HCM, ngày … tháng … năm … Giảng viên hướng dẫn Ký và ghi rõ họ tênVIỆN KỸ THUẬT HUTECH PHIẾU THEO DÕI TIẾN ĐỘ THỰC HIỆN ĐỒ ÁN MÔN HỌC & ĐÁNH GIÁ KẾT QUẢ THỰC HIỆN .... Tuần Ngày Nội dung
Công suất trên trục công tác
Điều kiện làm việc với số liệu ban đầu:
- Lực vòng trên băng tải(F) : 5000 (N).
- Đường kính tang tải : 450 (mm).
Đặc điểm của tải trọng:
- Tải trọng và đập nhẹ, quay 1 chiều.
Một năm làm việc 300 ngày, ngày 2 ca, 1 ca 8 giờ Sai số cho phép tỷ số truyền ∆u = (2÷3)%.
Tính toán công suất hệ thống
Hiệu suất chung: η = ηđ.ηôl 2.η ηnt
Tra bảng 2.3 trang 19, [1] ta có:
+ ηđ = 0,95 : Hiệu suất bộ truyền đại.
+ ηôl = 0.99 : Hiệu suất 1 cặp ổ lăn.
+ ηbr = 0,98 : Hiệu suất 1 cặp bánh răng trụ răng nghiêng + ηnt = 1 : Hiệu suất nối trục.
Chọn động cơ
-Trong đó : Plv công suất trên trục công tác
Pyc công suất tren trục động cơ
*Ta có: Công suất trên trục công tác:
* Công suất cần thiết cho động cơ:
Số vòng quay sơ bộ của động cơ điện
Trên trục công tác ta có nct=60000 π D v =60000.1,75 π 450 = 74,3 vòng/phút nsb=nct.usb trong đó : usb=uđ.uh uđ: Tỷ số truyền bộ truyền đai, uđ= 4(Bảng 2.4 trang 21 tài liệu [1]) uh truyền động bánh răng trụ răng nghiêng :uh=ubr= 3 (Bảng 2.4 trang 21 tài liệu [1]) ta được : usb=uđ.uh=4.3
-Vậy ta cần chọn động cơ có công suất thỏa điều kiện: Pđm > Pct và nđc>nsb(vòng/phút).
- Thực tế có nhiều động cơ thỏa điều kiện này Dựa vào các thông số đã cho và mục đích giảm bớt về kinh tế → Ta loại chọn động cơ: 4A160S6Y3 (Tra bảng P1.3/Tr 235, [1]).
Các thông số kỹ thuật:
Pđc = 11 (Kw) , nđc = 970 (Vòng/phút), T max
Phân Phối tỉ số truyền
Tỷ số truyền chung của hệ thống
Phân phối tỷ số truyền của hệ dẫn động
Với tỉ số truyền bộ truyền bánh răng đã chọn (đã chọn ở phần 1.1.2)
Hợp lý với yêu cầu sai số về tỷ số truyền ∆U = 2÷3%.
Xác định công suất, momen và số vòng quay trên các trục
Dựa vào Pct và sơ đồ hệ dẫn động.
số vòng quay trên trục nđc0 (vòng/phút) n1 = n u đc đ = 4,35 970 = 223 (vg/ph) n2 = u n 1 br = 223 3 = 74,3 (vg/ph) nct = u n 2 kn = 74,3 1 t,3 (vg/ph)
Trục Thông số Động cơ 1 2 Công tác
Số vòng quay n, vg/ph
Bảng 1 1 Bảng phân phối tỉ số truyền
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI
Xác định các thông số bộ truyền
1.1.Chọn đai loại đai và tiết diện đai.
* Từ điều kiện làm việc: Vận tốc xích tải: v = 1,75 m/s < 25m/s nên ta dùng đai thang thường.
