Thiết kế hệ thống truyền động xích tải (phan đại nghĩa)

Thiết kế hệ thống truyền động xích tải (phan đại nghĩa) Thiết kế hệ thống truyền động xích tải (phan đại nghĩa) Thiết kế hệ thống truyền động xích tải (phan đại nghĩa) Thiết kế hệ thống truyền động xích tải (phan đại nghĩa) Thiết kế hệ thống truyền động xích tải (phan đại nghĩa) Thiết kế hệ thống truyền động xích tải (phan đại nghĩa) Thiết kế hệ thống truyền động xích tải (phan đại nghĩa) Thiết kế hệ thống truyền động xích tải (phan đại nghĩa)

CH ỌN ĐỘNG CƠ

Ch ọ n hi ệ u su ấ t c ủ a h ệ th ố ng

o Hiệu suất truyền động: η=η kn η br η x η ol 3 = 0,99.0,98.0,95.0,99 3 =0,8943 o Với:

▪ ηkn = 0,99: Hiệu suất nối trục

▪ ηbr = 0,98: Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng che kín

▪ η x = 0,95: Hiệu suất bộ truyền xích

Tính công su ấ t c ầ n thi ế t

o Công suất làm việc trên trục xích tải:

1000 = 4,5 (kW) o Công suất tính toán:

Vì tải trọng không đổi nên ta có:

Ptt = Plv = 4,5 (kW) o Công suất cần thiết trên trục động cơ:

Xác đị nh s ố vòng quay sơ bộ c ủa động cơ

oSố vòng quay của đĩa xích tải dẫn: n lv = 60000 v z.p c = 60000 0,5

10.50 = 60 (vòng/phút) oChọn sơ bộ tỷ số của hệ thống: u ch = u hgt u x = 5.5 = 25

Tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp là 5, trong khi tỉ số truyền của bộ truyền xích là 5, với giá trị dao động từ 3-5 và 2-5 tương ứng Số vòng quay sơ bộ của động cơ được tính bằng công thức nsb = uch × nlv, cho kết quả là 1500 vòng/phút, với uch là 25 và nlv là 60.

Ch ọn động cơ điệ n

o Động cơ điện có thông số phải thỏa mãn:

▪ nđc≈ nsb = 1500 (vòng/phút) o Tra bảngP1.3 tài liệu [1] ta chọn: Động cơ 4A112M4Y3 có:

Kiểu động cơ Công suất

Vận tốc quay (Vòng/phút) Cosφ η % Tmax

PHÂN PH Ố I T Ỷ S Ố TRUY Ề N

- Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động: u ch = n n đc lv = 1425 60 = 23,75

- Vậy tỷ số truyền của bộ truyền xích: ux = u ch uhgt #,75

B ẢNG ĐẶ C TÍNH

Phân ph ố i công su ấ t trên các tr ụ c

Tính toán s ố vòng quay trên các tr ụ c

n1 = nđc = 1425 (vòng/phút) n 2 = u n 1 hgt = 1425 5 = 285 (vòng/phút) n 3 = n lv = 60 (vòng/phút)

Tính toán momen xo ắ n trên các tr ụ c

B ảng đặ c tính

THI Ế T K Ế B Ộ TRUY ỀN ĐỘ NG XÍCH

Ch ọ n lo ạ i xích

• Công suất trên đĩa nhỏ của bộ truyền xích chính là công suất trên trục 2:

P2 = 4,785 (Kw), với số vòng quay đĩa nhỏ là n2 = 285 (vòng/phút)

Do số vòng quay thấp, chúng ta lựa chọn xích ống con lăn 1 dãy với tải tĩnh để đảm bảo hoạt động êm ái Hệ thống này sử dụng bôi trơn nhỏ giọt và hoạt động trong 2 ca Trục đĩa xích có thể điều chỉnh, với đường nối tâm trục nghiêng một góc 30 độ so với phương ngang Khoảng cách trục được xác định là a = 40pc.

Thông s ố b ộ truy ề n

• Chọn số răng đĩa xích nhỏ theo công thức:

• Tính số răng đĩa xích lớn theo công thức: z2 = z1 ux = 19.4,75 = 90,25

• Xác định hệ số điều kiện sử dụng K theo công thức:

K = Kr Ka Ko Kdc Kb Klv = 1.1.1.1.1.1,12 = 1,12 Trong đó: o K r - hệ số tải trọng tĩnh nên K r = 1 o Ka - hệ số xét đến ảnh hưởng của khoảng cách trục: do chọn a = 40pc nên

K a = 1 o K o - hệ số xét đến ảnh hưởng của cách bố trí bộ truyền: đường nối hai tâm đĩa xích hợp với đường nằm ngang một góc nhỏ hơn 60 0 nên

Hệ số K o được tính bằng công thức K o = 1 o K dc, trong đó K dc là hệ số xét đến khả năng điều chỉnh lực căng xích với K dc = 1 Hệ số K b phản ánh điều kiện bôi trơn, trong trường hợp này là bôi trơn nhỏ giọt với K b = 1 Cuối cùng, K lv là hệ số xét đến chế độ làm việc hai ca, với giá trị K lv = 1.12.

• Tính công suất tính toán

Dựa vào bảng 5.4 tài liệu [4], ta chọn n01 = 200 (v/ph)

1 = 25 19 = 1.32 Chọn xích một dãy, nên Kx = 1

Tra theo cột n01 = 200 (vòng/phút) và Ptt < [P] ,0 (Kw)

Ta chọn: o Bước xích: p c = 25,4 (mm) o Đường kính chốt: d0 = 7,95 (mm) o Chiều dài ống: b0 = 22,61 (mm)

• Xác định vận tốc trung bình v của xích

• Tính toán kiểm nghiệm bước xích p c theo điều kiện [p 0 ]

Với [p0] chọn theo Bảng 5.3 tài liệu [4] là 30MPa p c ≥ 600 √ 3 z 1 n 2 P K 2 K x [p 0 ] = 600 √ 4,785 1,12

Do pc= 25.4 nên điều kiện trên được thỏa.

