 8 X 130 X 18 X 36 ’ " ^ ơd 3 [Mpa]

+ Điều kiện sức bền của chốt

`,5 ( MPa ) < [ ơ u ] = 70 (MPa) u ZX 0,1 Xd 2 c XD 0 8 X 0,1 X 18 2 X 130 [uJ

- Vậy nối trục đã chọn thỏa mãn điều kiện bền dập và bền uốn.

THIẾT KẾ KẾT CẤU VỎ HỘP GIẢM TỐC VÀ CÁC CHI TIẾT BU-LÔNG CỦA HỘP GIẢM TỐC

Vỏ hộp

Vỏ hộp giảm tốc đúc có nhiều dạng khác nhau nhưng đều có vai trò quan trọng trong việc đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết máy, tiếp nhận tải trọng từ các bộ phận lắp ráp, chứa dầu bôi trơn và bảo vệ các chi tiết khỏi bụi bẩn.

Chỉ tiêu cơ bản của vỏ hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ. ơ d = 2 kXT

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

Vật liệu phổ biển dùng để đúc hộp giảm tốc là gang xám GX 15 - 32 (Chỉ dùng thép khi chịu tải lớn và đặc biệt khi chịu va đập) [2].

4.1.1 Chọn bề mặt lắp ghép giữa nắp và thân

Bề mặt ghép của vỏ hộp, bao gồm nắp ở phần trên và thân ở phần dưới, thường đi qua đường tâm các trục, giúp việc lắp ghép các chi tiết trở nên thuận tiện hơn Sau khi lắp ghép các chi tiết như bánh răng và bạc ổ lên trục, từng trục sẽ được đặt vào vỏ hộp.

Bề mặt ghép thường chọn song song với mặt đế [2].

4.1.2 Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp

❖ Chiều dày thân và nắp: tra bảng 18.1[2] trang 85

Chiều dày thân hộp ỗ: Xác định theo công thức sau

Chiều dày nắp hộp 8 1 : Ỗ 1 = 0,9 8 = 0,9.10=9 mm

❖ Gân tăng cứng: tra bảng 18.1[2] trang 85

❖ Các đường kính bulông và vít: tra bảng 18.1[2] trang 85 và tra bảng phụ lục P3.4[2] trang 216: Đường kính bulông nền d 1 : d 1 > 0,04.a w + 10 = 0,04.175 + 10 = 17,4 mm

Lấy d 1 = 18 mm, chọn bulông M18 ( theo TCVN) Đường kính bulông cạnh ổ d 2 : d 2 = (0,7 0,8).d 1 = (0,7 0,8).18 ,6.14,4

Lấy d 2 = 14 mm, chọn bulông M14 ( theo TCVN) Đường kính bulông ghép bích nắp và thân. d 3 = (0,8 0,9).d 2 = (0,8 0,9).14 = 11,2 12,6

Lấy d3= 12 mm, chọn bulông theo TCVN: M12 Đường kính vít ghép nắp ổ d 4 :

Lấy d4=9 mm, chọn vít M9 (theo TCVN) Đường kính vít nắp cửa thăm d s : d5 = (0,5 0,6).d2 = (0,5 0,6).14 =7 8,4

Lấy d5= 7 mm, chọn vít M7 (theo TCVN)

- Mặt bích ghép nắp và thân:

+ Chiều dài bích thân hộp S 3 :

+ Chiều dày bích nắp hộp S 4 :

54 = (0,9 - 1).S 3 = (0,9 - 1).18 = (16,2 - 18) mm - Chọn S 4 = 17 mm + Bề rộng bích nắp và thân K 3 :

+ Tâm lỗ bulông cạnh ổ: E 2 và C (k là khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ)

+ Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ K 2 :

+ Chiều dày: Khi không có phần lồi S 1

+ Bề rộng mặt đế hộp K 1 và q:

Khe hỡ giữa các chi tiết:

+ Giữa bánh răng với thành trong hộp:

+ Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp:

+ giữa mặt bên các bánh răng với nhau:

Một số chi tiết khác 1 Cửa thăm

4.2.1 Cửa thăm Để kiểm tra quan sát chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp, trên đỉnh hộp có lắp cửa thăm, cửa thăm được đậy bằng nắp, cửa thăm có kết cấu và kích thước như hình vẽ, theo bảng 18-52 [2], trađược các kích thước của cửa thăm.

Bảng 4.1 Kích thước của cửa thăm [2]

Khi nhiệt độ trong nắp tăng cao, việc sử dụng nút thông hơi là cần thiết để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp Các kích thước cụ thể của nút thông hơi được trình bày trong bảng 18-6.

Hình Bảng 4.2: Kích thước của nút thông hơi [2]

Sau một thời gian sử dụng, dầu bôi trơn trong hộp có thể bị bẩn hoặc biến chất, do đó cần thay dầu mới Để thực hiện việc này, cần tháo dầu cũ qua lỗ tháo dầu ở đáy hộp, nơi lỗ tháo dầu được bịt kín bằng nút tháo dầu Kết cấu và kích thước của nút tháo dầu được mô tả trong hình vẽ và các kích thước có thể tham khảo trong bảng 18-7.