* Với: P = 11 KW và n= 970 vòng/phút
=> Ta chọn loại đai thang thường có kí hiệu: Б (bảng 4.13/Tr 59 và Hình 4.1, [1])
* Kích thước tiết diện: bt = 14 mm ;b = 17 mm ; h = 10,5 mm ;y0 = 4 mm
* Diện tích tiết diện: A = 138 mm 2
Hình 2 1 kích thước đai thang 1.2.Xác định thông số bộ truyền
1.2.1 Xác định đường kính bánh đai nhỏ.
-Theo bảng 4.13 ta chọn D15 mm
– Kiểm nghiệm lại vận tốc của đai theo điều kiện
Vì vậy chọn D1 như vậy là hợp lý
1.2.2 Xác định đường kính bánh đai lớn
– Đường kính D2 của bánh đai lớn được tính theo công thức sau:
– Đường kính đai lớn được xác định theo công thức D2=i.(1- ε ).D1
Trong đó: o u=4,35 là tỉ số truyền của bộ truyền đai đã được xác định trước đó o ε là hệ số trượt đai than:ε= (0,01÷0,02) ta chọn ε =0,02
D2=u (1- ε ) D1 = 4,35 (1-0,02).125 = 532,8 mm – Theo bảng 4.26 tài liệu 1 chọn đường kính theo tiêu chuẩn D2T0 mm
– Tỷ số truyền thực tế: ut= D2
– Sai lệch tỉ số truyền: ∆ u = u t −u u =4,408−4,35 4,35 =1,33%α min 0 , vậy thỏa điều kiện.
1.2.6 Xác định số dây đai.
– Số đai cần thiết được xác định theo điều kiện tránh xảy ra trượt trơn giữa đai và bánh đai.
– Số đai cần thiết được xác định theo điều kiện xảy ra trượt trơn giữa đai và bánh đai
Theo bảng 4.7 chọn Kđ=1,25(bảng 4.7/Tr55,[1])
Với α 18,8 ° C α : hệ số ảnh hưởng của góc ôm 0,88
Với l/l0=1, ta chọn Cl=1(bảng 4.16)
Theo bảng 4.19 [P]0=3,28 Kw(công suất cho phép tra bảng 4.19/Tr61 , [1])
-Chiều rộng bánh đai: B=(z-1).t+2e=(4-1).19+2.12,5 = 82 mm
Với t và e tra bảng 4.21 ta được t , e = 12,5 , Z = 4
-Đường kính ngoài của bánh đai da=d+2h05+2.4,23,4 mm
Đường kính ngoài bánh đai dẫn: da1 = d1 + 2h0 = 120 + 2.4,2 = 128,4 (mm)
Đường kính ngoài bánh đai bị dẫn: da2 = d2 + 2h0 = 540 + 2.4,2 = 548,4 (mm)
1.2.7 Tính lực căng ban đầu so và lực tác dụng lên trục.
Theo 4.19 ta có Fo=780 Pđc Kđ /(v c α z)+Fv
Trong đó Fv=qm.v 2 (định kì điều chỉnh lực căng),với qm=0,178(tra bảng 4.22)Fv=0,178.6,35 2 =7,18 N
Theo 4.21 ta có Fr = 2.F0.Z.sin α 1
THÔNG SỐ KÍCH THƯỚC Đường kính bánh đai nhỏ d1 125(mm) Đường kính bánh đai lớn d2 540(mm) Đường kính ngoài của bánh đai da 133,4(mm)
Chiều rộng bánh đai B 82(mm)
Lực tác dụng lên trục Fr (N) 3190
Lực tác dụng lên 1 đai F0(N) 426
Bảng 2 1 Bảng thông số bộ truyền đai
THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC
Chọn vật liệu
Thép nhiệt luyện là loại thép chủ yếu để chế tạo bánh răng Đối với các bộ truyền chịu tải trọng nhỏ và trung bình có thể dùng thép tôi cải thiện (tôi rồi ram ở nhiệt độ cao); thép thường hóa hoặc thép đúc cũng để chế tạo bánh răng Độ rắn bề mặt của răng HB 50
Vì số chu kì làm việc của bánh răng nhỏ nhiều hơn bánh răng lớn (gấp i lần) cho nên bánh răng nhỏ được chế tạo bằng vật liệu tốt hơn.
Chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như sau:
Cụ thể theo bảng 6.1 tài liệu [1] chọn:
Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn
HB$1÷285, có 𝜎b10 Mpa, 𝜎ch1X0 Mpa
Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn
HB2÷240, có 𝜎b2u0 Mpa, 𝜎ch2E0 Mpa
Xác định ứng suất cho phép
Theo bảng 6.2 tài liệu [1] thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB= 180÷350
Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1&0, độ rắn bánh lớn HB2$0
Theo công thức 6.5 tài liệu [1]:
- Số chu kỳ tương đương của bánh răng
Với u: Số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay một vòng: u= 1 n: Số vòng quay trên một phút của bánh răng: n1= 223 V/P; n2t,3V/P
T: Tổng số giờ làm việc: T $000(giờ)
+ Bánh răng lớn: N td 2`×1×74,3×24000,56.1 0 7 ở chế độ của bánh răng đang xét.