Nếu không thỏa thì ta tiến hành tăng bước xích và tính toán lại

• Chọn khoảng cách trục sơ bộ, xác định số mắt xích X và chiều dài xích

Khoảng cách trục sơ bộ a= 40pc = 40 25,4 = 1016 (mm)

Số mắt xích X theo công thức:

Chiều dài xích L = pc X = 25,4 138 = 3505,2 (mm)

Tính chính xác khoảng cách trục: a = 0,25 p c [X − z 1 +z 2 2 + √(X − z 1 +z 2 2 ) 2 − 8 ( z 2 2π − z 1 ) 2 ]

= 1020,07(mm) Để tránh xích không chịu lực căng quá lớn, ta cần giảm khoảng cách trục Bình thường, ta giảm a một đoạn (0,002 ÷ 0,004) a = 2,04 ÷ 4,08 (mm)

• Số lần va đập xích trong 1 giây:

Theo Bảng 5.6 tài liệu [4] với bước xích pc = 25,4, ta chọn [i] = 20 i = z 15X 1 n 2 = 19.285

Tính ki ể m nghi ệ m xích v ề độ b ề n

Kiểm tra xích theo hệ số an toàn, Theo 5.15 tài liệu [1] ta có: s = Q kdFt+ Fv+ F0

Trong đó: o Theo bảng 5.2 tài liệu [1], tải trọng phá hủy Q = 56700 (N), khối lượng 1m xích qm= 2,6 (kg) o Kd = 1 (Tải trọng tĩnh, làm việc êm) o 𝑣 = Z 60000 1 p.n1 =19.25,4.285

Lực căng do lực ly tâm gây nên được tính bằng công thức Fv = qm.v², với qm được chọn từ Bảng 5.1 tài liệu [2] và v = 2,29 m/s, cho kết quả là 13,63 N Lực căng ban đầu của xích được tính bằng F0 = Kf.a.qm.g, trong đó Kf = 3, a = 1,018 m, qm = 2,6 kg, và g = 9,81 m/s², cho giá trị 77,90 N.

Hệ số Kf phụ thuộc vào độ võng của xích, với các giá trị cụ thể: Kf = 6 khi xích nằm ngang, Kf = 3 khi góc nghiêng giữa đường tâm trục và phương nằm ngang nhỏ hơn 40 độ, và Kf = 1 khi xích thẳng đứng.

 Ởđây xích nghiêng 30 0 nên Kf = 3

1.2089,52 + 13,63+ 77,90 = 26,00 [s] được chọn từ Bảng 5.10 tài liệu [1] với n = 200 (vòng/phút), pc = 25,4: [s] = 8,2 Vậy s > [s]: bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.

Xác đị nh thông s ố đĩa xích

Theo công thức 5.17 tài liệu [1] ta có: d 1 = sin ( p c π z1 )= sin ( 25,4 π

Theo công thức bảng 14.4b tài liệu [2] ta có: d a1 = p c [0,5 + cotg ( z π

Theo công thức bảng 14.4b tài liệu [2] ta có: df1 = d1− 2r = 178,48 − 2.8,03 = 138,26 (mm) d f2 = d 2 − 2r = 727,80 − 2.8,03 = 711,74 (mm)

• Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức 5.18 tài liệu [1]: o Đĩa xích 1: σH1 = 0,47 √kr (FtKđ + Fvđ) E

▪ kr = 0,5 Hệ số ảnh hưởng số răng xích (Với z1 = 19)

▪ Kđ = 1 hệ số tải trọng động (Tải trọng tĩnh, làm việc êm)

▪ k d = 1, hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy

▪ F vđ1 = 13 10 −7 n 2 p 3 m = 13 10 −7 285 25,4 3 1 = 6,07 (N) lực va đập trên m dãy xích

1 +E 2= 2,1 10 5 (MPa) modun đàn hồi (E của thép 45 là 210.10 3 )

Diện tích của bản lề được xác định là 180 mm² (bảng 5.12 tài liệu [1]) Với giá trị σH1 = 519,65 ≤ [σH1], thép 45 tôi cải thiện HB210 với [σH1] 600MPa được chọn để đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa Đối với đĩa xích 2, giá trị σH1 được tính là 0,47 √kr (FtKđ + Fvđ) E.

▪ kr = 0,2 Hệ số ảnh hưởng số răng xích (Với z2 = 90)

▪ K đ = 1 hệ số tải trọng động (Tải tĩnh, làm việc êm)

▪ k d = 1, hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy

▪ Fvđ2 = 13 10 −7 n2∗ p 3 m = 13 10 −7 60 25,4 3 1 = 1,28 (N) lực va đập trên m dãy xích

1 +E 2 = 2,1 10 5 (MPa) modun đàn hồi (E của thép 45 là 210.10 3 )

Diện tích bản lề là 180 mm² (theo bảng 5.12 tài liệu [1]) Với σH2 = 328,28 ≤ [σH1], chúng ta lựa chọn thép 45 tôi cải thiện HB210 có [σH2] 600MPa để đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 2.

Xác đị nh l ự c tác d ụ ng lên tr ụ c

• Tính lực tác dụng lên trục: Fr = Km.Ft = 1,15 2089,52 = 2402,95 (N)

▪ Km – hệ số trọng lượng xích: Km = 1,15 khi xích nằm ngang hoặc góc nghiêng giữa đường nối tâm trục và phương nằm ngang bé hơn 40 0

THI Ế T K Ế B Ộ TRUY ỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG

Ch ọ n v ậ t liêu

Đối với bộ truyền có tải trọng trung bình và không có yêu cầu đặc biệt, chúng ta lựa chọn vật liệu cho cặp bánh răng như sau: Bánh chủ động sử dụng thép 45 với độ rắn cải thiện từ HB241 đến 285, có σb1 = 850 MPa và σch1 = 580 MPa, chọn độ rắn trung bình là HB1 = 245HB Bánh bị động cũng sử dụng thép 45 với độ rắn cải thiện từ HB192 đến 240, có σb2 = 750 MPa và σch2 = 450 MPa, chọn độ rắn trung bình là HB2 = 230HB, đảm bảo đáp ứng yêu cầu kỹ thuật.

Xác đị nh ứ ng su ấ t cho phép

• Số chu kì làm việc cơ sở: o N HO1 = 30 HB 1 2,4 = 30 245 2,4 = 1,63 10 7 (chu kì) o N HO2 = 30 HB 2 2,4 = 30 230 2,4 = 1,40 10 7 (chu kì) o N FO1 = N FO2 = 4 10 6 (chu kì) o Tuổi thọ: L h = 7.300.8.2 = 33600(giờ)

• Số chu kì làm việc tương đương với chế độ tải trọng và số vòng quay n không đổi:

Trong đó: c =1: số lần ăn khớp của răng trong mỗi vòng quay của bánh răng

Lh = 33600: tổng thời gian làm việc tính bằng giờ

NFE2 > NFO2 nên chọn NHE = NHO để tính toán

Suy ra: K HL1 = K HL2 = K FL1 = K FL2 = 1

Theo bảng 6.2 tài liệu [1] với thép 45 tôi cải thiện:

