Thuyết minh đồ án chi tiết máy tính toán động học hệ đẫn động cơ khí

Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp củng cố lại các kiến thức đãhọc trong các môn: Nguyên Lý Máy, Chi Tiết Máy, Vẽ Kỹ Thuật Cơ Khí… và giúpsinh viên có cái nhìn tổng quan về

Tính công suất cần thiết của động cơ

24; K năm = 0,6 = 365 a +t p = 16,08 h: số giờ làm việc thực tế trong ngày.

+a = 219 ngày: số ngày làm việc trong năm.

+Thời hạn phục vụ: 5 năm.

 Tổng thời gian làm việc: t Σ ,08.219.5607,6(h)

- Công suất cần thiết trên trục động cơ là:

Với: Pt là công suất tính toán trên trục máy công tác (KW). η là hiệu suất truyền động.

Do tải trọng không đổi nên công suất tính toán là công suất làm việc trên trục máy công tác:

 Do tải trọng của bộ truyền thay đổi nên ta phải tính tải trọng tương đương:

Hiệu suất truyền động: (Các trị số hiệu suất được tra trong bảng 2.3 tr19) η = η 2 brk η 3 ol η 2 kn

Với η brk = 0,96 là hiệu suất của các cặp bánh răng trụ kín. η ol = 0,99 là hiệu suất các cặp ổ lăn. η kn = 1 là hiệu suất khớp nối.

Thay (1) và (2) vào (*), ta được:

Chọn tốc độ đồng bộ động cơ

+ut là tỷ số truyền hệ thống, ut = uh = 26

+uh = 26 là tỷ số truyền của truyền động bánh răng trụ hộp giảm tốc hai cấp (8 ÷ 40).

=> Vậy nsb = nlv.ut = 53,895.26= 1401,27 (vg/ph)

Chọn động cơ

Căn cứ vào bảng: “Các thông số kỹ thuật của động cơ 4A” phụ lục P1.3 trang

238 Sách ‘Tính toán thiết kế HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ‘ ta chọn động cơ

Thoả điều kiện: T T mm =1,5 ≤ T T k dn

Phân phối tỷ số truyền

- Tỷ số truyền của hệ dẫn động là: ut = uc = nđc/nlv = 1455/53,895 = 26,997

- Đối với hộp giảm tốc đồng trục cũng còn dùng cách phân u h cho các cấp theo công thức: u1 = u2 = √ u h = √ 26=5,1

- Kiểm tra sai số cho phép về tỷ số truyền: u t =u 1 u 2 =5,1.5,1&,01

Tính công suất, vòng quay và momen trên các trục

- Công suất trên các trục:

*Chú ý: Công suất động cơ tính toán P đc = 6,089 (kW) phải nhỏ hơn công suất lựa chọn P đc = 7,5 (kW); n đc = 1455 (vòng/phút).

- Số vòng quay của các trục: n 1 =n đ c 55 (vòng/phút) n 2 =n 1 u 1 55 5,1 ≈285,294 (vòng/phút) n 3 =n 2 u 2

(5,294 5,1 ≈55,94 (vòng/phút) n Tang =n 3 U,94 (vòng/phút)

- Momen các trục quay công tác:

Từ các kết quả trên ta có bảng:

Trục Động cơ Động Cơ I II III

THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG

Chọn vật liệu

Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất trong thiết kế ta chọn vật liệu hai cấp bánh răng là như nhau:

- Bánh Nhỏ: thép C45, tôi cải thiện, đạt độ cứng rắn

- Bánh Lớn: thép C45, tôi cải thiện, đạt độ cứng rắn

Xác định các ứng suất cho phép

Theo bảng 6.2 (sách TTTKHDĐCK trang 94) với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180 350 σ Hlim ° = 2HB + 70; S H = 1,1; σ Flim ° = 1,8HB; S F = 1,75

Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB 1= 245; độ rắn bánh răng lớn HB 2 = 230, khi đó σ Hlim1 ° =2 HB 1+ 70 = 2.245 + 70 = 560 MPa ; σ Flim ° = 1,8.245 = 441 MPa σ Hlim2 ° =2 HB 2+ 70 = 2.230 + 70 = 530 MPa ; σ Flim ° = 1,8.230 = 414 MPa

Số chu kỳ cơ sở khi tính độ bền tiếp xúc theo công thức 6.5 (sách TTTKHDĐCK trang 93) N Ho = 30H 2,4 HB

Vì bộ truyền làm việc có tải trọng thay đổi, nếu số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương được tính theo công thức 6.7 (sách TTTKHDĐCK trang 93) :

Với: * c = 1: số lần ăn khớp trong 1 lần quay.

* Ti: moment xoắn ở chế độ i.

* ni: số vòng quay bánh dẫn

* ti = 16,08.219.5 = 17607,6 (h): tổng thời gian làm việc.

Do thời gian khỏi động máy có 3s quá nhỏ so với thời gian làm việc, nên ta có thể tạm thời bỏ qua:

Do đó: K HL2 = 1 suy ra N HE 1> N Ho1 do đó K HL1= 1

Như vậy theo công thức 6.1a (sách TTTKHDĐCK trang 93) sơ bộ xác định được:

Với cấp nhanh sử dụng bánh răng nghiêng do đó theo công thứ 6.12 (sách

Với cấp chậm sử dụng bánh răng thẳng nên:

Theo công thức 6.7 (sách TTTKHDĐCK trang 93):

Do thời gian khởi động máy có 3s quá nhỏ so với thời gian làm việc nên ta có thể tạm thời bỏ qua:

Vì N FE2 !,239.10 7 >N F 0 =4.10 6 Do đó: K HL2=1=¿K HL1 =1

Do đó theo công thức 6.2a (sách TTTKHDĐCK trang 93) với bộ truyền quay 1 chiều K FC = 1 ta được:[ σ F ] = σ Flim o

*Ứng suất tải cho phép : theo công thức 6.13 trang 95 và 6.14 trang 96:

+ Ứng tiếp xúc quá tải cho phép:

+ Ứng suất uốn quá tải cho phép:

Tính toán cấp nhanh: bộ truyền bánh răng trụ nghiêng và Tính toán cấp chậm: bộ truyền bánh răng trụ thẳng

3.1 Cấp nhanh: a Xác định sơ bộ khoảng cách trục a w =k a (u+1) 3

- Hệ số chiều rộng vành răng: ψ ba = 0,3 (theo bảng tra 6.6 sách TTTKHDĐCK trang 97)

- Với bánh răng trụ răng nghiêng: k a = 43 (theo bảng tra 6.5 sách

- Theo công thức 6.16 (sách TTTKHDĐCK trang 97) ta có: ψ bd =0.53 ψ ba (u + 1) = 0,53.0,3 (5,1 + 1) = 0,97 Theo bảng chọn 6.7 (sách TTTKHDĐCK trang 98) ta chọn K Hβ = 1,05 (sơ đồ 6)

- T 1ta lấy từ bảng số liệu phần 1.