N td 1, N td 2> NHO2 do đó KHL2=1 Tương tự KHL1=1
Như vậy theo công thức 6.1a tài liệu [1] sơ bộ xác định được:
Với sử dụng răng nghiêng: [𝜎𝐻] ’= [ σ H ] 1+[ σ H ] 2
2 = 536 +500 2 = 518 MPa Theo 6.2a tài liệu bộ truyền quay 1 chiều nên KFC = 1
[𝜎F2] = 𝜎0Flim2KFCKFL1/SF = 432 1.1/1,75 = 246,85 MPa Ứng suất quá tải cho phép theo 6.13 và 6.14
Xác định các thông số cơ bản bộ truyền
3.1.Xác đinh sơ bộ khoảng cách trục aw1 = Ka(u 1 ) √ 3 [ ❑ T H 1 ] 2 K u ψ H ba
Theo bảng 6.5 tài liệu [1]: Ka = 43(hằng số phụ thuộc vào vật liệu ở cặp bánh răng và loại răng tra bảng 6.5/Tr 96.)
Theo bảng 6.6 tài liệu [1]: ψ ba = 0,3
Theo công thức 6.16 tài liệu [1]: ψ bd =0,53ψ ba (u + 1 ) = 0,53 0,3.( 3 + 1) = 0,636
Tra bảng 6.7 tài liệu [1]: K H = 1,12 ( Sơ đồ 3 )
3.2.Xác định các thông số ăn khớp
Theo bảng 6.8 tài liệu [1] chọn modun pháp m = 3
Chọn = 30… 40 ( đối với bánh răng nghiêng )
Tính số răng bánh nhỏ:
Tính số răng bánh lớn: z2 = u.z1 = 3 28 = 84
Tính lại tỉ số truyền thực u = z z 2
3.3.Các thông số cơ bản của bộ truyền
Khoảng cách trục: aw1 = 210 (mm)
Theo bảng 6.1 tài liệu [1] ta xác định được: Đường kính vòng chia d1 = m z 1 cos =3 0,8 28 = 105 (mm) d2 = m z 2 cos = 3 0,8 84 = 315 (mm) Đường kính đỉnh răng: da1 = d1 +2m = 105 + 2 3 = 111 (mm) da2 = d2 +2m = 315 + 2 3 = 121 (mm) Đường kính vòng lăn: dw1 = u 2 a w1 m +1 = 2.210 3+ 1 = 105 (mm) dw2 = dw1.u = 105.3 15 (mm) Đường kính đáy răng: df1 = d1 – 2,5m = 105 – 2,5 3 = 97,5 (mm) df2 = d2 – 2,5m = 315 – 2,5 3 = 307,5 (mm)
Chiều rộng vành răng: bw = ψ ba aw1 = 0,3 210 = 63 (mm) v = π d w 1 n 1
3.4.Kiếm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Theo công thức 6.33 tài liệu [1], ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:
ZM = 274 (MPa)1/3 ( hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp, theo bảng 6.5 tài liệu [1] )
ZH : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, theo công thức 6.34 tài liệu [1] ta có:
Với ❑ tw = arctan cos tan = arctan cos36,87 tan 20 = 24,46
Z : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Theo công thức 6.38b ta có ε α = [ 1,88−3,2 ( z 1 1 + z 1 2 ) ] cos = [ 1,88−3,2 ( 28 1 + 84 1 ) ] cos36,87 = 1,38
Theo công thức 6.37 ta có hệ số trùng khớp dọc: ε ❑ = b w sin mπ = 63.sin 36,87
KH: hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
KH = 1,05 (Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều dài vành răng tra bảng 6.7 tài liệu [1])
KH = 1,13 (Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều cho các đôi răng, tra bảng 6.14)
Vậy theo công thức 6.41 tài liệu[1] ta có:
Trong đó: vH = H g0 v√ a u w 1 ( Công thức 6.42 tài liệu [1] )
H = 0,006 ( Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 6.15 ) g0 = 56 ( Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2 tra bảng 6.16 )
KH = 1,05 1,13 1,02 1,21 Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc ( Công thức 6.33 tài liệu [1] )
H < [H] Q8 MPa vậy răng đã chọn thõa mãn độ bền tiếp xúc.