• Giới hạn mỏi tiếp xúc: σ 0 Hlim = 2HB + 70, SH = 1,1 o Bánh chủ động: σ 0 Hlim1 = 2HB 1 + 70 = 2.245 + 70 = 560 (MPa) o Bánh bị động: σ 0 Hlim2 = 2HB 2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 (MPa)

• Giới hạn mỏi uốn: σ 0 Flim = 1,8HB, SF = 1,75 o Bánh chủ động: σ 0 Flim1 = 1,8 HB 1 = 1,8.245 = 441 (MPa) o Bánh bị động: σ 0 Flim2 = 1,8 HB 2 = 1,8.230 = 414 (MPa)

• Ứng suất tiếp xúc cho phép: o [σ H ] = σ 0 S Hlim

H K HL , với S H = 1,1 khi được tôi cải thiện: o [σ H1 ] = σ 0 Hlim1 S

H K HL2 = 530 1,1 1 = 481,82 (MPa) Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán:

• Ứng suất uốn cho phép:

[σ F ] = σ 0 F lim s F K FL Chọn sF = 1,75 – hệ số an toàn trung bình có tra theo Bảng 6.2 tài liệu [1], ta có:

❖ ỨNG SUẤT QUÁ TẢI CHO PHÉP

Xác định sơ bộ kho ả ng cách tr ụ c

Theo Bảng 6.6 tài liệu [1]: do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục và

H1, H2 < 350HB nên Ψba = 0,3 ÷0,5, ta chọn hệ số chiều rộng vành răng Ψba = 0,4 theo tiêu chuẩn Khi đó: ψbd = ψ ba (u hgt + 1)

Theo Bảng 6.4 tài liệu [4], ta chọn KHβ = 1,05 và KFβ = 1,10 a w = 43 (u hgt + 1) √ T1KHβ ψ ba [σ H ] 2 u hgt

Ka = 43 – hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng (Bảng 6.5 tài liệu [1])

T1 – momen xoắn trục chủ động

KHβ = 1,05 theo Bảng 6.4 tài liệu [4]

Với kết quả awtính được ta chọn khoảng cách trục theo tiêu chuẩn aw = 160 (mm)

Xác đị nh các thông s ố ăn khớ p

• Mô đun răng: mn = (0,01 ÷ 0,02) aw = 1,6 ÷ 3,2 (mm)

Theo tiêu chuẩn, ta chọn m = 2,5 (mm)

• Các thông cố của răng:

Suy ra: 2a w cos(8 0 ) m n (u hgt +1) ≥ z 1 ≥ 2a m w cos(20 0 ) n (u hgt +1)

Ta chọn z 1 = 21 (răng), suy ra số răng bị dẫn: z 2 = z1 uhgt = 21 5 = 105 (răng) Góc nghiêng răng: β = arccos m (z 2a 1 + z 2 ) w = arccos2,5.(21+105)

2 160 = 10,14 0 Chiều rộng vành răng: bw= ψ ba aw = 0,4 160= 64 (mm)

• Tỉ số truyền sau khi chọn số răng:

Ki ể m nghi ệm răng về độ b ề n ti ế p xúc

Theo công thức 6.33 tài liệu [1] ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc: σH =Z M Z H Z ε d w1 √2 T 1 K H (u m + 1) b w u Trong đó:

• Z M = 274 MPA 1/3 : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp (Bảng 6.5 tài liệu [1])

• Z H : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: Theo công thức 6.34 tài liệu [1]

Z H = √2 cosβb sin2α tw = √2 cos (9,52° ) sin (2.20,29°) = 1,74

Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở được tính bằng công thức β b = arctg[cos(α t) tgβ] Cụ thể, với α t = α tw = arctg [cosβ tgα], ta có β b = arctg[cos(20,29°) tg(10,14)] = 9,52° và α t = arctg [cos(10,14°) tg(20°)] = 20,29° Trong đó, α t là góc profin răng và α tw là góc ăn khớp.

Hệ số Z ε là yếu tố quan trọng trong việc đánh giá sự trùng khớp của răng, được xác định thông qua hai hệ số trùng khớp khác nhau Đầu tiên, hệ số trùng khớp dọc được tính bằng công thức εβ = b w sin (β) π.m, trong đó giá trị cụ thể là 64.sin (10,14°) π.2,5, cho kết quả 1,43, lớn hơn 1 Thứ hai, hệ số trùng khớp ngang được tính theo công thức 6.38b trong tài liệu [1], ε α = [1,88 − 3,2 (1/z1 + 1/z2)] cosβ.

105)] cos10,14° = 1,67 o Do đó theo công thức 6.36c tài liệu [1]:Z ε = √ ε 1 α = 0,77

• K H : hệ số tải trọng khi tiếp xúc Theo công thức 6.39 tài liệu [1]:

K H = K Hα K Hβ K Hv o K Hβ = 1,05 : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng o Theo 6.40 tài liệu [1], vận tốc của bánh chủ động: v = π.d 60000 w1 n 1 =π.53,33.1425

Để tính toán vận tốc, ta có 60000 = 3,98 (m/s) Đường kính vòng lăn bánh chủ động được xác định là dw1 = u 2.a w m + 1 = 53,33 (mm) Với v = 3,98 (m/s) < 5 (m/s) theo bảng 6.13 trong tài liệu [1], ta chọn K Hα = 1,16 Theo công thức 6.42 trong tài liệu [1], ta tính được vH = δH g0 v √aw/um = 0,002.73.3,98 √160/5 = 3,29, với 𝛿𝐻 = 0,002 là hệ số ảnh hưởng của sai số ăn khớp (theo bảng 6.15 tài liệu [1]) và 𝑔 0 = 73 là hệ số ảnh hưởng của sai lệch bước răng bánh 1 và 2 (theo bảng 6.16 tài liệu [1]) Cuối cùng, K Hv được tính bằng công thức K Hv = 1 + 2.T v H b w d w1.

• Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:dw1 = u 2.a w m +1= 53,33 (mm)

• Bề rộng vành răng: bw = ψba aw = 0,4 160= 64 (mm)

Theo công thức (6.1) với vận tốc v = 3,98 (m/s) nhỏ hơn 5 (m/s), hệ số Zv được xác định là 0,85 Đối với độ chính xác động học, v 0,1 = 0,98 và cấp chính xác về mực tiếp xúc là 8 Theo tài liệu [2], để đạt được độ nhám R a = 2,5μm, cần có Z R = 0,95 Với vòng đỉnh bánh răng có đường kính nhỏ hơn 700mm, KxH = 1, áp dụng các công thức từ tài liệu [1] để hoàn thiện tính toán.