 Lấy a w 1 = 141 (mm) b Xác định các thông số ăn khớp

Vì đề là hộp giảm tốc 2 cấp khai triển và đồng trục, nên khoảng cách trục không thay đổi: a w 1mm

Theo công thức 6.17 (sách TTTKHDĐCK trang 97) ta có : m = (0,01 ÷ 0,02) a w = (0,01 ÷ 0,02) 141 = 1,41 ÷ 2,82 (mm) Theo bảng chọn 6.8 (sách TTTKHDĐCK trang 99) ta chọn modum pháp m 1,5

Chọn sơ bộ β ° , do đó cosβ= 0,9848

Theo công thức 6.31 (sách TTTKHDĐCK trang 103) số bánh răng nhỏ:

Số bánh răng lớn: Z 2=u 1 Z 1= 5,1 30 = 153 => lấy Z 2=¿153 răng

Do đó tỷ số truyền thực sẽ là u m = 153 30 = 5,1

Từ đó ta tính toán lại góc nghiêng β : cosβ=m (Z 1 +Z 2 )

Vì số răng z1 lớn hơn hoặc bằng 30 nên ta không cần phải dịch chỉnh. c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo công thức 6.33 (sách TTTKHDĐCK trang 105), ta có: σ H =Z M Z H Z ε d w 1 √ 2 T 1 K b w Hβ u (u 1 +1 )

- ZM: hệ số kể đến cơ tính vật liệu.

Vật liệu là thép có ZM = 274 MPa 1/3 (bảng 6.5 trang 96)

- Theo 6.35 tan β b = cos α t tan β = cos (20 , 502° ) tan (1 3,244 ° ) = 0,2205

Với α t = α tw = arctan (tan α /cos β ) = arctan (tan20/0, 9734) = 20,502 °

- Z H - Hệ số kể đến hình dạng tiếp xúc:

Z H =√ 2 cos sin 2 α β tw b = √ 2 cos sin ⁡(2 20,502 ⁡(12,432 ° °)) = 1,725

- Theo 6.37 trang 105 ε β =b w sinβ π mB,3.sin(¿13,244°) π.1,5 =2,056¿ Với: b w =ψ ba a w =0,3 141B,3mm

- Đường kính vòng lăn bánh nhỏ là: d w 1 = 2.a w

Với v = 3,522 m/s → Dùng cấp chính xác 9 (Theo bảng 6.13 [TL1])

Theo bảng 6.14 [TL1] với cấp chính xác 9 và vận tốc vòng v < 5 m/s

⇒ Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng: K Hα = 1,16

Cường độ tải trọng động: ν H = δ H go.v.√ a u w t

+go = 73 (Hệ số kể đến sai lệch bước răng - Bảng 6.16 T106).

+ δ H = 0,002 (Hệ số kể đến sai lệch ăn khớp - Bảng 6.15 T106).

Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp:

2.39965,601 1,05.1,16 = 1,054 Theo công thức 6.39, Hệ số KH:

KH = K Hβ K Hα K Hv = 1,05.1,16.1,054 = 1,284 Thay các giá trị KH, ZM, ZH, Zε vào công thức 6.33 [TL1] ta được: σ H =Z M Z H Z ε √ 2 T b 1 w K u m H d (u w 2 m + 1 1)

*Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:

Theo công thức 6.1 [TL1] với vận tốc vòng v = 3,522 m/s < 5 m/s

⇒ Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng: Zv = 1

Với cấp chính xác động học là 9 → chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 → cần gia công đạt độ nhám: Ra = 2,5 ÷ 1,25 μmm

Với đường kính da < 700 mm, hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước bánh răng KxH = 1

⇒ Theo công thức 6.1 [TL1] và công thức 6.1a [TL1]:

 σ H < [ σ H ], Thoả mãn điều kiện tiếp xúc. d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Theo công thức 6.43 ta có: Ứng suất uốn tại chân răng: σ F1 = 2.T1.KF Y ε Y β Y F1 1 b w d w 1 m

KF: Hệ số tải trọng tính theo độ bền uốn

Y β : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng

Y F1 : Hệ số dạng răng Theo bảng 6.7: K Fβ = 1,1

Theo bảng 6.14 và với v = 3,522 m/s < 5 m/s, với cấp chính xác 9 ta có:

K Fα = 1,40 Theo ct 6.47 Cường độ tải trọng động: ν F = δ F go.v.√ a u w t δ F = 0,006 (Hệ số kể đến sai lệch ăn khớp - Bảng 6.15). go = 73 (Hệ số kể đến sai lệch bước răng - Bảng 6.16).

Hệ số tải trọng động khi tính theo độ bền uốn:

Theo bảng 6.18 ta có: Các hệ số dạng răng: YF1 = 3,8

Với m = 1,5, Hệ số kể đến độ nhạy của vật liệu với sự tập trung ứng suất:

YR: Hệ số xét đến độ nhám mặt lượn chân răng YR = 1

KxF = 1 (Hệ số ảnh hưởng kích thước bánh răng với da < 400 mm)

Do đó theo công thức 6.2 và 6.2a Ứng suất uốn cho phép:

[ σ F2 ] = [ σ F ] 2 Y R Y S K xH = 236,5.1.1,05.1 = 248,7555 (MPa) Thay [ σ F1 ], [ σ F2 ] vào công thức 6.43 T107 ta được: σ F1 = 2.T1.KF Y ε Y β Y F1/ ¿ ¿ d w 1.m) ≤ [ σ F1 ]

 Thoả mãn điều kiện bền uốn. e Kiểm nghiệm răng về quá tải

Ta có hệ số quá tải:

T =1,5 Theo công thức 6.48: σ H 1 max = σ H √ K qt B1,812 √ 1,5 = 516,612 MPa < [ σ H ]max = 1260 MPa Theo công thức 6.49: σ F1max = σ F1 K qt = 95,547 1,5 = 143,321 MPa < [ σ F1]max = 464 MPa σ F2max = σ F2 K qt = 90,518 1,5 = 135,777 MPa < [ σ F2]max = 360 MPa

