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

CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

Chọn động cơ

1.1.1 Xác định công suất động cơ

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

- Do tải trọng không thay đổi nên Pt = Plv = 2.102 (kW)

- Hiệu suất truyền động: (Bảng 2.3/19[1]) η=¿ η ol η x η ol η x η kn η ol= 0,99 3 0,95.0,96.1= 0,88

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

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

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

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

- Công suất cần thiết trên trục động cơ:

0,88 ¿ 2.375 (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 = ubrt uđ = 4 3 = 12

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

- Xác định số vòng quay sơ bộ: nsb ¿nlv ut 12 = 1008 (vg/ph)

- Ta có: Pct ¿ 2.375 (kW) và nsb ¿ 1008 (vg/ph)

→ Chọn động cơ 4A122MA8Y3 với Pđc ¿ 2.8 (kW) > Pct; nđc ¿ 950 (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 ¿ 950

84 ≈ 11.31 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 3.21[1] ta có:

- Có uhgt = ubr = 4.5 (hộp giảm tốc 1 cấp)

- Tính lại tỉ số truyền bộ truyền đai: uđ = u u t brt = 11.31 4.5 =2.51 1.2.3 Xác định công suất, mômen xoắn và số vòng quay các trục

- Công suất trục công tác: P3 = Plv= 2.102 (kW)

- Công suất trục 2: P2 = η P lv ol η kn = 0,99.1 2.102 = 2.123 (kW)

- Công suất trục 1: P1 = η P 2 ol η br = 0,99.0,96 2.123 = 2.234 (kW)

- Công suất trục động cơ: Pđc = η P 1 ol η đ = 0,99.0 95 2.234 = 2.375(kW)

- Số vòng quay trục 1: n1 = n u đc đ = 2.514 950 = 377.82 (vg/ph)

- Trục công tác: nlv = n2 = 84 (vg/ph)

- Mômen xoắn trên các trục: Ti = 9,55.10 n 6 P i i

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

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG

Chọn tiết diện đai

=> Chọn loại đai A, đai thường.

Chọn đường kính đai

- Đường kính bánh đai nhỏ d 1

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

- Tính toán tỉ số truyền thực tế: ut = d d 2

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

Xác định sơ bộ khoảng cách trục a

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

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

-Kiểm tra số vòng chạy : i = v L = 6.96 2,8 = 4,35 ≤ i max (CT4.15[1])

Xác định chính xác khoảng cách trục

- Góc ôm trên bánh đai nhỏ α 1 = 180− 57.(d a 2 −d 1 ) = 180 −57 396.86 ( 355−140 ) 9,1  120

Xác định số đai

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

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

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

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

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

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

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

Xác định thông số cơ bản bánh đai

- Từ số đai z có thể xác định chiều rộng bánh đai B theo công thức:

- Đường kính ngoài bánh đai: d a 1 = d 1 +2 h 0 = 140+ 2 3,3 = 146,6 (mm) d a 2 = d 2 +2 h 0 = 355+ 2.3,3 = 361,6 (mm) d f 1 =d a 1 −2 H = 146,6 - 2.12,5 = 121,6 (mm) d f 2 =d a 2 −2 H = 630,6 - 2.12,5 = 336,6 (mm)

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

Xác định lực căng ban đầu và tác dụng lên trục

- Lực căng đai ban đầu: ( CT4.19[1])

+ Với Fv: Lực căng do lực hướng tâm gây ra

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

- Lực tác dụng lên trục ( CT 4.21[1])

Bảng thông số bộ truyền đai

Thông số Ký hiệu Giá trị Đường kính bánh đai nhỏ 140 Đường kính bánh đai lớn 355 Đường kính đỉnh bánh đai nhỏ 146,6 Đường kính đỉnh bánh đai lớn 361,6

Góc ôm bánh đai nhỏ 149,12

Lực tác dụng lên trục 1377,72

Góc chêm rãnh đai φ ( ° ) 38 Đường kính chân bánh đai nhỏ d f1 (mm) 121,6 Đường kính chân bánh đai lớn d f2 (mm) 336,6

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG

Chọn vật liệu bánh răng

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

Cụ thể, theo bảng 6.1[1] chọn:

+ Bánh nhỏ: thép C45 tôi cải thiện có σ b 1 =¿ 750 MPa, σ ch1 = 450 MPa, HB1 = 210 HB

+ Bánh lớn: thép C45 tôi cải thiện có σ b 2 = 750 MPa, σ ch2 = 450 MPa, HB2 = 195 HB