[σ H ] = [σ H ] sb Z V Z R K xH = 495,41.0,98.0,95.1 = 461,23 MPaNhư vậy ta thấy σ H < [σ H ], cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc.

Ki ể m nghi ệm răng về độ b ề n u ố n

• Xác định số răng tương đương: z v1 = z1 cos 3 β = 21 cos 3 10.14° = 22 z v2 = z2 cos 3 β = 105 cos 3 10,14 = 110

• Theo bảng 6.4 tài liệu [4], K Fβ = 1,1 ; theo bảng 6.14 tài liệu [1] với v=3,98(m/s) < 5 (m/s) và cấp chính xác 9, K Fα = 1,4 , theo 6.47 tài liệu [1] hệ số v F = δ F g 0 v √aw/u m = 0,006.73.3,98 √160/5 = 9,86(trong đó δ H 0,006theo bảng 6.15;g 0 = 73 theo bảng 6.16 Do đó theo (6.46)

• Hệ số dạng răng Y F : Đối với bánh dẫn: YF1 = 3,47 + 13,2 z v1 = 4 Đối với bánh bị dẫn: Y F2 = 3,47 + 13,2 z v2 = 3,6

• Y ε = ε 1 α = 1,67 1 = 0,60: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

• Y β = 1 − 140 β° = 1 − 10,14 140 = 0,93: hệ số kể đến độ nghiêng của răng.

• Với m = 2,5 , Y s = 1,08 − 0,0695 ln(2,5) = 1,016; YR= 1 (bánh răng phay);

KxF = 1 (da< 400mm), do đó theo (6.2) và (6.2a) tài liệu [1]:

• [σF2] = [σF2] sb YR YS KxF = 242,29.1.1,016.1 = 246,17 MPa

• Độ bền uốn tại chân răng: σ F1= 2.T b 1 Y F1 K F Y ε Y β w d w1 m n =2.33053,053.4.2,05.0,6.0,93

Như vậy, ta thấy cặp bánh răng đảm bảo độ bền uốn.

Ki ể m nghi ệm răng về quá t ả i

Với hệ số quá tải: Kqt = T max T = 1

• Theo 6.48 tài liệu [1] ứng suất tiếp quá tải: σ Hmax = σ H √Kqt = 285,72 √1 = 285,72 MPa < [σ H ] max = 1260 (MPa)

• Theo 6.49 tài liệu [1]: o σF1max = σF1 Kqt5,45 1 5,45 MPa < [σF1] max = 464 (MPa) o σ F2max = σ F2 K qt 1,91.1 1,91 MPa < [σ F2 ] max = 360 (MPa)

B ả ng thông s ố và kích thướ c b ộ truy ề n

Hệ số dịch chỉnh x1 = 0 x2 = 0 Đường kính vòng chia d 1 = m z 1 cosβ = 53,33 d 2 = m z 2 cosβ= 266,67 Đường kính đỉnh răng d a1 = d 1 + 2m = 58,33 d a2 = d 2 + 2m = 271,67 Đường kính đáy răng d f1 = d 1 − 2,5m = 47,08 d f1 = d 1 − 2,5m = 260,42

THI Ế T K Ế TR Ụ C – CH Ọ N THEN

Thi ế t k ế tr ụ c

• Chọn vật liệu chế tạo là thép C45 thường hóa có: Độ rắn 200HB

• Giới hạn chảy:σch = 340 MPa

• Ứng suất xoắn cho phép: [τ] = 30 MPa

3.3.1.2 Chọn sơ bộ đường kính trục

• Chọn sơ bộđường kính trục: Đường kính sơ bộ trục thứ k: dk ≥ 3 √ 0,2[τ] T k d 1 ≥ √ 3 0,2[τ] T 1 = √ 3 33053,053 0,2.30 = 17,66 (mm) d2≥ 3 √ 0,2[τ] T 2 = 3 √ 160339,474 0,2.30 = 29,9 (mm)

Theo tài liệu [1], chúng ta xác định đường kính trục và bề rộng ổ lăn dựa trên tiêu chuẩn Đường kính đầu trục vào của hộp giảm tốc 1 được kết nối với trục động cơ, vì vậy cần lấy d1 = (0,8÷1,2) dđc, trong đó dđc được tra từ Bảng P.14 tài liệu [1] Với động cơ 4A112M có dđc = 32 mm, ta tính được d1 trong khoảng (25,6÷38,8) mm Cuối cùng, ta chọn d1 = 30 mm.

3.3.1.3 Xác định chiều dài các trục

Theo Bảng 10.3 tài liệu [1], ta chọn được các khoảng cách:

Khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến thành trong hộp giảm tốc hoặc giữa các chi tiết quay k 1 = (8 ÷ 15) mm

Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong hộp giảm tốc: k2= (5 ÷15) mm

Khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ: k 3 = (10÷20) mm

Chiều cao nắp ổvà đầu bulông: hn = (15÷20) mm

Từ đó ta xác định được chiều dài các trục:

Chiều dài đoạn nối trục: lm12= (1,4÷2,5) d1 = (1,4÷2,5).30 = (42÷75)

Chiều dài mayer bánh răng trụ dẫn: : l m13 = (1,2÷1,5) d 1 = (1,2÷1,5).30

= (36÷45) Ta chọn: lm13 = 69 mm, vì bw1= 69 mm

Bề rộng rộng ổ lăn: b1= 19 mm

Khoảng cách: k 1 = 10 mm ; k 2 = 12 mm ; k 3 = 19,5 mm ; h n = 20 mm

Chiều dài trục I: o l 12 = 0,5.(l m12 + b 1 ) +k 3 + h n = 0,5.(62 + 19) +19,5 + 20= 80 mm o l13= 0,5.(lm13 + b1) +k1 + k2 = 0,5.(69 + 19) + 10 + 12= 66 mm o l11= 2l13 = 132 mm

- Chiều dài mayer đĩa xích: l m22 = (1,2÷1,5) d 2 = (1,2÷1,5).35 = (42÷52.5)

Chiều dài mayer bánh răng trụ bị dẫn: lm23= (1,2÷1,5) d2 = (1,2÷1,5).35 (42÷52.5) Ta chọn: l m23 = 64 mm, vì b w2 = 64 mm

- Khoảng cách: k1 = 11 mm ; k2 = 12,5 mm ; k3 = 20 mm ; hn = 15 mm

- Chiều dài trục II: l22= 0,5(lm22+ b2) +k3 + hn = 0,5(49+21) +20 + 15 = 70 mm l23= 0,5(lm23+ b2) +k1 + k2 = 0,5(64+21) +11 + 12,5 = 66 mm l 21 = 2l 23 = 132 mm

3.3.1.4 Tính toán thiết kế các trục

Lực tác dụng của nối trục đàn hồi:

Lực tác dụng của nối trục đàn hồi là lực hướng tâm, có xu hướng làm tăng ứng suất và biến dạng do lực vòng từ bánh răng trụ dẫn tác động lên trục.