⇒ Thoả mãn điều kiện về quá tải. f Bảng các thông số

Các thông số và kích thước bộ truyền cấp nhanh bánh răng trụ răng nghiêng:

Tên gọi Ký hiệu Kích thước Đơn vị

Chiều rộng vành răng b w b w = 42,3 mm

Góc nghiêng của răng β β = 13,244 o Độ

Hệ số dịch chỉnh x x 1 = x 2 = 0 mm Đường kính chia d d 1 = 46 d 2 = 236 mm mm Đường kính đỉnh răng d a d a1 = 49 d a2 = 239 mm mm Đường kính đáy răng d f d f1 = 42,25 d f2 = 232 mm mm

- Đường kính chia: d1 = m Z 1 cosβ = 0,9734 1,5.30 = 46 (mm) d2 = m Z 2 cosβ = 1,5.153 0,9734 = 236 (mm)

- Đường kính đỉnh răng: da1 = d1 + 2.m = 46 + 2.1,5 = 49 (mm) da2 = d2 + 2.m = 236 + 2.1,5 = 239 (mm)

- Đường kính đáy răng: df1 = d1 – 2,5.m = 46 – 2,5.1,5 = 42,25 (mm) df2 = d2 – 2,5.m = 236 – 2,5.1,5 = 232 (mm)

3.2 Cấp chậm: a Xác định sơ bộ khoảng cách trục a w 2 =k a (u−1) √ 3 T 2 ¿ ¿ K Hβ ¿

- Hệ số chiều rộng vành răng: ψ ba = 0,375 (theo bảng tra 6.6 sách TTTKHDĐCK trang 97)

- Với bánh răng trụ răng thẳng k a = 49,5 (theo bảng tra 6.5 sách TTTKHDĐCK trang 96)

- Theo công thức 6.16 (sách TTTKHDĐCK trang 97) ta có ψ bd =0.53 ψ ba (u −¿1) = 0,53.0,375 (5,1 −¿1) = 0,81 Theo bảng chọn 6.7 (sách TTTKHDĐCK trang 98) ta chọn K Hβ = 1,05 ( Sơ đồ 5 )

- T 2ta lấy từ bảng số liệu phần 1.

 Lấy a w 2 = 141 (mm) vì đồng trục b Xác định các thông số ăn khớp

Môđun sơ bộ được tính theo công thức 6.17, với giá trị m nằm trong khoảng (0,01÷0,02) và w là (0,01÷0,02) nhân với 141, cho kết quả là 1,41 ÷ 2,82 (mm) Để đảm bảo tính thống nhất trong thiết kế, modun tiêu chuẩn của bánh răng cấp chậm được chọn bằng modun ở cấp nhanh, cụ thể là m = 1,5.

Số bánh răng lớn: Z 2=u 2 Z 1= 5,1 46 = 234,6 => lấy Z 2#4răng

Do đó tỷ số truyền thực sẽ là u m #4

Vì số răng z1 lớn hơn 30 nên ta không cần phải dịch chỉnh.

Góc ăn khớp: cos α tw = Z t m 2 a cos α w 2 (Công thức 6.27 [TL1])

Thay số: cos α tw =¿ z t m 2 a cos α w 2

2.141 ¿ ¿0,9397 ⟹ α tw ° c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo công thức 6.33 (sách TTTKHDĐCK trang 105), ta có: σ H = ZM.ZH Z ε √ 2 T b 2 K w u H 2 d ( u w 2 2 2 −1 )

- ZM: hệ số kể đến cơ tính vật liệu.

Vật liệu là thép có ZM = 274 MPa 1/3

- Theo 6.35, tan β b = cos α t tan β = cos (20) tan (0) = 0

- Z H - Hệ số kể đến hình dạng tiếp xúc :

ZH =√ 2 cos sin 2 α β tw b = √ sin 2.cos ⁡ (2.20 ⁡(0) °) = 1,764

Với bánh răng thẳng, dùng công thức 6,36a để tính Z ε :

- Đường kính vòng lăn bánh nhỏ : d w 2 = 2 u a w 2

Theo bảng 6.13 [TL1] ta chọn cấp chính xác 9, do đó theo bảng 6.16:

+go = 73 (Hệ số kể đến sai lệch bước răng - Bảng 6.16 T106).

+ δ H = 0,006 (Hệ số kể đến sai lệch ăn khớp - Bảng 6.15 T106).

Cường độ tải trọng động ν H (Công thức 6.42) : ν H ¿δ H g o v √ a u w = 0,006.73.1,031.√ 141 5,1 = 2,374

Do đó: Hệ số kể đến tải trọng động quy xuất hiện trong vùng ăn khớp K Hν :

2 K Hβ K Hα (Công thức 6.41)+Với: b w =ψ ba a w =0,375.141R,875mm

+Theo công thức 6.39/106: và tra bảng 6.7/98 sơ đồ 5, ta có: ψ bd =0,53.ψ ba (u 2 −1)=0,53.0,375.(5,1−1)=0,81

⇒ K H = K Hβ K Hα K Hν = 1,05.1.1,021 = 1,72 Thay các giá trị tính được vào công thức 6.33 ta được : σ H = ZM.ZH.Z ε √ 2.T b 2 w K u H 2 d ( u ω2 2 2 +1 )

Theo công thức 6.1 [TL1] với vận tốc vòng v = 1,031 m/s < 5 m/s

→ Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng : Zv = 1

- Với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9, khi đó cần gia công đạt độ nhám : RZ = 10 ÷ 40 μmm, do đó ZR = 1

- Với đường kính bánh dẫn da < 700 mm → Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng : KxH = 1

Do đó theo công thức 6.1 và công thức 6.1a [TL1]:

[ σ H ] = [ σ H ].Zv.ZR.KxH = 481,8.1.1.1 = 481,8 (MPa) Như vậy: σ H = 476,948 MPa ¿ [ σ H ]= 481,8 MPa,

 σ H < [ σ H ], Thoả mãn điều kiện tiếp xúc. d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Theo công thức 6.43, ta có: Ứng suất uốn tại chân răng: σ F1 = 2.T2.KF Y ε Y β Y F1 b 1 w d w 2 m

KF: Hệ số tải trọng tính theo độ bền uốn

Y β : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng

Y F1 : Hệ số dạng răng Theo bảng 6.7: K Fβ = 1,12

Theo bảng 6.14 và với v = 1,031 m/s < 2,5 m/s, với cấp chính xác 9 ta có:

K Fα = 1,37 Theo công thức 6.47: Cường độ tải trọng động: ν F = δ F go.v.√ a u w t

+ δ F = 0,016 (Hệ số kể đến sai lệch ăn khớp - Bảng 6.15).