3.5.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
Theo công thức 6.43 tài liệu [1] ta có:
Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Y ε = ε 1 α = 1,38 1 = 0,72
Hệ số kể đến độ nghiêng của răng: Y β = 1- 140 β = 1- 36,87 140 = 0,74
Zv2 = z 2 cos 3 β = 84 cos 3 36,87 = 164 Tra bảng 6.18 tài liệu [1] ta được: YF1 = 3,7; YF2 = 3,6
Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vòng ăn khớp khi tính về uốn:
KF = 1,27 (Tra bảng 6.14 tài liệu [1] )
KF = 1,24 ( Tra bảng 6.7 tài liệu [1] )
Thay vào công thức 6.46 tài liệu [1] ta có:
Hệ số tải trọng khi tính về uốn: theo công thức 6.45 tài liệu [1]
=>Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng chủ động:
F1 [F1] = 267,42 MPa Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng bị động:
Vậy độ bền uốn của 2 cặp bánh răng được đảm bảo
3.6.Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Hệ số quá tải: Kqt = T max
T = 1 Ứng suất tiếp xúc cực đại
Hmax = H√ k qt = 457,8 √ 1 = 679 MPa [Hmax] = 1260 MPa
Vậy thỏa mãn điều kiện biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt. Ứng suất uốn cực đại:
F1max = F1Kqt = 124 1 = 124 MPa [F1max] = 464 MPa
F2max = F2Kqt 0,65 1 = 120,65 MPa [F2max] = 360 MPa
Thông số Kí hiệu Giá trị
Khoảng cách trục aw 210 (mm)
Số răng z 1 28 z 2 84 Đường kính vòng chia d 1 105 (mm) d 2 315 (mm) Đường kính vòng lăn d w 1 105 (mm) d w 2 315 (mm) Đường kính đỉnh răng d a 1 111(mm) d a 2 321 (mm) Đường kính đáy răng d f 1 97,5 (mm) d f 2 307,5 (mm)
Bảng 3 1 Bảng thông số bánh răng
TÍNH THIẾT KẾ TRỤC,CHỌN THEN VÀ KHỚP NỐI
Thiết kế trục
Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép C45 tôi, thường hóa có giới hạn bền b= 600 Mpa và giới hạn chảy là ch= 340 Mpa Ứng suất xoắn cho phép [𝜏] = 15…30 Mpa
1.2.Xác định tải trọng tác dụng lên các trục
1.3.Xác định sơ bộ đường kính trục d ≥ √ 3 0,2 Mx [ τ ] x
- T – momen xoắn trên trục cần tính.
- Đường kính trục 1 d1 ≥ √ 3 390137 0,2.20 = 44,5 (mm) chọn d1 = 45 (mm) => b01 = 25 (mm) (bảng 10.2 [2] trang 189)
- Đường kính trục 2 d2 ≥ √ 3 1136231 0,2.20 = 64,8 (mm) chọn d2= 65 (mm) => b02= 33 (mm) (bảng 10.2 [2] trang 189)
1.4.Xác định khoảng cách các gối đỡ và điểm đặt lực:
Chiều rộng bánh răng bw = 63 mm
Chiều dài mayo bánh đai, mayo bánh răng trụ được tính theo công thức: lm = (1,2…1,5) d
Mayơ bánh răng và bánh đai trên trục I lm13 = lm12 = (1,2…1,5) d1 = (1,2…1,5).45 = 54…67,5 (mm) Để đảm bảo chiều dài mayo với chiều rộng bánh răng, chọn lm13= lm12 = 65(mm)
Mayơ bánh răng trên trục II lm23 = (1,2…1,5) d2 = (1,2…1,5).65 = 78…97,5 (mm)
-Chiều dài mayơ nửa khớp nối trên trục II lm22 = (1, 4…2,5) d2 = (1, 4…2,5).65 = 91 62,5
Trị số các khoảng cách, tra bảng 10.3 (trị số có thể tăng hoặc giảm tùy thuộc vào chiều dày của ổ lăn và các kích thước liên quan khác) k1 = 10mm: khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp k2 = 10mm: khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp k3 = 15mm: khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ hn = 15mm: chiều cao nắp ổ và đầu bulông