➢ Phân tích lực lên bộ truyền:

- Lực hướng tâm: F r1 = F r2 = F t1 tgα t cosβ = 1239,57.tg(20,29°) cos (10,14°) = 465,557 N

- Lực dọc trục: Fa1 = Fa2 = Ft1 tgβ = 1239,37.tg10,14°= 221,66 N

- Mômen do lực dọc trục gây nên: M a = F a1 d 2 1 = 5910,564 N.mm

- Xét mặt phẳng oyz: ΣF /y = R yB + R yD - F r1 = 0 ΣM/B = - RyD 132+ Fr1 66 - Ma = 0

- Ứng suất cho phép: [𝜎] = 63 MPa

Mômen tương đương tại tiết diện j:

Với 𝑀 𝑥𝑗 và 𝑀 𝑦𝑗 là mômen uốn trong hai mặt phẳng vuông góc tới nhau tại tiết diện j

Công thức tính đường kính trục tại tiết diện j:

Các biểu đồ mômen thì tiết diện nguy hiểm nhất tại C:

𝑀 𝑡𝑑𝐶 = √𝑀 𝑥𝐶 2 + 𝑀 𝑦𝐶 2 + 0,75𝑇 𝐶 2 √48905,62 2 + 18318,762 2 + 0,75.33053,053 2 = 59554,3 Nmm Đường kính trục xác định theo công thức:

𝑑 𝐷 ≥ √ 3 0,1[𝜎] 𝑀 𝑡𝑑𝐷 = 3 √ √0 2 0,1.63 +0 2 +0 2 = 0 ⇒ Chọn 𝑑 𝐷 = 𝑑 𝐵 = 30 mm cho trùng với đường kính ổ lăn tại tiết diện B

- Mômen do lực dọc trục gây nên: 𝑀 𝑎2 = 𝐹 𝑎2 𝑑 2 2 = 29555,06 N.mm

- Lực tác dụng từ bộ truyền xích:

Trong đó: 𝑘 𝑥 – hệ số kể đến trọng lượng xích,

𝑘 𝑥 = 1,15 – bộ truyền nằm nghiêng một góc nhỏhơn 40° so với đường nằm ngang

- Ứng suất cho phép: [𝜎] = 63 MPa

- Các biểu đồ mômen thì tiết diện nguy hiểm nhất tại B:

√84103,6 2 + 145671,4 2 + 0,75 160339,474 2 = 218117,2 Nmm Đường kính trục xác định theo công thức:

𝑑 𝐷 ≥ √ 3 0,1[𝜎] 𝑀 𝑡𝑑𝐷 = 3 √ √0 0,1[𝜎] 2 +0 2 +0 = 0 ⇒ Chọn 𝑑 𝐷 = 𝑑 𝐵 @ mm cho trùng với đường kính ổ lăn tại tiết diện B

3.3.1.5 Kiểm nghiệm trục vềđộ bền mỏi:

Trục vừa thiết kế được kiểm nghiệm độ bền mỏi theo các công thức sau đây:

Trong đó:-[S] hệ số an toàn cho phép, lấy giá trị là 3, như vậy ta không cầnkiểm nghiệm trục theo độ cứng

𝑆 𝜎𝑗 , 𝑆 𝜏𝑗 - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho ứng suất uốn và ứng suất xoắn, xác định theo công thức sau:

Với giới hạn mỏi uốn của thép Cacbon (vật liệu chế tạo trục) là:

Giới hạn xoắn uốn là:

𝜏 −1 = 0,23𝜎 𝑏 = 138 MPa Trong đó:𝜎 𝑏 = 600 𝑀𝑃𝑎 - giới hạn bền vật liệu

𝜎 𝑎 , 𝜎 𝑚 , 𝜏 𝑎 , 𝜏 𝑚 - biên độ và giá tr ị trung bình của ứng suất

Do trục quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng:

Trong đó: 𝑀 𝑗 - là mômen uốn tổng 𝑀𝑗 = √𝑀 𝑥𝑗 2 + 𝑀 𝑦𝑗 2

𝑊 𝑗 - là mômen cản uốn được tính cho trục có 1 then:

2𝑑 𝑗 Ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động khi trục quay một chiều:

Trong đó: 𝑇 𝑗 - là mômen xoắn tại tiết diện j

𝑊 𝑜𝑗 - là mômen cản xoắn được tính cho trục có 1 then:

Với:𝑡 1 - chiều sâu rãnh then; b - chiều rộng then

𝛹 𝜎 = 0,05; 𝛹 𝑟 = 0 - hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra Hình 2.9 tài liệu [4] đối với Thép carbon mềm

𝜀 𝜎 ; 𝜀 𝜏 - h ệ s ố kích thước tra theo Bảng 10.3 tài liệu [4]

𝛽 = 1,7 - hệ số tăng bền bề mặt tra theo Bảng 10.4 tài liệu [4] đối với phương pháp tăng bền Phun bi

𝐾 𝜎 = 1,75; 𝐾 𝜏 = 1,5 - hệ sốxét đến ảnh hưởng của sự tập trung tải trọng đến độ bền mỏi, tra bảng Bảng 10.8 tài liệu [4] đối trục có rãnh then, then

Nhận xét: Tất cả các hệ số an toàn trong bảng đều lớn hơn [s] = 3 Vậy các trục thỏa mãn điều kiện bền mỏi

3.3.1.6 Kiểm nghiệm trục về độ bên tĩnh Để đề phòng trục bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc bị gãy khi bị quá tải đột ngột, ta cần phải kiểm nghiệm trục theo điều kiện:

𝜎𝑡𝑑 = √𝜎 2 + 4𝜏 2 ≤ [𝜎] Trong đó𝜎,𝜏 là ứng suất uốn và xoắn Giá trị được xác định theo các công thức sau:𝜎= 𝑀 𝑚𝑎𝑥

Với:𝑀 𝑚𝑎𝑥 ,𝑇 𝑚𝑎𝑥 - mômen uốn và mômen xoắn tại các tiết diện nguy hiểm khi quá tải

Như vậy các trục thỏa mãn độ bền tĩnh.