+go = 73 (Hệ số kể đến sai lệch bước răng - Bảng 6.16).

Hệ số tải trọng động khi tính theo độ bền:

Zv2 = Z 2 cos 3 β = 234 cos 3 (0) = 234 Theo bảng 6.18 ta có: Các hệ số dạng răng: YF1 = 3,675

YF2 = 3,6 Với m = 1,5, Hệ số kể đến độ nhạy của vật liệu với sự tập trung ứng suất:

YR: Hệ số xét đến độ nhám mặt lượn chân răng YR = 1

KxH = 1 (Hệ số ảnh hưởng kích thước bánh răng với da < 400 mm)

Do đó theo công thức 6.2 và 6.2a Ứng suất uốn cho phép:

Thay [ σ F1 ], [ σ F2 ] vào công thức 6.43 ta được: σ F1 = 2.T2.KF Y ε Y β Y F1/ ¿ ¿ d w2.m) ≤ [ σ F1 ]

 Thoả mãn điều kiện bền uốn e Kiểm nghiệm răng về quá tải

Ta có hệ số quá tải :

T =1,5 Theo công thức 6.48: σ H 1 max = σ H √ K qt = 476,948 √ 1,5 = 584,140 MPa < [ σ H ]max = 1260 MPa Theo công thức 6.49: σ F1max = σ F1 K qt = 230,796 1,5 = 346,194 MPa < [ σ F1]max = 464 MPa σ F2max = σ F2 K qt = 226,086 1,5 = 339,1129 MPa < [ σ F2]max = 360 MPa

⇒ Thoả mãn điều kiện về quá tải. f Bảng các thông số

Các thông số và kích thước bộ truyền cấp chậm bánh răng trụ răng thẳng:

Tên gọi Ký hiệu Kích thước Đơn vị

Chiều rộng vành răng b w b w = 52,875 mm

Góc nghiêng của răng β β = 0 o Độ

Hệ số dịch chỉnh x x 1 = x 2 = 0 mm Đường kính chia d d 1 = 69 d 2 = 351 mm mm Đường kính đỉnh răng d a d a1 = 72 d a2 = 348 mm mm Đường kính đáy răng d f d f1 = 65,25 d f2 = 354 mm mm

- Đường kính chia: d1 = m Z 1 cosβ = 1,5.46 1 = 69 (mm) d2 = m Z 2 cosβ = 1,5.234 1 = 351 (mm)

- Đường kính đỉnh răng: da1 = d1 + 2.m = 69 + 2.1,5 = 72 (mm) da2 = d2 – 2.m = 351 – 2.1,5 = 348 (mm)

- Đường kính đáy răng: df1 = d1 – 2,5.m = 69 – 2,5.1,5 = 65,25 (mm) df2 = 2 a w + da1 + 0,5.m = 2.141+72+0,5.1.5 = 354 (mm)

THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI

Thiết kế trục

1.1 Chọn vật liệu Ở hộp giảm tốc chịu tải trọng trung bình Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép C45 có σ β = 600 MPa (N/mm 2 ), ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15…30 MPa với trục vào và lấy trị số nhỏ đối với trục vào của hộp giảm tốc, lấy trị số lớn đối với trục ra của hộp giảm tốc.

1.2 Tính sơ bộ đường kính trục

- Tính đường kính sơ bộ của các trục theo công thức: d ≥ √ 3 0,2 T n [ τ ] (mm)

+[τ]: Ứng suất xoắn cho phép, MPa.

Chọn [ τ I ] MPa; [ τ II ] MPa; [ τ III ] 0 Mpa

Vậy chọn sơ bộ đường kính trục I: dI 0 mm.

- Đối với trục II: d2 ≥ √ 3 0,2 T 2 [ τ ] (mm)

Vậy chọn sơ bộ đường kính trục II: dII = 40 mm.

- Đối với trục III: d3 ≥ √ 3 0,2 T 3 [ τ ] (mm) Vậy: d3 =√ 3 0,2 T 3 [ τ ] = √ 3 938952,449 0,2.30 = 53,889 (mm)

Vậy chọn sơ bộ đường kính trục III: dIII = 55 mm.

1.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực

- Từ đường kính trục ở trên ta xác định chiều dày ổ lăn theo bảng 10.2 trang 189. dI = 30 mm => b01 = 19 mm dII = 40 mm => b02 = 23 mm dIII = 55 mm => b03 = 29 mm

- Tra bảng 10.3/189/T1 ta có các thông số như sau: Lấy trục 2 làm chuẩn để tính các khoảng cách của bộ truyền

Tên gọi Kí hiệu và giá trị

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành hộp k1 = 10 mm

Khoảng cách từ mặt mút của ổ lăn quay đến thành trong của hộp k2 = 10 mm

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3 = 15 mm

Chiều cao nắp ổ và đầu bulong hn = 20 mm

Chiều dài mayơ bánh răng:

Chiều dài mayơ khớp nối:

Lấy l m12P mm +Trên trục III: l m33=(1,4 2,5) d III =(1,4 2,5).55=(77 137,5)

Khoảng cách giữa các điểm đặt lực:

1.4 Xác định các lực tác dụng lên trục

Các lực tác dụng lên trục:

 Cặp bánh răng trụ răng nghiêng (1) và (2) ta có:

 Lực vòng tính theo công thức (10.1) ta có:

 Cặp bánh răng trụ răng thẳng (3) và (4) ta có:

 Lực vòng tính theo công thức (10.1) ta có:

 Lực tác dụng của khớp nối lên trục I:

Với Ft là lực vòng tại khớp nối: F t =2.T

+Dt: là đường kính vòng tròn qua tâm các chốt.

Tra bảng 16.10a trang 68 (sách TTTKHDĐCK tập 2) => Dt = 63

T t =k T I =1,3.39965,601Q955,2813 ( Nmm )Q,955 ( Nm ) Ở đây: k=(1,2 1.5) là hệ số an toàn làm việc (máy công tác là băng tải).

 Lực tác dụng của khớp nối lên trục III:

Với Ft là lực vòng tại khớp nối: F t =2.T

+Dt: là đường kính vòng tròn qua tâm các chốt.