Thỏa mãn HB1 ≥ HB2 + ( 10 15) HB

Xác định ứng suất cho phép

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

- Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB 1 = 210 ; độ rắn bánh lớn HB 2 = 195, khi đó σ Hlim1 o = 2 HB 1 + 70 = 2 210 + 70 = 490 (MPa) ; σ Flim1 o = 1,8.210 = 378 (MPa); σ Hlim o 2 = 2 HB 2 +70 = 460 (MPa) ; σ Flim2 o = 1,8.195 = 351 (MPa);

- Số chu kỳ chịu tải:

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

[ σ ¿¿ H 2] ¿ = ( σ Hlim o 2 KHL2)/SH = 460.1/1,1 = 418,18(MPa) Bánh răng trụ răng thẳng => [ σ H ] sb = 418,18 (MPa)

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

[ σ ¿¿ F 2] ¿ = ( σ Flim2 o KFC.KFL2)/SF = 351.1.1/1,75 = 200,57 (MPa)

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

CT 6.15a[1] a w = Ka (ubr+1) √ 3 [σ H T ] 2 sb 1 K u br Hβ Ψ ba

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

Tra bảng 6.7 với ψ bd = 0,87 ta được K Hβ = 1,027

 a w = Ka.(ubr+1) √ 3 [ σ H T ] sb 2 1 u K br Hβ Ψ ba = 49,5.(4,5+1).√ 3 418,18 56481,93 2 4,5 0,3

Xác định thông số ăn khớp

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

- Tỉ số truyền thực: ut = Z Z 2

=> Sai lệch tỉ số truyền Δu = 0 < 4%

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

=> Lấy aw* = 170 aw* = aw => Không dùng dịch chỉnh

- Xác định góc ăn khớp: cos(αtw) = ( Z¿¿1+ Z ¿¿ 2 2) a m cos ⁡ (20) w ¿¿ = ( 31+ 139 2.170 ) 2 cos ⁡ ( 20° ) = 0,93969

Xác định chính xác ứng suất cho phép

- Xác định đường kính vòng lăn: d w 1 = u 2 a w brt + 1 = 4,5+1 2.170 = 62 (mm) (Bảng 6.11[1]) d w 2 = 2 a w - d w 1 = 2 128 – 64 = 278 (mm)

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

- Xác định ứng suất cho phép:

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

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 = 1

Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng

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

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

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

ZH = √ sin 2.cos (2 α β tw b ) = √ sin 2.cos( (2 20) 0) = 1,76 (CT6.34[1])

- Hệ số trùng khớp ngang: ε α = [1,88 – 3,2 ( Z 1

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

- Hệ số trùng khớp dọc: ε β =¿ b w sin β m π = 0

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

- Xác định hệ số tải trọng KH:

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

Hệ số K Hα = 1 được sử dụng để phản ánh sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng của vành răng Điều này giúp đánh giá chính xác hơn về hiệu suất và độ bền của vành răng trong các ứng dụng cơ khí.

-Hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp K Hv = 1+ 2 T v H b w d w1

Với v H = δH g0 v √ a w /u g0 = 38 với CCX6 (Bảng 6.16[1]) δH= 0.004 (Bảng 6.15[1])

- Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc: σ H =¿ ZM.ZH Z ε √ 2 T b 1 K w u H t d (u w 2 t 1 + 1) = 274 1,76 0,87.√ 2.59481,93.1,21.( 4,5 +1)

=> Thỏa mãn độ bền tiếp xúc

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

- Xác định hệ số tải trọng khi tính về uốn KF: (CT 6.45[1])

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

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

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

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

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

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

- Xác định hệ số kể đến độ nghiêng của răng

- Xác định số răng tương đương: z v1 = z11 z v2 =¿z2 = 139

- Tra bảng 6.18 theo số răng tương đương Z1v, Z2v và hệ số dịch chỉnh x1 = x2 0, ta được hệ số dạng răng: YF1 = 3,8; YF2 = 3,6

- Kiểm nghiệm về độ bền uốn: σ F 1 = 2T 1 K b F Y ε Y β Y F 1 w d w 1 m n = 2.59481.93 1,95.0,57 1.3,8

=> Thỏa mãn về độ bền uốn

Xác định các thông số khác của bộ truyền

- Đường kính đỉnh răng: da1 = d1 + 2(1+x1- Δ y ) = 64 (mm) da2 = d2 + 2(1+x2- Δ y ) = 280 (mm)

- Đường kính đáy răng: df1 = d1 - (2,5 - 2x1) = 59.5 (mm) df2 = d2 - (2,5 - 2x2) = 275,5(mm)

Fr1 = Fr2 = F t1 tan α tw = 1827.35 tan 20 ° = 816.81 (N)