Xác định chiều dài giữa các ổ:
Trục I: công thức theo bảng 10.4/191/[1] và
Theo (ct 10.14/190/ [1]): lc12= 0,5(lm12 + b01) + k3 + hn
Trục II: l23=l13e (mm) l21=l110 (mm) lc22== 0,5(lm22 + b02) + k3 + hn = 0,5(130 + 33) + 15 + 15 1,5 (mm) lấy lc220 (mm)
Sơ đồ khoảng cách trục đối với HGT 1 cấp bánh răng trụ
*Lực tác dụng lên trục
- Lực tác dụng lên bộ truyền đai: Fd=3190 (N)
Lực hướng tâm:F r =F 1 tg α tw cosβt31 tg24,46 cos36,87B25(N)
Lực dọc trục: F a =F t 1 tgβt31 tan 36,57U13(N)
Do HGT bánh răng nghiêng nên ta có
Hình 3 2 Sơ đồ đặt lực tổng hợp
Sơ đồ đặt lực tổng hợp
Hình 3 3 sơ đồ đặt lực trục I Áp dụng phương trình cân bằng momen và phương trình cân bằng lực ta xác định được các lực của các ổ tác dụng lên trục (chiều được xác định như hình vẽ)
Xét điểm D theo phương X ta có:
Xét điểm D theo phương Y ta có:
Hình 3 4 Biểu đồ momen trục I
Dựa vào biểu đồ nội lực tính momen uốn tổng hợp tại từng tiết diện theo công thức:
2+0,75T 1 2 =√ 0+0,75 0 2 = 0 (N.mm) Đường kính trục tại các tiết diện theo công thức sau, theo bảng 10.5chọn sơ bộ []
= 50 MPa dj = √ 3 0,1[ ] M tđj dA = √ 3 0,1[ ] M tđA = √ 3 337868 0,1.50 = 39,8 mm dB = √ 3 0,1[ ] M tđB = √ 3 413999 0,1.50 = 43,58 mm dC = √ 3 0,1[ ] M tđC = √ 3 434758 0,1.50 = 44,04 mm dD = √ 3 0,1[ ] M tđD = √ 3 0,1.50 0 = 0 mm
Theo tiêu chuẩn và yêu cầu về kết cấu ta chọn tiết diện có các giá trị sau:
Tại các tiết diện lắp bánh đai và bánh răng dD = 40 (mm); dB = 50 (mm
Tại các tiết diện lắp ổ lăn: dA = 45 (mm); dC = 45 (mm)
Kiểm tra lại các đường kính đều bé hơn 50 mm nên việc chọn [] = 50 MPa là hợp lý.
Do HGT bánh răng nghiêng nên ta có
Ta chọn khớp nối trục đàn hồi theo bảng 16 -10a, ta có các thông số như sau: d = 63(mm); D = 210 (mm); dm = 120 mm; d1 = 110 (mm); Do = 160 (mm)
Hình 3 5 Sơ đồ đặt lực trục II Áp dụng phương trình cân bằng momen và phương trình cân bằng lực ta xác định được các lực của các ổ tác dụng lên trục (chiều được xác định như hình vẽ)
Xét điểm D theo phương X ta có:
Xét điểm D theo phương Y ta có:
Biểu đồ momen trục II
Hình 3 6 Biểu đồ momen trục II
Dựa vào biểu đồ nội lực tính momen uốn tổng hợp tại từng tiết diện theo công thức:
2+0,75T 1 2 =√0+0,75 1136231 2 = 984005 (N.mm) Đường kính trục tại các tiết diện theo công thức sau, theo bảng 10.5chọn sơ bộ []
= 48 MPa dj = √ 3 0,1[ ] M tđj dA = √ 3 0,1[ ] M tđA = √ 3 984005 0,1.48 = 58,9 mm dB = √ 3 0,1[ ] M tđB = √ 3 1048293 0,1.48 = 60,22 mm dC = √ 3 0,1[ ] M tđC = √ 3 1167485 0,1.48 = 62,42 mm dD = √ 3 0,1[ ] M tđD = √ 3 0,1.48 0 = 0 mm
Theo tiêu chuẩn và yêu cầu về kết cấu ta chọn tiết diện có các giá trị sau:
Tại các tiết diện lắp khớp nối và bánh răng dA = 60 (mm); dC = 70 (mm
Tại các tiết diện lắp ổ lăn: dB = 65 (mm); dD = 65 (mm)
Kiểm tra lại các đường kính đều bé hơn 100 mm nên việc chọn [] = 48 MPa là hợp lý.
