ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY TRẠM DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Sơ đồ phân bố lực tác dụng lên các trục bánh răng .... Hộp giảm tốc là một cơ cấu gồm các bộ phận truyền bánh răng hay trục vít, tạo thành một tổ hợp biệt lập để giảm số vòng quay và tru

Đặc điểm của hộp giảm tốc

Hộp giảm tốc hiện nay được ứng dụng rộng rãi trong nhiều ngành nghề, đặc biệt trong băng chuyền sản xuất thực phẩm và thức ăn chăn nuôi Việc nghiên cứu tính toán và chế tạo hộp giảm tốc hiệu suất cao, giá thành hợp lý là rất cần thiết để đáp ứng nhu cầu thực tế của xã hội Điều này giúp nâng cao hiệu quả làm việc, tiết kiệm chi phí và đảm bảo hoạt động ổn định trong các dây chuyền sản xuất công nghiệp.

Hộp giảm tốc là cơ cấu gồm các bộ phận truyền bánh răng hoặc trục vít, tạo thành tổ hợp biệt lập giúp giảm tốc độ quay và truyền công suất từ động cơ đến máy công tác Ưu điểm nổi bật của hộp giảm tốc bao gồm hiệu suất cao, khả năng truyền công suất đa dạng, tuổi thọ lâu dài, độ ổn định trong vận hành và dễ sử dụng Đây là giải pháp tối ưu trong các ứng dụng công nghiệp cần giảm tốc độ quay để nâng cao hiệu quả hoạt động của máy móc.

Có rất nhiều hộp giảm tốc, được phân chia theo các đặc điểm chủ yếu sau đây:

Loại truyền động (hộp giảm tốc bánh răng trụ, bánh răng nón, trục vít, bánh răng – trục vít)

Số cấp (một cấp, hai cấp v.v… )

Vị trí tương đối giữa các trục trong không gian (nằm ngang, thẳng đứng v.v…) Đặc điểm của sơ đồ động (triển khai, đồng trục, có cấp tách đôi v.v…)

Chọn công suất cần thiết của động cơ

Số vòng quay làm việc của trục tang: n tang = 60.1000.v π.D =60.1000.0,72 π.350 9,2885 (vòng/phút) (3.2 [1] trang 87)

M max = P.D 2 = 7420.350 2 98500 Nmm98,5 Nm Moment đẳng trị trên băng tải:

8.5 = 1253,0693(Nm) Công suất đẳng trị trên băng tải:

Công suất cần thiết của động cơ:

Hiệu suất chung của bộ truyền được tính theo công thức η = η đ η ol^4 η br^3 η nt, với η đ = 0,95 (hiệu suất bộ truyền đai), η ol = 0,995 (hiệu suất của một cặp ổ lăn, với 4 cặp), η br = 0,96 (hiệu suất bộ truyền bánh răng, với 3 cặp), và η nt = 1 (hiệu suất nối trục dẫn động) Từ đó, ta tính được hiệu suất chung η = 0,95 x 0,995^4 x 0,96^3 x 1 ≈ 0,8238, thể hiện hiệu quả truyền động của hệ thống.

Từ đó suy ra công thức cần thiết của động cơ:

Chọn số vòng quay sơ bộ của động cơ

Tỉ số truyền sơ bộ của toàn bộ truyền: i sb = i hgt i nh (2.10 – [2] trang 18)

Chọn i đ = 3 – tỉ số truyền đai

Chọn i hgt = 12 – tỉ số truyền bánh răng trụ hộp giảm tốc 2 cấp

Xác định số vòng quay sơ bộ: n sb = i sb n tang = 36.39,2885 = 1414,386 (vòng/phút) (2.11 – [2] trang 18)

Ta cần chọn động cơ làm việc ở chế độ dài và động cơ phải có công suất lớn hơn công suất cần thiết: N đc ≥N ct = 6,2577 kW và n đb ≈ n sb

Chọn động cơ điện xoay chiều không đồng bộ ba pha vì có cấu tạo đơn giản, vận hành dễ dàng và chi phí thấp hơn so với động cơ đồng bộ ba pha Động cơ này còn an toàn hơn so với động cơ không đồng bộ một pha và phù hợp để sử dụng cho các ứng dụng công suất dưới 10kW.

Theo bảng 2P [3] trang 322 ta chọn được động cơ có thông số:

Bảng 1.1 Các thông số cơ bản của động cơ điện

Kiểu động cơ Công suất Vận tốc n đb Mmax/Mđm

AO2 – 51 – 4 7,5 kW 1460 vòng/phút 1500 vòng/phút 2

Chọn số vòng quay sơ bộ của động cơ

Tỉ số truyền sơ bộ của toàn bộ truyền:

Phân phối tỷ số truyền: i chung = n đc n tang = 1460

Tỷ số truyền của các bộ truyền công nghệ quan trọng, bao gồm bộ truyền đai (iđ), bộ truyền bánh răng trụ thẳng cấp nhanh (inh), và bộ truyền bánh răng trụ thẳng cấp chậm (ich), góp phần tối ưu hóa hiệu suất truyền động và nâng cao hiệu quả hoạt động của các hệ thống cơ khí Công thức chung của tỷ số truyền là i chung = iđ × inh × ich, thể hiện sự liên kết chặt chẽ giữa các thành phần truyền động trong hệ thống cơ khí Việc hiểu rõ và áp dụng chính xác các tỷ số truyền này giúp các kỹ sư thiết kế hệ thống cơ khí tối ưu, đáp ứng các yêu cầu về tốc độ và mô-men xoắn.