Ch ọ n then b ằ ng và ki ể m nghi ệ m then

Thông số của then được tra theo Bảng 9.1a tài liệu [1] Điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt có dạng:

- 𝜎𝑑,𝜏𝑑ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán, Mpa;

- T mômen xoắn trên trục, Nmm;

- d đường kính trục tại tiết diện sử dụng then, mm;

- 𝑡 1 chi ều sâu rãnh then, mm

Ta lập bảng kiểm nghiệm:

Trục Đường kính d (mm) B x h x 𝑡 1 𝑙 𝑡 (mm) 𝜎𝑑(MPa) 𝜏𝑑(MPa)

Nhận xét: Tất cả giá trị ứng suất trên then đều đạt yêu cầu.

TÍNH TOÁN CH Ọ N Ổ LĂN – N Ố I TR Ụ C

Tính toán ch ọ n ổ lăn trụ c I

- Số vòng quay ổ: n1 = 1425 vg/ph

- Đường kính vòng trong: d = 30 mm

- Thời gian làm việc của ổ: Lh = 33600 giờ

Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B:

Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ D:

764,48 = 0,29 < 0,3 Ta chọn ổbi Đỡ, chọn sơ bộổ cỡ nhẹ, theo phụ lục P2.11 tài liệu [1]

Kí hiệu ổ d, mm D, mm B, mm T, mm r, mm C, kN C o , kN α(°)

Sơ đồ phân bố lực:

10200 = 0,0217 Với α° = 0 theo bảng 11.4, tài liệu [1], ta chọn e = 0,22

- Đối với ổ đỡ, lực dọc trục là tổng lực dọc trục ngoài do chi tiết quay bánh răng trụ răng nghiêng truyền đến ổ nên ta có:

• Tổng lực dọc trục tại D:

• Tổng lực dọc trục tại B:

1.407,65 = 0,544 > e = 0,22 Theo Bảng 11.4, tài liệu [1], với α = 0 tra được: X = 0,56; Y = 1,99

1.764,48= 0,29 > e = 0,22 Theo Bảng 11.4, tài liệu [1], với α = 0tra được: X = 0,56 ;Y = 1,99

V = 1 - hệ số tính đến vòng nào quay, do vòng trong quay

Kđ = 1 - hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ổ, áp dụng cho hệ thống tải trọng tĩnh không va đập Bảng 11.3 tài liệu [1]

Kt = 1 - hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ đến tuổi thọ ổ, t°C ≤ 100

• Tải trọng động quy ước trên ổ:

Vì QD > QB nên ta tính toán ổ theo thông số tại D

• Khả năng tải động tính toán:

Ctt = QD 3 √L = 869,21 √2872,8 3 = 12356,435 N Trong đó:m =3 - chỉ số mũ đối với ổ bi

Chọn ổ bi như ổ bi đã chọn sơ bộ

• Tuổi thọ ổ xác định theo công thức:

L = ( Q C ) m = ( 1029,25 15300 ) 3 = 3284,32 ( triệu vòng quay ) Tuổi thọ tính bằng giờ:

• Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh: Đối với ổ bi Đỡ, α = 0° tra từ Bảng 11.6 tài liệu [1] ta có:

Tải trọng tĩnh quy ước Qo xác định theo công thức:

Vậy ổ thỏa khảnăng tải tĩnh.

• Số vòng quay tới hạn của ổ:

Theo bảng 11.7, tài liệu [1], với ổ bi Đỡ - Chặn bôi trơn bằng mỡ:[D pw n] 1,3.10 5

- Đường kính tâm con lăn D pw = D+d

Tính toán ch ọ n ổ lăn trụ c II

- Số vòng quay ổ: n2 = 285 vg/ph

- Đường kính vòng trong: d = 40 mm

- Thời gian làm việc của ổ: L h = 33600 giờ

Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B:

Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ D:

4030,14 = 0,06 < 0,3 Ta chọn ổ bi Đỡ, chọn sơ bộ ổ cỡ nhẹ, theo phụ lục P2.11 tài liệu [1]

Kí hiệu d, mm D, mm B, mm r, mm Đường kính bi C, kN 𝐶 𝑜 , 𝑘𝑁 α(°)

Sơ đồ phân bố lực:

Với α = 0° theo bảng 11.4, tài liệu [1], ta chọn e = 0,19

- Đối với ổđỡ, lực dọc trục là tổng lực dọc trục ngoài do chi tiết quay bánh răng trụ răng nghiêng truyền đến ổ nên ta có:

• Tổng lực dọc trục tại B:

• Tổng lực dọc trục tại D:

1.4030,14 = 0,06 < e Theo Bảng 11.4 tài liệu [1] tra được: X = 1;Y = 0,

1.647,21 = 0,34 > e = 0,19 Theo Bảng 11.4 tài liệu [1] tra được: X = 0,56; Y = 1,31

V = 1 - hệ số tính đến vòng nào quay, do vòng trong quay

K σ = 1 - hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ổ, áp dụng cho hệ thống tải trọng tĩnh, không va đập theo Bảng 11.3 tài liệu [1]

Kt = 1 - hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ đến tuổi thọ ổ, t°C ≤ 100

• Tải trọng động quy ước trên ổ:

Vì QB > QD nên ta tính toán ổ theo thông số tại B

• Khả năng tải động tính toán:

Ctt = QB m √L = 4030,14 √574,56 3 = 33504,15 Trong đó:m =3 - chỉ số mũ đối với ổ bi

C tt > C = 25600 N Vậy ta chọn lại ổ bi đỡ cỡ nặng:

Kí hiệu d, mm D, mm B, mm r, mm Đường kính bi C, kN 𝐶 𝑜 , 𝑘𝑁 α(°)

• Tuổi thọổxác định theo công thức:

L = ( Q C ) m = ( 4030,14 50300 ) 3 = 1944,21 (triệu vòng quay) Tuổi thọ tính bằng giờ:

• Kiểm nghiệm khảnăng tải tĩnh: Đối với ổbi Đỡ, α = 0° tra từ Bảng 11.6 tài liệu [1] ta có:

Tải trọng tĩnh quy ước Q o xác định theo công thức:

Vậy ổ thỏa khả năng tải tĩnh

• Số vòng quay tới hạn của ổ:

Theo bảng 11.7, tài liệu [1], với ổ bi Đỡ bôi trơn bằng mỡ:[D pw n] = 1,3.10 5

- Đường kính tâm con lăn Dpw = D+d

Tính toán n ố i tr ụ c

Sử dụng nối trục đàn hồi do nó có ưu điểm là cấu tạo đơn giản, dễ chế tạo, dễ thay thế và khả năng làm việc tin cậy