Tính chọn then
Chọn then thiết kế là then bằng.
Then được chọn phải thỏa điều kiện cắt và dập theo công thức:
d, c: ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán (MPa)
T: momen xoắn trên trục (Nmm) d: đường kính trục (mm) xác định khi tính trục. lt : chiều dài làm việc then ( đối với then đầu bằng lt = (0,8…0,9)lm h, b: kích thước then (mm) t1: chiều sâu rãnh then trên trục.
[d]: ứng suất dập cho phép, tra bảng 9.5 ta được [d] = 100 (MPa)
[c]: ứng suất cắt cho phép, đối với then bằng thép 45 chịu tải va đập nhẹ
Chọn then cho các tiết diện trục:
Tất cả các mối ghép then đều đảm bảo yêu cầu về độ bền dập và độ bền cắt.
Chọn khớp nối
Khớp nối gồm: nối trục, li hợp và li hợp tự động Khớp nối là chi tiết tiêu chuẩn, vì vậy trong thiết kế thường dựa vào momen xoắn tính toán T, được xác định theo công thức sau đây để chọn kích thước khớp nối:
T1= 1136213 (Nmm) = 1136,213 (Nm) k: Hệ số an toàn làm việc, phụ thuộc vào loại máy công tác, với băng tải k = 1,2 (tra bảng16.1)
Chọn nối trục vòng đàn hồi vì loại này có cấu tạo đơn giản, dễ chế tạo, dễ thay thế, làm việc tin cậy, do đó được dùng rộng rãi
Từ momen xoắn T1 và đường kính trục d = 60 (mm), ta tra bảng 16.10a (đơn vị: mm) d D d m
Bảng 4 2 Bảng thông số khớp nối trục
Theo bảng 16.10b ta đượccác kích thước cơ bản của vòng đàn hồi: d c d 1 D2 l l 1 l 2 l 3 h
Chọn vòng đàn hồi bằng cao su. Điều kiện bền dập của vòng đàn hồi: σ d = 2kT
Ta có: ¿ : ứng suất dập cho phép của vòng cao su, có thể lấy ¿ = (2 ÷ 4) MPa
Vậy: σ d = 2,52 MPa 0,04a+ 10= 18,4 mm chọn M18 d2 = (0,7 ÷ 0,8) d1 = 12,6 ÷ 14,4 mm, chọn M14 d3 = (0,8 ÷ 0,9) d2 = 11.2 ÷ 12,6 mm, chọn M12 d4 = (0,6 ÷ 0,7) d2 = 8,4 ÷ 9,8 mm, chọn M9 (chọn lại ở dưới vì kích thước không đạt yêu cầu) d5 = (0,5 ÷ 0,6) d2 = 7 ÷ 8,4 mm, chọn M7 Mặt bích ghép nắp và thân:
Chiều dày bích thân hộp, S3
Chiều dày bích nắp hộp, S4
Bề rộng bích nắp hộp và thân, K3
S3 = (1,4 ÷ 1,8) d3, chọn S3 = 18 mm S4 = (0,9 ÷ 1) S3, chọn S4 = 18 mm K3 ≈ K2 − (3 ÷ 5) = 40 mm
Kích thước gối trục: Đường kính ngoài và tâm lỗ vít: D3,
Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ: K2
Tâm lỗ bulông cạnh ổ: E2 và C (k là khoảng cách từ tâm bu lông đến mép lỗ)
Chiều cao h để lắp bulông d2:
Bề dày mặt ghép bu lông cạnh ổ:
Xác định theo kích thước nắp ổ Tra bảng 18.2
D4 = 85 → hI = 46 mm (gần nắp ổ trục I và II)
2hII = 95 mm 2hI = 92 mm Mặt đế hộp:
Chiều dày không có phần lồi S1
Bề rộng mặt đế hộp, K1 và q S1 ≈ (1,3 ÷ 1,5) d1, chọn S1 = 25 mm
Ke hở giữa các chi tiết:
Giữa bánh răng với thành trong hộp
Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp
Giữa mặt bên các bánh răng với nhau Δ ≥ (1 ÷ 1,2) δ = (10 ÷ 12) = 10 mm Δ1 ≥ (3 ÷ 5) δ = (30 ÷ 50) = 40 mm Δ2 ≥ δ = 10 mm
Bảng 6 1 Thông số vỏ hộp
Điều chỉnh một số khoảng cách cho phù hợp với thực tế
Trong quá trình tính toán trên lý thuyết và khi tiến hành thiết kế, gia công trên thực tế sẽ có một số khác biệt do trong quá trình tính toán không kể đến một số thành phần, chi tiết Điều đó dẫn đến khi thiết kế và vẽ hộp giảm tốc có một số chi tiết, khoảng cách không phù hợp, không đồng nhất với nhau, vì vậy cần phải điều chỉnh lại cho phù hợp a) Điều chỉnh nắp ổ trục và vít ghép nắp ổ
Trong quá trình tính toán, ta thấy rằng tại nắp ổ ở trục I và trục II có thể sẽ bị va chạm hoặc chồng lên nhau do khoảng cách giữa trục I và II nhỏ.