Tra bảng 16.10a trang 68 (sách TTTKHDĐCK tập 2) => Dt = 160

T t =k T III =1,3 938952,44920638,1837 ( Nmm )20,638 ( Nm ) Ở đây: k=(1,2 1.5) là hệ số an toàn làm việc (máy công tác là băng tải).

 Phản lực ở các gối đỡ trục:

+Phương trình cân bằng theo chiều tác dụng lực: ΣY=F yB −F r 1 +F yD =0

112 65,388 (N) +Phương trình cân bằng theo chiều tác dụng lực: ΣX=F k1 +F xB −F t 1 +F xD =0

 Sơ đồ đặt lực và biểu đồ mômen lực:

112 ¿2904,385 (N¿ +Phương trình cân bằng theo chiều tác dụng lực: ΣY=F yA −F r 2 −F yC +F r3 =0

112 ¿9412,238 (N) +Phương trình cân bằng theo chiều tác dụng lực: ΣX=−F xA −F t2 +F xC −F t 3 =0

176 (4,488 (N¿ +Phương trình cân bằng theo chiều tác dụng lực: ΣY=F yA −F r 4 +F yC =0

176 ¿3974,057 (N) +Phương trình cân bằng theo chiều tác dụng lực: ΣX=F xA −F t 4 −F xC +F k3 =0

1.5 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục

- Moomen tương đương tại tiết diện j trên chiều dài trục:

Trong đó: Mxj, Myi - momen uốn trong mặt phẳng yOz và xOz tại các tiết diện j:

- Đường kính trục tại tiết diện j: d j ≥ √ 3 0,1 M tdj [ σ ]

Với: [] là ứng suất cho phép của thép tạo trục, tra bảng 10.5 ta chọn:

Xuất phát từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục theo tiêu chuẩn như sau:

+Để phù hợp với trục động cơ nên ta chọn đường kính đầu vào của trục tại khớp nối: dA = 32 mm;

+Tại các ổ lăn: dB = dD = 35 mm;

+Tại bánh răng: dC = 40 mm.

Vì đường kính vòng chia của bánh răng 1 là d 1 = 46,23 mm gần bằng đường kính trục nên ta tạo bánh răng liền trục

+Tại các ổ lăn: dA = dC = 45 mm;

+Tại bánh răng 2: dB = 48 mm;

+Tại bánh răng 3: dD = 40 mm.

+Tại các ổ lăn: dA = dC = 60 mm;

+Tại bánh răng 4: dB = 65 mm;

+Tại khớp nối: dD = 55 mm.

1.6 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

- Kết cấu trục và thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nên hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau: s j = s σj s τj

+[s] - hệ số an toàn cho phép, thông thường [s] = (1,5…2,5) (khi cần tăng độ cứng [s] = (2,5…3), như vậy có thể không cần kiểm nghiệm về độ cứng của trục).

+sj và sj - hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j: s σj = σ −1

+-1 và -1 là giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng Với thép 45 tôi cải thiện b = 600 MPa:

-1 = 0,436.b = 0,436.600 = 261,6 MPa (đối với thép cacbon).

+ ψ σ và ψ τ - hệ số kể đến ãnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền của mỏi, tra theo bảng 10.7 ta chọn: ψ σ =0,05; ψ τ =0

+ aj,  aj,  mj,  mj: biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j: σ aj =σ maxj −σ minj

2 Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng, do đó:

 mj = 0;  aj =  maxj = W M j j ; với M j =√ M xj

Vì trục quay một chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ đối xứng, do đó: τ mj =τ aj =τ maxj

* Với Wj và Woj là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện j của trục, được xác định bằng công thức trong bảng 10.6 [I]:

Tại các tiết diện bánh răng và khớp nối với tiết diện tròn có 1 rãnh then nên:

Riêng tiết diện C lắp bánh răng tại trục I, vì bánh răng liền trục nên:

Dựa vào kết cấu trục từ các hình vẽ và biểu đồ momen tương ứng, có thể xác định các tiết diện nguy hiểm cần được kiểm nghiệm độ bền mỏi.

+Trên trục I: tiết diện lắp nối trục (tại A), ổ lăn (tại B), bánh răng (tại C). +Trên trục II: tiết diện lắp bánh răng (tại B và D), ổ lăn (tại C).

+Trên trục III: tiết diện lắp nối trục (tại D), ổ lăn (tại C), bánh răng (tại B).

- Chọn lắp ghép các ổ lăn lăn trên trục theo k6, lắp bánh răng, nối trục theo k6 kết hợp với lắp then.

- Kích thước của then (bảng 9.1a, [I]), trị số của momen cản uốn và momen cản xoắn ứng với các tiết diện trục như sau:

Trục Tiết diện tại Đường kính trục (mm) bxh

*Với: bxh - kích thước tiết diện then. t1 - chiều sâu rảnh then trên trục.

- Từ các số liệu ta tính được biên độ ứng suất pháp, biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp trong bảng sau:

Trục Tiết diện tại T (Nmm) M (Nmm) a (MPa) m = a

- Kdj và Kdj: hệ số xác định theo công thức sau:

Hệ số tập trung ứng suất Kx phụ thuộc vào trạng thái bề mặt, phương pháp gia công và độ nhẵn của bề mặt, được tra cứu theo bảng 10.8 trong sách [I].

- Do các trục được gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt

Ra = 2,5 0,63 m, nên ta chọn được: Kx = 1,06.

- Do không dùng các phương pháp tăng bề mặt, do đó hệ số tăng bền Ky = 1.

- K, K - hệ số tập trung ứng suất (tiết diện có then).

Theo bảng 10.12 sách [I] khi dùng dao phay ngón với b = 600MPa:

Hệ số kích thước ảnh hưởng đến kích thước của tiết diện trục đến giới hạn mõi được xác định từ đường kính trục của các tiết diện nguy hiểm, với giá trị tra cứu theo bảng 10.10 trong sách [I] sử dụng vật liệu thép cacbon.

Trục Tiết diện tại Đường kính trục (mm)  

Từ việc xác định tỷ số K/ và K/ tại các tiết diện có rảnh then, theo bảng 10.11 trong sách [I], với kiểu lắp đã chọn có b = 600MPa, các đường kính của tiết diện nguy hiểm cho phép tra được tỷ số K/ và K/ Dựa trên lắp căng tại các tiết diện này, giá trị lớn hơn trong hai giá trị K/ sẽ được sử dụng để tính Kd, và giá trị lớn hơn trong hai giá trị K/ sẽ được dùng để tính Kd Kết quả tính toán được trình bày trong bảng dưới đây.