Hình 4.4 Hình dạng nút tháo dầu.

Bảng 4.3 Kích thước của nút tháo dầu [2] d b m f L c q D S D

4.2.4 Kiểm tra mức dầu Để kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu, que thăm dầu có kích thước và kết cấu như hình vẽ.

, Hình 4.5 Hình dạng chi tiết kiểm tra ức dầu

Mặt ghép giữa nắp và thân hộp cần nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục để đảm bảo độ chính xác Lỗ trụ trên nắp và thân hộp được gia công đồng thời nhằm duy trì vị trí tương đối giữa nắp và thân trước, trong và sau khi gia công Để thực hiện việc này, hai chốt định vị được sử dụng, giúp ngăn chặn biến dạng vòng ngoài ổ khi xiết bulông.

Hình 4.6 Hình dạng chốt định vị

4.2.6 Ống lốt và nắp ổ Ống lót được dùng để đỡ ổ lăn, tạo thuận lợi cho việc lắp ghép và điều chỉnh bộ phận ổ, đồng thời để che kín ổ tránh sự xâm nhậm của bụi bặm, chất bẩn, ống lót làm bằng gang GX15-32, trong ngành chế tạo máy, kích thước ống lót được chọn như sau:

+ Chiều dầy 5 = 6 8 mm, ta chọn

+ Chiều dầy vai Ỗ 1 và chiều dầy bích ỗ 2

+ Đường kính lỗ lắp ống lót: D’ = D +2 5 = 67 +16 = 83 [mm]

+ Theo bảng 18-2 [2], chọn vít M8 số lượng 6 chiếc (Z = 6)

4.2.7 Bulông vòng Để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc trên nắp và thân thường lắp thêm bulông vòng Kích thước bulông vòng được chọn theo khối lượng hộp giảm tốc Với a 160 mm, hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp, tra bảng 18 - 3b [2], ta có Q = 80(Kg), ta chọn bulông vòng M10.

Bảng 4.4 Thông số kích thước bulông vòng, mm [2]

Bôi trơn hộp giảm tốc 1 Các phương pháp bôi trơn trong và ngoài hộp giảm tốc

Để tối ưu hóa hiệu suất và giảm thiểu mất mát công suất do ma sát, cần bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc Việc này không chỉ giúp giảm mài mòn răng mà còn đảm bảo thoát nhiệt hiệu quả và ngăn ngừa sự han gỉ ở các tiết máy.

4.3.1 Các phương pháp bôi trơn trong và ngoài hộp giảm tốc

4.3.1.1 Bôi trơn trong hộp giảm tốc

Bôi trơn các tiết máy được phân loại thành hai phương pháp chính: bôi trơn ngâm dầu và bôi trơn lưu thông Do các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm có vận tốc dưới 12 m/s, việc bôi trơn bánh răng trong hộp giảm thường được thực hiện bằng phương pháp ngâm dầu.

Với vận tốc vòng của bánh côn v = 1,6 m/s tra bảng 18-11 [2], ta được độ nhớt 186/16 ứng với nhiệt độ 100 C.

Theo bảng 18-13,[2] ta chọn được loại dầu AK-15 có độ nhớt 20Centistoc.

4.3.1.2 Bôi trơn ngoài hộp giảm tốc

Với bộ truyền ngoài hộp khi làm việc sẽ dính bụi bặm do hộp không được che kín nên ta dùng phương pháp bôi trơn định kỳ bằng mỡ.

Bảng 4.5 Thống kê dành cho bôi trơn [2]

Thiết bị cần bôi trơn

Thời giant hay dầu hoặc mỡ

Bộ truyền trong 0,6 lít/KW 5 tháng

Mỡ T Tất cả các ổ và bộ truyền ngoài

2/3 chỗ hổng bộ phận 1 năm

Khi ổ được bôi trơn đúng cách, ma sát và mài mòn sẽ giảm, bảo vệ bề mặt và giảm tiếng ồn Mặc dù ổ lăn có thể sử dụng cả dầu và mỡ để bôi trơn, nhưng mỡ thường được ưa chuộng hơn vì khả năng giữ lại trong ổ tốt hơn và bảo vệ khỏi tạp chất và độ ẩm Hơn nữa, mỡ có khả năng chịu nhiệt độ tốt hơn, giúp duy trì hiệu quả bôi trơn lâu dài.

Để bảo vệ các đầu trục khỏi bụi bẩn và tạp chất, cũng như ngăn chặn mỡ chảy ra ngoài, việc sử dụng vòng phớt là cần thiết Theo bảng 15-17 [2], có thể tra cứu kích thước vòng phớt phù hợp cho các ổ.

Bảng 4.6 Thông số vòng thớt [2] d d i d 2 D a b S o

Bảng 4.7 Bảng thống kê dùng cho bôi trơn [2]

Thiết bị cần bôi trơn

Thời gian thay dầu hoặc mỡ

Dầu ôtô máy kéo Bộ truyền 0,6 lít/Kw 5 tháng

Hình 4.7 Kích thước vòng thớt