- Mômen xoắn tại trục đầu vào: T1 = 33053,053 N.mm = 33,053 N.m

- Đường kính trục đầu vào: d = 25 mm

- Đường kính trục động cơ: dđc = 32 mm

Theo Bảng 16.10a tài liệu [1], ta có bảng thông số nối trục vòng đàn hồi, mm:

➢ Kiểm nghiệm điều kiện bền dập của vòng đàn hồi: σd = 2KT

Trong đó: [σ d ] = (2 ÷ 4) MPa - ứng suất dập cho phép của vòng cao su

K =2 - hệ số chế độ làm việc của xích tải σ d = 2KT

6.71.10.15 = 2,07 MPa ≤ [σ d ] Vậy nối trục thỏa độ bền dập

➢ Kiểm nghiệm điều kiện sức bền của chốt: σF = KTl 0

[σF] = (60 ÷ 80) MPa - ứng suất uốn cho phép của chốt l 0 = l 1 + l 2

2 = 25 mm - chiều dài ống cao su σ F = KTl 0

0,1.6.71.10 3 = 38,8 MPa ≤ [σ F ] Vậy chốt của nối trục thỏa sức bền cho phép.

TÍNH TOÁN CÁC CHI TI Ế T H Ệ TH Ố NG TRUY ỀN ĐỘ NG

K ế t c ấu bánh răng

Hình dạng, kết cấu của bánh răng được xác định chủ yếu theo yếu tố công nghệ gia công và phương pháp chế tạo phôi bánh răng

Vật liệu chế tạo bánh răng là thép Phương pháp chế tạo phôi là rèn Đường kính bánh răng ≤ 400 mm

Bánh răng bao gồm ba phần chính: vành răng, mayo và đĩa nan hoa kết nối mayo với vành răng Vành răng chịu tải trực tiếp từ răng truyền, do đó cần đảm bảo độ bền cao để hoạt động hiệu quả.

Vành răng cần phải có độ dẻo để đảm bảo trọng lực phân bố đều dọc theo chiều dài, trong khi độ chính xác trong quá trình cắt răng chỉ đạt được khi vành răng có độ cứng phù hợp.

Đối với bánh răng trụ, chiều dày 𝛿 được xác định trong khoảng (2,5~4)m, tương đương với (5 – 8)mm, nhưng để đảm bảo tính an toàn, ta chọn 𝛿 = 10mm Mayo của bánh răng được lắp vào trục để truyền momen xoắn giữa trục và bánh răng Để tránh tình trạng lệch vị trí bánh răng trên trục và đảm bảo chiều dài mayo lớn hơn chiều dài then, ta chọn chiều dài mayo l = b Ngoài ra, mayo cần có độ cứng và độ bền đủ để chịu lực, vì vậy đường kính ngoài thường được chọn theo tiêu chuẩn.

D = (1,5 ~ 1,8)d = (67,5 – 81) lấy D = 80,4175 mm o Đĩa nan hoa dùng để nối mayo với vành răng Ta chọn chiều dày đĩa như sau:

Bánh răng hình trụ: C ≈ (0,2 ~0,3)b = (12,8 – 19,2)mm

Ta chọn C = 14 mm o Đường kính lỗ trên đĩa: 𝑑0 = (12~25)mm, ta chọn 𝑑0 = 16 mm o Đường kính tâm lỗ: đối với răng trụ- 𝐷 0 = 0,5(D + 𝐷 𝑣 ) = 160,835 mm với 𝐷 𝑣 = 𝑑 𝑓2 - 2𝛿 = 260,42 – 2.10 = 241,67 mm

K ế t c ấu đĩa xích

Cấu tạo biên dạng của xích ổng con lăn theo bảng 14-4a tài liệu [1]:

Khoảng cách giữa các mép của mặt răng làm việc khi 𝛼 = 60° t 28,73

Khoảng cách từ giao diểm của các mặt răng làm việc đến răng ngoài c 41,03

Bán kính góc lượn đáy răng r1 2,5

Các thông số về biên dạng của xích ống con lăn:

Đĩa xích ống con lăn dẫn có đường kính vòng chia d = 727,80 mm, được tính bằng công thức d = p/ [sin ( π Z )], trong khi đó, đĩa xích ống con lăn bị dẫn có đường kính vòng đỉnh răng da = p [0,5 + cos ( π Z )].

4,91mm da = 740,06mm Đường kính vòng đáy răng df d f = d − 2r8,26 mm d f = 711,74 mm Đường kính vành đĩa dv d v = p cotg ( π Z ) − 1,2h

3,17 mm Với h tra từ bảng 5.2 tài liệu

2γ = 16,29° Đường kính con lăn xích d1 Tra Bảng 5.2 tài liệu [1] có d1 = 15,88 d1 = 15,88

Bán kính đáy r r=0,5025d1+0,05=8,03 mm r=8,03 mm

Bán kính profin răng r1 r2 r1=0,8d1+r ,734 mm r2=d1.(0,8cosβ+1,24cosγ- 1,3025)-0,05,2 mm r1 ,734 mm r2,32 mm

Bán kính góc lượn r3 r3=1,7d1&,996 mm r3=1,7d1&,996mm r4 r4=1,5 khi p 12 mm), chọn d 1 = 18 mm d2 = (0,7÷ 0,8) d1 = (12,6 ÷ 14,4) chọn d 2 = 14 mm d 3 = (0,8÷ 0,9) d 2 = (11,2 ÷ 12,6) chọn d3 = 12 mm d4 = (0,6÷ 0,7) d2 = (8,4 ÷ 9,6) chọn d 4 = 9 mm, lấy theo bảng 18-2 tài liệu 2 d 5 = (0,5÷ 0,6) d 2 = (7 ÷ 8,4) chọn d5 = 8 mm

Mặt bích ghép nắp và thân:

- Chiều dày bích thân hộp, S 3

- Chiều dày bích nắp hộp S 4

- Bề rộng bích nắp và than, K3 K3 = K2 – 3 = 43 – 3 @

- Chiều dày không có phần lồi, S1

- Bề rộng mặt đế hộp, K1 và q

K1 ≈ 3d1= 3.18 = 54 mm q ≥K 1 +2δ = 54 +2.9 = 72 mm Kích thước gối trục:

- Bề rộng mặt ghép bolon cạnh ổ,

- Tâm lỗ bulon cạnh ổ: E2 và C (là khoảng cách từ tâm bulong đến mép lỗ)

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

Khe hở giữa các chi tiết

- Giữa bánh răng với thành hộp, 

- Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp,  1

- Giữa mặt bên các bánh răng với nhau 

Sơ bộ chọn L = 550 mm và B = 300 mm ( L,B chiều dài và rộng của hộp.)