Tỉ số K/ do Tỉ số K/ do

Kd Kd s s S rãnh then lắp căng rãnh then lắp căng I

Các giá trị của hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm ở các trục đã tính ở bảng trên đều thỏa mãn điều kiện: s j ≥[s]=(1,5 2,5)

 Vậy các trục đều thỏa mãn điều kiện bền mỏi

Và vì hệ số an toàn khá lớn nên có thể không cần kiểm nghiệm về độ cứng các trục.

1.7 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh

Để ngăn ngừa biến dạng dẻo quá mức hoặc hư hỏng do quá tải đột ngột, như khi khởi động máy, cần thực hiện kiểm nghiệm độ bền tỉnh của trục Công thức kiểm nghiệm được sử dụng là: σ td =√ σ 2 +3 τ 2 ≤ [σ].

Mmax và Tmax là momen uốn lớn nhất và momen xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm khi vượt quá tải trọng, được đo bằng Nmm; trong khi đó, ch là giới hạn chảy của vật liệu trục, tính bằng MPa.

Trục Tiết diện tại d (mm)

 Như vậy các trục đều thỏa mãn độ bền tĩnh.

Chọn then

Kiểm nghiệm về độ bền của then:

Với các tiết diện trục dùng mối ghép then cần tính kiểm nghiệm mối ghép về độ bền dập và độ bền cắt có dạng sau đây: σ d = 2T d l t (h−t 1 )≤ [ σ d ] ; τ c = 2T d l t b≤ [ τ c ]

Trong đó: d, c - ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán, MPa; d - đường kính trục, mm;

T - Momen xoắn trên trục, Nmm; bxh - kích thước tiết diện then, mm; t1 - chiều sâu rãnh then trên trục, mm; lt = (0,8…0,9).lm - chiều dài then, mm;

[d] = 150MPa - ứng suất dập cho phép tra bảng 9.5 sách [I] theo tải trọng tĩnh.

[c] = (60 90) MPa - ứng suất cắt cho phép.

Như vậy kết quả được ghi trong bảng sau:

Các giá trị ứng suất dập và ứng suất cắt đã tính ở bảng trên dều thỏa mãn điều kiện: σ d ≤ [ σ d ] ; τ c ≤ [ τ c ].

 Vậy tất cả mối ghép then đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt.

Tính chọn ổ lăn

 Chọn phương án bố trí ổ

- Lực hướng tâm ở các gối đỡ:

Với đường kính ngõng trục là d = 35 (mm), tra bảng P2.12, sách [I] ta chọn sơ bộ ổ đỡ - chặn cỡ trung hẹp:

 Tính ổ theo khả năng tải động

Để đảm bảo hiệu suất tối ưu, chiều của lực FkI cần được chọn ngược lại với chiều đã sử dụng, tức là cùng chiều với lực vòng của bánh răng trên trục Điều này sẽ ảnh hưởng đến phản lực trong mặt phẳng (xOz).

Tính lại phản lực tổng trên 2 gối đỡ:

* Xác định tải trọng quy ước:

F at =F a 1 @6,932(N) - tổng lực dọc trục ngoài từ chi tiết quay.

→Vì kD =0,52 ta chọn ổ bi đỡ chặn α 0 (chọn α theo mục b/trang 212) góc tiếp xúc  = 12 o (ct11.9a/trang217) lg e B lg ( F C rB o ) −1,144

- Lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra trên các ổ:

- Theo bảng 11.5 với sơ đồ bố trí ổ lăn, ta tính được tổng lực dọc trục:

- Xác định hệ số tải trọng hướng tâm X và hệ số tải trọng dọc trục Y:

Vì vòng quay trong nên V = 1

Tra bảng 11.4 [I] → X2 = 0,45 và Y2 = 1,592 với F C aD o

- Ổ làm việc với to < 100 o C nên kt = 1, kd = 1,3 (tải trọng va đập nhẹ, quá tải ngắn hạn tra bảng 11.3/trang 215)

 Ta tính được tải trọng quy ước:

QB = (X1.V.FrB + Y1.FaB).kt.kd = (1.1.1387,746 + 0 430,201 )1.1,3 = 1804,07 (N)

QD = (X2.V.FrD + Y2.FaD).kt.kd = (0,45.1.783,252 + 1,592 837,133).1.1,3

Như vậy chỉ cần tính cho ổ D chịu tải trọng lớn hơn.

- Theo công thức (11.12) [I] do tải trọng tương đương:

- Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

Khả năng tải động của ổ:

 Vậy ổ đảm bảo khả năng tải động.

 Tính ổ theo khả năng tải tĩnh:

Khả năng tải tĩnh của ổ:

Theo bảng 11.6 với ổ bi đở chặn  = 12 o : tra được Xo = 0,5; Yo = 0,47.

 Vậy ổ đảm bảo khả năng tải tĩnh.

3.2 Chọn ổ lăn cho trục II

 Chọn phương án bố trí ổ

- Lực hướng tâm ở các gối đở:

Mặc dù lực dọc trục Fa tương đối nhỏ so với lực hướng tâm sinh ra trên các ổ, nhưng do tải trọng lớn và yêu cầu nâng cao độ cứng, việc lựa chọn ổ đũa côn là cần thiết.

Với đường kính ngõng trục là d = 45 (mm), tra bảng P2.11, sách [I] ta chọn sơ bộ ổ cỡ trung:

D, mm D1, mm d1, mm B, mm C1, mm T, mm r, mm r1, mm

 Tính ổ theo khả năng tải động

* Xác định tải trọng quy ước:

F at =F a 2 @6,932 (N) - tổng lực dọc trục ngoài từ chi tiết quay.