Với D: đường kính lắp ổ lăn, tra bảng 18.2
=> Khi bố trí nắp ổ sẽ không bị chồng lên nhau b) Điều chỉnh khe hở giữa bánh răng với thành trong hộp:
Ta thấy rằng với Δ = 10 mm thì khi bố trí ổ lăn, nắp ổ, mặt ghép bulông cạnh ổ sẽ bị quá hẹp hoặc không thể bố trí do khoảng cách quá nhỏ
Vì vậy để đảm bảo khoảng cách hợp lý và để hộp giảm tốc có thể vận hành trơn tru ta chọn:
Khoảng cách từ đỉnh bánh răng đến thành trong của hộp: Δ = 25 mm
Các chi tiết phụ
3.1.Bu lông vòng hoặc vòng móc Để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc (khi gia công, lắp ghép ) trên nắp và thân thường lắp thêm bu lông vòng hoặc vòng móc
Hộp giảm tốc bánh răng trụ 21 cấp, ta có khoảng cách trục a1, dựa vào bảng 18.3b và tính toán sơ bộ, xác định sơ bộ khối lượng hộp 140 kg
Mặt lắp ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục Để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như khi lắp ghép ta dùng 2 chốt định vị Nhờ có chốt định vị, khi siết bu lông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ, do đó loại trừ được một trong các nguyên nhân làm ổ nhanh bị hỏng
Ta chọn chốt định vị hình côn, tra bảng 18.4b: d = 6 mm; c = 1 mm; l = 20÷110
Hình 6 1 Chốt định vị 3.3.Cửa thăm Để kiểm tra, quan sát các chi tiết máy trong hộp giảm tốc khi lắp ghép và để châm dầu bôi trơn vào hộp, trên đỉnh hộp có làm cửa thăm Cửa thăm được đậy bằng nắp Trên nắp có thể lắp thêm nút thông hơi
Kích thước cửa thăm có thể chọn theo bảng 18.5
Hình 6 2 Cửa thăm dầu 3.4.Nút thông hơi
Dùng để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài vỏ hộp Nút thông hơi thường được lắp trên nắp cửa thăm hoặc ở vị trí cao nhất của nắp hộp.
Hình 6 3 Nút thông hơi 3.5.Nút tháo dầu
Sau một thời gian làm việc, dầu bôi trơn trong hộp giảm tốc sẽ nhiễm bẩn Để đảm bảo bôi trơn, ta phải thay dầu mới Điều này yêu cầu dầu cũ phải được tháo sạch ra khỏi hộp giảm tốc thông qua lỗ tháo dầu nằm ở đáy hộp, được bịt kín bằng nút tháo dầu
Theo bảng 18.7, ta chọn nút tháo dầu trụ có kích thước như sau d b m f L c q D S Do
Hình 6 4 nút tháo dầu 3.6.Que thăm dầu Để kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu, que thăm dầu có kết cấu và kích thước như hình vẽ
BÔI TRƠN VÀ LẮP GHÉP HỘP GIẢM TỐC
Bôi trơn
Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn răng, đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các thiết bị, chi tiết máy bị han gỉ, cần phải bôi trơn liên tục cho các bộ truyền trong hộp giảm tốc
Phương pháp bôi trơn: các bánh răng có vận tốc nhỏ (