Thông số Ký hiệu Giá trị Đơn vị

Khoảng cách trục aw 170 mm

Số răng bánh bị dẫn Z2 139

Góc nghiêng răng trên trục cơ sở β b 0 °

Chiều rộng vành răng là 51 mm, với đường kính vòng lăn bánh dẫn đạt 62 mm và đường kính vòng lăn bánh bị dẫn là 278 mm Đường kính đỉnh răng bánh dẫn là 64 mm, trong khi đường kính đỉnh răng bánh bị dẫn là 280 mm Đường kính chân răng bánh dẫn là 59,5 mm và đường kính chân bánh bị dẫn là 275,5 mm.

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

Chọn vật liệu chế tạo trục

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

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

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

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

Xác định lực và phân bố lưc tác dụng lên trục

4.2.1 Bộ truyền bánh răng trụ thẳng

Fr1 = Fr2 = F t cos 1 tan β α = 1827,35 1 tan20 = 665,1 (N)

- Lực tác dụng lên trục:

- Mômen xoắn trên khớp nối:

K tra bảng 16.1[2]: k= 1,3 T: momen xoắn cần truyền: T= T2= 241561,94 (N.mm)

- Lực vòng trên khớp nối:

130 = 4831,23 (N) Tra bảng 16.10a với Tt = Tđc, ta có: Dt = 130 (mm)

- Lực hướng tâm tác dụng lên trục:

Xác định sơ bộ khoảng cách trục

Sử dụng công thức thực nghiệm

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

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

Xác định chiều dài mayo

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

+ Số trục trên hộp giảm tốc: t = 2

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

+ i = 2….s là số chi tiết quay (3)

+ 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

+ nửa khớp nối vòng lm23 = 2,5 dII = 2,5 55 = 137,5 (mm)

+ bánh răng trụ lm22 = 1,5 dII = 1,5 55 = 82,5 (mm)

Khoảng cách từ ổ bi 0 đến

+ Công xon trục 2 tính từ chi tiết 3: lc23 = 0,5*(l23+b02)+k3+hn=0,5 (137,5+29)+15+208,25.

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

- Sơ đồ phân bố lực:

- Biểu đồ nội lực và mô phỏng trục 2:

- Tính Momen tại tiết diện nguy hiểm:

- Tính đường kính tiết diện nguy hiểm:

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

+ d23 = √ 3 0,1 M td [σ 23 ] = √ 3 220115.09 0,1.54,5 = 34,3 ( mm) => Chọn dA = 36 (mm)+ d20 = √ 3 0,1 M td [σ 20 ] = √ 3 278970,54 0,1.54,5 = 38.2, (mm) => Chọn dB = dD = 40 (mm)+ d22 = √ 3 0,1 M td [σ 22 ] = √ 3 306217,89 0,1.54,5 = 38,3 (mm) => Chọn dC = 40 (mm)

- Sơ đồ phân bố lực:

- Biểu đồ nội lực và mô phỏng trục 1:

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

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

+ d12 = √ 3 0,1.[ M td 12 σ ] = √ 3 48908,3 0,1.64 = 19,69 (mm) => Chọn d12 = 20 (mm)+ d10 = √ 3 0,1.[ M td 10 σ ] = √ 3 69533,6 0,1.64 = 22,1 (mm) => Chọn d10 = d11 % (mm)+ d13 = √ 3 0,1.[ M td 13 σ ] = √ 3 59030,88 0,1.64 = 20, 1 (mm) => Chọn d13 = 25 (mm)

Kiểm nghiệm trục

4.5.1 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Kết cấu trục được thiết kế để đảm bảo độ bền mỏi cần thiết, với hệ số an toàn tại các chi tiết nguy hiểm phải thỏa mãn điều kiện: s j = s σj s τj.

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

K δdj τ aj +ψ δ δ mj sτ: hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất tiếp

Giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng được xác định bởi σ-1 = 348,8 MPa và τ-1 = 202,304 MPa, trong đó hệ số ảnh hưởng của sự tập trung ứng suất đến độ bền mỏi được xem xét Hệ số kích thước được tham khảo từ bảng 10.4/tr198[1] Biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp tại tiết diện được ký hiệu là Ϭ a và Ϭ m Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng với Ϭ mj = 0 và Ϭ aj = Ϭ max = W M j Biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp tại tiết diện j được ký hiệu là τ a và τ m.

-Đối với tiết diện tròn

-Đối với tiết diện có 1 rãnh then

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

-Đối với tiết diện 1 rãnh then

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

Wvà Wo: momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện của trục.