- Theo bảng 11.4 - [I], với ổ đũa đỡ chặn (ổ đũa côn): e=1,5.tgα=1,5.tg10,83=0,287

- Theo công thức 11.7 - [I], lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra trên các ổ:

- Theo bảng 11.5 với sơ đồ bố trí ổ lăn, ta tính được tổng lực dọc trục:

- Xác định hệ số tải trọng hướng tâm X và hệ số tải trọng dọc trục Y:

Vì vòng quay trong nên V = 1

Tra bảng 11.4 [I] → X1 = 0,4 và Y1 = 0,4.cotg = 0,4.cotg10, = 2,091

- Ổ làm việc với to < 100 o C nên kt = 1, kd = 1,3 (tải trọng va đập nhẹ, quá tải ngắn hạn) Ta tính được tải trọng quy ước:

QA = (X1.V.FrA + Y1.FaA).kt.kd = (0,4.1.2569,667+ 2,091.2753,339).1,3

QC = (X2.V.FrC + Y2.FaC).kt.kd = (1.1.9850,161+ 0.2346,407).1,3

Như vậy chỉ cần tính cho ổ C chịu tải trọng lớn hơn.

- Theo (11.12) [I] do tải trọng tương đương:

- Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay:

Theo bảng 11.6 với ổ đũa côn tra được:

3.3 Chọn ổ lăn cho trục III

 Chọn phương án bố trí ổ:

- Lực hướng tâm ở các gối đở:

Với trục chỉ có lực hướng tâm ta chọn ổ bi đỡ 1 dãy.

Với đường kính ngõng trục là d = 60 (mm), tra bảng P2.7, sách [I] ta chọn sơ bộ ổ bi đỡ 1 dãy cỡ trung

B, mm r, mm Đường kính bi, mm

 Tính ổ theo khả năng tải động:

Khi lắp nối trục vòng đàn hồi vào đầu trục, cần chọn chiều của lực FkI ngược lại với chiều đã sử dụng, tức là cùng chiều với lực vòng của bánh răng trên trục Điều này sẽ ảnh hưởng đến phản lực trong mặt phẳng (xOz).

Tính lại phản lực tổng trên 2 gối đỡ:

Với Fa = 0, ta tính được tải trọng quy ước:

Với X = 1 - ổ đở chỉ chịu lực hướng tâm.

V = 1 - vòng quay trong. kt = 1 - nhiệt độ < 100 o C. kd = 1,3 - tải trọng va đập nhẹ.

Như vậy chỉ cần tính cho ổ C chịu tải trọng lớn hơn.

- Theo (11.12) [I] do tải trọng tương đương:

- Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay:

Theo bảng 11.6 với ổ bi đỡ tra được Xo = 0,6; Yo = 0,5.

Tính chọn khớp nối

Ở phần tính trục ta đã chọn khớp nối trục vòng đàn hồi vì:

Bộ phận đàn hồi có khả năng giảm thiểu va đập và chấn động, ngăn ngừa hiện tượng cộng hưởng do dao động xoắn, đồng thời bù đắp cho độ lệch trục.

+Nối trục có cấu tạo đơn giản, dễ chế tạo, dễ thay thế, làm việc tin cậy, nên được sử dụng khá rộng rãi.

Trong phần trục I đã tính được momen xoắn là:

Với đường kính đoạn trục lắp khớp nối là 32 (mm) - dựa vào bảng 16 - 10a, [II] ta có các kích thước của trục vòng đàn hồi, mm: d D dm L l d1 Do Z nmax B B1 l1 D3 l2

Dựa vào bảng 16-10b ta chọn được kích thước của vòng đàn hồi, mm: dc d1 D2 l l1 l2 l3 h

- Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng đàn hồi: σ d = 2kT

 Thỏa mãn điền kiện sức bền dập của vòng đàn hồi.

- Kiểm nghiệm sức bền uốn của chốt: σ u = kT l o

 Thỏa mãn điền kiện sức bền uốn của chốt.

 Khớp nối trên trục III:

Trong phần trục III đã tính được momen xoắn là:

Với đường kính đoạn trục lắp khớp nối là 60 (mm) dựa vào bảng 16 - 10a, [II] ta có các kích thước của trục vòng đàn hồi, mm: d D dm L l d1 Do Z nmax B B1 l1 D3 l2

Dựa vào bảng 16-10b ta chọn được kích thước của vòng đàn hồi, mm: dc d1 D2 l l1 l2 l3 h

- Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng đàn hồi: σ d = 2kT

 Thỏa mãn điền kiện sức bền dập của vòng đàn hồi.

- Kiểm nghiệm sức bền uốn của chốt: σ u = kT l o

 Thỏa mãn điền kiện sức bền uốn của chốt.

CẤU TẠO VỎ HỘP VÀ CÁCH CHI TIẾT PHỤ

Thiết kế các kích thước của vỏ hộp

Công dụng của hộp giảm tốc bao gồm việc gá chặt hầu hết các chi tiết, định vị chính xác vị trí tương đối của các thành phần, nhận tải trọng từ các chi tiết truyền đến, chứa dầu bôi trơn và bảo vệ các chi tiết bên trong.

- Vật liệu chế tạo hộp giảm tốc: gang xám GX 15 - 32.

- Phương pháp chế tạo: chọn phương pháp đúc.

- Thành phần của hộp giảm tốc: thành hộp, gân chịu lực, mặt bích, gối đỡ, các loại vít và bulông lắp ghép

- Hộp gồm hai nửa ghép lại với nhau, đi qua đường tâm các trục Nhờ đó việc lắp ghép sẽ thuận tiện hơn.

- Bề mặt ghép song song với đế.

1.2 Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp

Dựa vào 18 - 1, [II]/ trang 85, ta xác định được:

Tên gọi Biểu thức tính toán

Nắp hộp, 1 a = 141 mm là khoảng cách trục.

1 = 0,9. = 0,9.10 = 9 mm Lấy 1 = 9 mm Gân tăng cứng:

Chiều cao, h Độ dốc e = (0,8÷1).δ = (0,8÷1).10 = (8÷10) = 10 mm h < 58mm Lấy h = 40 mm khoảng 2 o Đường kính:

Bulông ghép bích nắp và thân, d3

Vít ghép nắp cửa thăm, d5 d1 > 0,04.a+10 = 15,64 Lấy d1 = 18 mm d2 = (0,7÷0,8).d1 =(12,6÷14,4) Lấy d2 = 14 mm d3 = (0,8÷0,9).d2 =(11,2÷12,6) Lấy d3 = 12mm d4 = (0,6÷0,7).d2 = (8,4÷ 9,8) Lấy d4 = 9 mm d5 = (0,5÷0,6).d2 = (7÷8,4) Lấy d5 = 8 mm

Măt 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:

Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ:

Tâm lỗ bulông cạnh ổ: E2 và C

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

D3 = 125 mm, Z = 6, D4 = M8 + Nắp ổ trục II: D = 100 mm, D2 = 120 mm,

D3 = 150 mm, Z = 6, D4 = M10 + Nắp ổ trục III: D = 130 mm, D2 = 150 mm, D3 = 180 mm, Z = 6, D4 = M10

R2 = 1,3.d2 = 1,3.14 = 18,2 Lấy R2 = 18 mm h xác định theo kết cấu, phụ thuộc vào tâm lỗ bulong và kích thước mặt tựa.