➢ Kích thước gối trục: đường kính ngoài và tâm lỗ vít

(dựa theo bảng 18-2 tài liệu [4])

Các chi ti ết liên quan đế n k ế t c ấ u v ỏ h ộ p

Mặt ghép giữa nắp và than được thiết kế trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục với lỗ trụ (đường kính D) lắp ở trên nắp và than hộp được gia công đồng thời Để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và than trước và sau khi gia công cũng như lắp ghép, hai chốt định vị được sử dụng Việc xiết bulông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ, nhờ đó loại trừ được một trong những nguyên nhân chính gây hỏng ổ.

Ta dùng chốt định vị hình côn có các thông số chọn từ bản 18-4b tài liệu [2]:

- Che chắn ổ lăn khỏi bụi từ bên ngoài

- Làm bằng vật liệu GX15-32

- Kết cấu các nắp ổ trong hộp giảm tốc, bảng 18.2 (tài liệu [4]):

3.6.2.3 Cửa thăm Để kiểm tra, quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và đểđổ dầu vào trong hộp, trên đỉnh hộp có làm cửa thăm, cửa thăm được đậy bằng nắp, trên nắp có lắp thêm nút thông hơi Kích thước cửa thăm được chọn theo bảng 18-5 tài liệu [2] như sau:

Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng cao, dẫn đến việc cần giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài Để đạt được điều này, nút thông hơi được lắp đặt trên nắp cửa thăm, giúp kiểm soát nhiệt độ hiệu quả.

Kích thước nút thông hơi tra bảng 18-6 [1]:

Sau một thời gian sử dụng, dầu bôi trơn trong hộp có thể bị bẩn do bụi và hạt mài hoặc bị biến chất, vì vậy cần thay dầu mới Để tháo dầu cũ, có lỗ tháo dầu ở đáy hộp, 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 tài liệu [2] (nút tháo dầu trụ) như sau: d b m f L c q D S 𝐷0

3.6.2.6 Que thăm dầu Để kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu

Dùng để di chuyển hộp giảm tốc một cách dễ dàng

Chiều dày: S = (2÷ 3)𝛿 = mm Đường kính lỗ vòng móc: d = (2÷ 3)𝛿 = mm

3.6.2.8 Vít tách nắp và thân hộp giảm tốc

Có tác dụng tách nắp và thân hộp giảm tốc, dùng vít M14x30

Các chi ti ế t ph ụ khác

Vòng phớt là một loại lót kín động gián tiếp, có chức năng bảo vệ ổ khỏi bụi bẩn, hạt cứng và các tạp chất khác, ngăn ngừa mài mòn và hoen gỉ Bên cạnh đó, vòng phớt còn giúp ngăn chặn dầu chảy ra ngoài, góp phần quan trọng vào tuổi thọ của ổ lăn.

Vòng phớt là một linh kiện phổ biến nhờ vào cấu trúc đơn giản và khả năng thay thế dễ dàng Tuy nhiên, chúng có nhược điểm là dễ bị mòn và tạo ra ma sát lớn khi bề mặt tiếp xúc có độ nhám cao.

3.6.3.2 Vòng chắn dầu: Để ngăn cách mỡ trong bộ phận ổ với dầu trong hộp.

B ả ng t ổ ng k ế t bulông

Dựa theo bảng phụ lục sách vẽ cơ khí tập 1, Trần Hữu Quế

- Bulong nền:𝑑1 = 18 mm, 𝑙0 = 42 mm, chọn M18x42

- Bulong cạnh ổ:𝑑 2 = 14 mm , 𝑙 0 = 34 mm, chọn M14x34

- Bulong ghép nắp bích và than:𝑑 3 = 12 mm, 𝑙 0 = 30 mm, chọn M12x30

- Vít ghép nắp ổ: 𝑑4 = 9 mm, chọn M6x và M8x

- Vít ghép nắp cửa thăm : 𝑑 5 = 8 mm, chọn M8x

Ta có bảng tổng kết sau:

DUNG SAI VÀ L Ắ P GHÉP

Vòng trong ổ lăn chịu tải hoàn toàn cần được lắp ghép theo hệ thống trục lắp trung gian để tránh hiện tượng trượt trên bề mặt trục khi hoạt động Do đó, việc chọn mối lắp k6 và lắp trung gian có độ dôi là rất quan trọng, giúp tạo điều kiện cho ổ mòn đều trong quá trình làm việc, đảm bảo hiệu suất và độ bền của thiết bị.

Vòng ngoài của ổ lăn không quay và chịu tải cục bộ, vì vậy cần lắp đặt theo hệ thống lỗ để ổ có thể di chuyển dọc trục khi nhiệt độ tăng trong quá trình làm việc Kiểu lắp trung gian H7 được lựa chọn để đảm bảo hiệu suất tối ưu.

3.7.2 Lắp ghép bánh răng trên trục:

Bánh răng lắp trên trục chịu tải vừa, tải trọng tĩnh, làm việc êm, ta chọn kiểu lắp ghép H7/k6

3.7.3 Lắp ghép nắp ổ và thân hộp: Để dễ dàng cho việc tháo lắp và điều chỉnh, ta chọn kiểu lắp lỏng H7/e8

3.7.4 Lắp ghép vòng chắn dầu trên trục: Để dễ dàng cho tháo lắp, ta chọn kiểu lắp trung gian H7/Js6

3.7.5 Lắp chốt định vị: Để đảm bảo độ đồng tâm và không bị sút, ta chọn kiểu lắp chặt P7/h6

Theo chiều rộng, chọn kiểu lắp trên trục là P9/h9 và kiểu lắp trên bạc là Js9/h9

Theo chiều cao, sai lệch giới hạn kích thước then là h11

Theo chiều dài, sai lệch giới hạn kích thước then là h14

BẢNG DUNG SAI LẮP GHÉP

(𝜇𝑚) es (𝜇𝑚) ei (𝜇𝑚) Độ dôi lớn nhất Độ hở lớn nhất

Bánh trụ bị dẫn 45 H7/k6 +25 0 +18 +2 18 23 ổbi đỡ d ổ vòng ngoài

Trục II 40 H7/k6 +25 0 +18 +2 18 23 bxh Then (trục)

Then (bánh răng + bánh xích + nối trục)

Bánh trụ bị dẫn 14x9 Js9/h9 +21.5 -21.5 0 -43 21.5 64.5 Đĩa xích 10x8 Js9/h9 +18 -18 0 -36 18 18

Vòng chắn dầu trục và chốt định vị

Chốt định vị- vỏ hộp d = 6 P7/h6 -8 -20 0 -8 20 0

Vòng phớt – ống lót trục I

Vòng phớt – ống lót trục II