Các thông số đầu vào trong việc kiểm nghiệm trục:

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

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

4.5.2 Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh

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

[Ϭ] = 0,8Ϭch Ϭ1 = 31,63 MPa, τ 1 ,07 MPa Suy ra Ϭtd1= 36,42 (MPa) Ϭ2 = 26,77 MPa, τ 2 ,85 MPa Suy ra Ϭtd2 = 33,32 (MPa)

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

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ THEN VÀ Ổ LĂN

Tính mối ghép then

*Chọn then bằng theo bảng 9.1[1]

Tại vị trí lắp bánh răng:

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

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

T: mômen xoắn trên trục d: đường kính trục lt, b, h, t kích thước then

[d]: ứng suất dập cho phép (MPa)

[c]: ứng suất cắt cho phép (MPa)

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

Kết luận: Then thỏa mãn.

Chọn ổ lăn và kiểm nghiệm ổ lăn

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

Để đáp ứng yêu cầu về độ cứng và độ chính xác giữa trục và bánh răng trụ thẳng, cần chọn ổ đỡ phù hợp theo bảng P2.7 Dựa vào đường kính ngõng trục là d = 25mm, chúng ta có thể sơ bộ lựa chọn ổ bi đỡ cỡ trung.

Kí hiệu 305 có các thông số sau: d (mm) D (mm) B (mm) r (mm) d bi (mm) C (kN) C0 (kN)

* Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn

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

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

 Q – tải trọng động quy ước (KN) được xác định theo công thức 11.3Tr114[1]

Hệ số V phản ánh vòng quay, cụ thể là vòng trong quay, được tính bằng công thức V = 1 k t Hệ số nhiệt độ k t có giá trị k đ = 1, cho thấy ảnh hưởng của nhiệt độ đến hiệu suất Ngoài ra, hệ số này cũng liên quan đến đặc tính tải trọng, đặc biệt là trong trường hợp tải trọng tĩnh và hộp giảm tốc công suất nhỏ.

Theo bảng 11.4 với ổ bi đỡ:

 X – hệ số tải trọng hướng tâm

 Y – hệ số tải trọng dọc trục

 Tải trọng quy ước tác dụng vào ổ:

 Khả năng tải động của ổ lăn

=> Thỏa mãn khả năng tải động

Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ lăn

 Tra bảng B11.6Tr221[1] ta được:

 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ:

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

Ta có: d= 40 mm Ổ lăn 20 : F r 21 = √ X 21 2 + Y 21 2 71,8 N Ổ lăn 20 : F r20 = √ X 20 2 + Y 20 2 97,87 N

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

Kí hiệu 700107 có các thông số sau: d(mm) D(mm) B(mm) r(mm) C(kN) C0(kN)

* Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn

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

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

 Q – tải trọng động quy ước (KN) được xác định theo công thức 11.3Tr114[1]

Hệ số V được xác định dựa trên vòng quay, cụ thể là vòng trong quay với công thức V = 1 k t Hệ số nhiệt độ k t có giá trị k đ = 1, phản ánh ảnh hưởng của nhiệt độ Ngoài ra, hệ số này cũng tính đến đặc tính tải trọng, đặc biệt là tải trọng tĩnh, đối với hộp giảm tốc công suất nhỏ.

Theo bảng 11.4 với ổ bi đỡ:

X – hệ số tải trọng hướng tâm

Y – hệ số tải trọng dọc trục

Theo bảng B11.4Tr216[1] ta có:

 Tải trọng quy ước tác dụng vào ổ:

 Khả năng tải động của ổ lăn

Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ lăn

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

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

 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ:

⇒ Ổ lăn thỏa mãn khả năng tải tĩnh.

KẾT CẤU VỎ VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ

Tổng quan về vỏ hộp

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

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

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

- Khối lượng nhỏ. c) Cấu tạo, vật liệu

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

- Vật liệu: gang xám GX15-32

Thiết kế vỏ hộp

Tên gọi Biểu thức tính toán Giá trị

Nắp hộp, δ 1 δ = 0,03.aw + 3 > 6 mm aw = 170 mm δ 1 = 0,9 δ δ = 8 mm δ 1 = 7,2 mm Gân tăng cứng

Chiều dày, e Chiều cao, h Độ dốc e = 0,8 δ h < 58 Khoảng 2° e = 6,5 mm 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 = 17 mm d2 = 12 mm d3 = 12 mm d4 = 8 mm d5 = 6 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) và δ Δ 1 ≥ (3 ÷ 5) δ, tùy thuộc vào loại hộp giảm tốc và lượng dầu bôi trơn trong hộp Cụ thể, Δ ≥ δ với Δ = 9 mm và Δ 1 = 24 mm.