Chiều dày: khi không có phần lồi

Bề rộng mặt đế hộp, K1 và q S1 = (1,3÷1,5).d1 = 23,4÷27

Khe hở giữa các chi tiết:

Giữa bánh răng với thành trong hộp:

Giữa đỉnh răng lớn với đáy hộp:

Giữa mặt bên các bánh răng với nhau: Δ ≥ (1÷1,2).δ ≥ (10÷12) Δ1 ≥ (3÷5).δ ≥ (30÷50) (phụ thuộc loại hộp giảm tốc và lượng dầu bôi trơn trong hộp) Δ ≥ δ ≥ 10 mm

Thiết kế các chi tiết phụ

- Để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như khi lắp ghép.

- Ta chọn 2 chốt định vị hình côn, được lắp vào ổ theo kiểu lắp căng H k 6 7, kích thước theo bảng 18 – 4b, [II]: d (mm) c (mm) l (mm)

Cửa thăm được đặt trên đỉnh hộp, giúp kiểm tra và quan sát chi tiết máy bên trong, đồng thời thuận tiện cho việc đổ dầu vào hộp Nắp cửa thăm được đậy kín và có thêm nút thông hơi để đảm bảo an toàn và hiệu quả trong quá trình sử dụng.

- Kích thước của thăm được chọn theo bảng 18 - 5, [II] mm:

- Dùng để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp khi nhiệt độ trong hộp tăng lên Được lắp trên cửa thăm.

- Kích thước nút thông hơi tra bảng 18 - 6, [II]/trang 93 (mm) :

Sau một thời gian sử dụng, dầu bôi trơn trong hộp có thể bị bẩn hoặc biến chất do bụi bặm và hạt mài, vì vậy cần thay dầu mới Để tháo dầu cũ, hộp có lỗ tháo dầu ở đáy, và trong quá trình làm việc, lỗ này được bịt kín bằng nút tháo dầu.

- Kết cấu và kích thước của nút tháo dầu tra trong bảng 18 - 7 [II] (nút tháo dầu trụ) như sau: d b m f L c q D S Do

- Dùng để kiểm tra mức dầu trong hộp.

- Kích thước chọn như hình 18 - 11c, [II]:

- Dùng để ngăn cách mỡ trong bộ phận ổ lăn với dầu trong hộp giảm tốc.

2.7 Bôi trơn a Bôi trơn ổ lăn

Việc bôi trơn ổ đúng cách giúp giảm mài mòn bằng cách ngăn chặn sự tiếp xúc trực tiếp giữa các chi tiết kim loại, từ đó giảm ma sát trong ổ Điều này không chỉ tăng cường khả năng chống mài mòn mà còn cải thiện khả năng thoát nhiệt, bảo vệ bề mặt khỏi han gỉ và giảm tiếng ồn hiệu quả.

Dựa vào số vòng quay và nhiệt độ làm việc của ổ ta chọn loại mỡ tra vào ổ lăn.

Ta thấy số vòng quay của ổ khi làm việc thuộc loại nhỏ và trung bình nên lượng mỡ cho vào chiếm 2/3 khoảng trống của ổ. b Bôi trơn hộp giảm tốc

- Do vận tốc vòng < 12 m/s nên ta bôi trơn bằng phương pháp ngâm dầu.

- Chiều sâu ngâm dầu = (0,75 ÷2).h > 10 mm.

- Với h: chiều cao chân răng.

- Ta dùng dầu để bôi trơn.

- Mức dầu thấp nhất ngập (0,75 2) chiều sâu răng h2 của bánh răng 2.

- Khoảng cách giữa mức dầu thấp nhất: lmax = lmin …15 (mm).

- Mức dầu cao nhất không được vượt quá 1/3 bán kính bánh răng.

TÍNH TOÁN DUNG SAI KÍCH THƯỚC TRỤC

Dung sai kích thước

Thứ tự Tên mối ghép Kiểu lắp Sai lệch giới hạn lỗ và trục Ghi chú

1 Trục I nối với động cơ ϕ 32 k 6 es = + 18 μmm k là Sai lệch căn bản,

6 là cấp chính xác ei = + 2 μmm

2 Vòng trong ổ lăn trục I ϕ 35 k 6 es = + 18 μmm k là Sai lệch căn bản,

3 Vòng trong ổ lăn trục II ϕ 45 k 6 es = + 18 μmm k là Sai lệch căn bản,

Bành răng trụ răng nghiêng của trục II ϕ48 H7 k6

ES = + 25 μmm H và k là Sai lệch căn bản, 6 và 7 là cấp chính xác

EI = 0 μmm es = + 18 μmm ei = + 2 μmm

5 Vòng ngoài ổ lăn trục II ϕ 100 H 7

ES = + 35 μmm H là Sai lệch căn bản,

7 Vòng trong ổ lăn trục III ϕ 60 k 6 es = + 21 μmm k là Sai lệch căn bản,

Bánh răng trụ răng thẳng trục

10 Vòng ngoài ổ lăn trục III ϕ 130 H 7

Trục III nối với bộ phận công tác ϕ55k6 es = + 21 μmm k là Sai lệch căn bản,

Dung sai hình học

Thứ tự Tên chi tiết Kiểu Sai lệch Ghi chú

1 Trục II Dung sai độ phẳng 5 μmm

2 Trục II Dung sai độ trụ 8 μmm

3 Trục II Dung sai độ tròn 8 μmm

4 Trục II Dung sai độ vuông góc 8 μmm

5 Trục II Dung sai độ đồng trục 20 μmm

Tiêu đề	Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Tính Toán Động Học Hệ Đẫn Động Cơ Khí
Tác giả	Trần Thị Như Quỳnh
Người hướng dẫn	TS. Nguyễn Hữu Chí
Trường học	Trường Đại Học Giao Thông Vận Tải Phân Hiệu Tại Tp.Hcm
Chuyên ngành	Kỹ Thuật Ô Tô
Thể loại	Đồ án
Năm xuất bản	2022
Thành phố	Thành Phố Hồ Chí Minh

Định dạng
Số trang	58
Dung lượng	0,98 MB