Z = (200 L+ ÷ B 300) 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 các nguyên nhân gây hỏng hóc ổ.

• Chọn loại chốt định vị là chốt côn

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

Tên chi tiết: Cửa thăm

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

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

Tên chi tiết: nút thông hơi

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

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

Tên chi tiết: nút tháo dầu

Sau một thời gian sử dụng, dầu bôi trơn trong hộp có thể bị bẩn do bụi bẩn hoặc tác động của mài mòn, dẫn đến việc dầu bị biến chất Để đảm bảo hiệu suất làm việc, cần thay dầu mới Việc tháo dầu cũ được thực hiện qua lỗ tháo dầu ở đáy hộp, lỗ này thường được bít kín bằng nút tháo dầu trong quá trình làm việc.

 Thông số kích thước (số lượng 1 chiếc): tra bảng 18.7Tr93[2] ta được d b m f L c q D S Do

Tên chi tiết: Que thăm dầu.

Que thăm dầu đóng vai trò quan trọng trong việc kiểm tra mức và chất lượng dầu bôi trơn trong hộp giảm tốc Để đảm bảo việc kiểm tra diễn ra thuận lợi, đặc biệt trong môi trường làm việc 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 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 ra mài mòn và han gỉ cho ổ lăn.

 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) Đệm bảo vệ

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 các vòng không bị trượt trên bề mặt trục hoặc lỗ trong quá trình làm việc, việc lựa chọn kiểu lắp trung gian là cần thiết Kiểu lắp này sử dụng các vòng không quay và có độ dôi với các vòng quay, giúp tăng cường hiệu suất hoạt động.

 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 giữa trục và bánh răng, việc sử dụng then bằng là lựa chọn phổ biến Tuy nhiên, mối ghép then thường không hoàn toàn khít do rãnh then trên trục có thể bị phay không chính xác Để khắc phục tình trạng này, cần tiến hành cạo then theo rãnh then để đảm bảo sự lắp ghép chính xác.

 Lắp bánh răng lên trục theo kiểu lắp trung gian:

∅ H 7 k 6 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 II Trục I : : b×h× b×h × 8 9 chọn chọn: : P P 9(12 9 ( 14 −0,061 −0,018 −0,061 −0,018 ) )

Sai lệch chiều sâu rãnh then:

{ Trục II Trục I : : t t =5,0 =5,5 mm mm⇒ ⇒ N N max max =+0,2 =+ 0,2 mm mm

Bôi trơn hộp giảm tốc

Bôi trơn máy móc có thể được phân chia thành hai phương pháp chính: bôi trơn ngâm dầu và bôi trơn lưu thông Trong trường hợp các bánh răng trong hộp giảm tốc có vận tốc dưới 12 m/s, phương pháp bôi trơn ngâm dầu là lựa chọn phù hợp để đảm bảo hiệu suất hoạt động và bảo vệ các chi tiết máy.

 Với vận tốc vòng của bánh răng trụ thẳng : v = 2,77 (m/s)

 tra bảng 18.11Tr100[2], ta có được độ nhớt để bôi trơn là :

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

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 kỹ thuật giúp giảm ma sát và mài mòn, bảo vệ bề mặt các chi tiết kim loại khỏi tiếp xúc trực tiếp Điều này không chỉ tăng tuổi thọ của ổ lăn mà còn giảm tiếng ồn trong quá trình hoạt động.

Ổ lăn thường được bôi trơn bằng dầu hoặc mỡ, nhưng mỡ thường được ưa chuộng hơn vì khả năng giữ lại chất bôi trơn trong ổ tốt hơn Mỡ không chỉ giúp bảo vệ ổ khỏi tạp chất và độ ẩm mà còn ít bị ảnh hưởng bởi nhiệt độ, cho phép sử dụng lâu dài Theo bảng 15.15aTr44[2], loại mỡ LGMT2 được khuyến nghị sử dụng và chiếm 1/2 khoảng trống trong ổ.

Bảng dung sai lắp ghép

Trục Vị trí lắp Kiểu lắp Lỗ Trục

Trục I Trục lắp bánh đai ỉ 21

Vòng ngoài của ổ và vỏ ỉ 125 H 7 ỉ 125 + 0 0,035

Trục và vòng chắn dầu ỉ 25

Trục II Vỏ và nắp ổ ỉ 125 H 7 h 6 ỉ 125 + 0 0,035 ỉ 125 −0,022 0

Trục và vòng chắn dầu ỉ 40