Ta chọn i đ = 3 (theo bảng 2-2 [2] trang 32) i nh i ch 7,161

3 = 12,387 Để tạo điều kiện bôi trơn các bộ truyền bánh răng trong giảm tốc bằng phương pháp ngâm dầu, ta chọn inh= 1,3ich (2.16 – [2] trang 20) i ch = √12,387

1,3 = 3,0868 i nh = 1,3.3,0868 = 4,0128 Kiểm tra sai số của tỉ số truyền của hộp giảm tốc:

Công suất động cơ của các trục

Công suất động cơ trên trục động cơ:

N đc = N ct = 6,2577 kW Công suất động cơ trên trục I:

N I = N đc η ol η đ = 6,2577.0,995.0.95 = 5,9151 kW Công suất động cơ trên trục II:

N II = N I η ol η br 2 = 5,9151.0,995 0,96 2 = 5,4241 kW Công suất động cơ trên trục III:

N III = N II η ol η br = 5,4241.0,995.0,96 = 5,1811 kW Công suất động cơ trên trục tang:

N tang = N III η nt η ol = 5,1811.0,995 = 5,1552 kW

Tốc độ quay trên các trục

Tốc độ quay trên trục động cơ: n đc 60 (vòng/phút) Tốc độ quay trên trục I: n I =n đc i đ 60

3 H6,6667 (vòng/phút) Tốc độ quay trên trục II: n II = n I i nh H6,6667

4,0128 1,2786 (vòng/phút) Tốc độ quay trên trục III: n III =n II i ch 1,2786

3,0868 9,2894 (vòng/phút) Tốc độ quay trên trục tang: n tang ≈ n III 9,2894 (vòng/phút)

Moment xoắn trên các trục

Moment xoắn trên trục động cơ:

1460 = 40932,2158 Nmm Moment xoắn trên trục I:

486,6667 = 116073,701 Nmm Moment xoắn trên trục II:

121,2786= 427117,0264 Nmm Moment xoắn trên trục III:

39,2894 = 1259360,158 Nmm Moment xoắn trên trục tang:

Kết quả tính toán

Bảng 1.2 Tổng hợp các thông số

Thông số Trục động cơ I II III Trục tang i 3 4,0128 3,086 1 n 1460 486,6667 121,2786 39,2894 39,2885

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI

Chọn bộ truyền đai thang vì nó nâng cao khả năng tải nhờ tăng hệ số ma sát giữa đai và bánh đai Đặc biệt, dựa trên điều kiện số vòng quay nhỏ của bánh đai (động cơ điện) và công suất cần truyền, đai thang loại B là sự lựa chọn phù hợp nhất Đây là giải pháp tối ưu để đảm bảo hiệu quả truyền động trong các ứng dụng công nghiệp.

Hình 2.1: Chọn đai theo số vòng quay bánh nhỏ và công suất cần truyền

Sau khi xác định loại đai phù hợp dựa trên số vòng quay của bánh nhỏ và công suất cần truyền, bạn cần tính toán các thông số kỹ thuật phù hợp để tối ưu hiệu suất truyền tải Việc lựa chọn đúng loại đai và thiết lập các thông số chính xác sẽ giúp hệ thống vận hành trơn tru, nâng cao tuổi thọ của đai và đảm bảo hiệu quả công việc.

Bảng 2.1 Bảng thông số đai loại B

STT Thông số đai Đai loại B

1 Diện tích tiết diện: A (mm 2 ) 138 (mm 2 )

2 Đường kính bánh đai nhỏ

Theo tiêu chuẩn bảng 5.13 và bảng 5.14 [2] d10 (mm)

Kiểm nghiệm vận tốc của đai

60.1000 ,7024 (m/s) v max =(30÷35) m/s v < vmax thỏa điều kiện

Tính đường kính bánh bị dẫn

= 1460 486,6667.140.(1-0,02)A1,6 (mm) Quy tròn theo tiêu chuẩn bảng 4.21 [4] d2@0 mm

Kiểm nghiệm số vòng quay trục bị dẫn

Tính lại tỉ số truyền của bộ truyền đai i = n 1 n 2′ = 1460

Sơ bộ khoảng cách trục

Theo bảng 5.14 [2] với iđ = 3 Ta có

4.400 90,48 (mm) Quy tròn theo bảng 5.11 [2]

Kiểm nghiệm số vòng chạy của đai: i = v

Xác định chính xác khoảng cách trục a

Xác định số đai cần thiết

Chọn ứng suất ban đầu σ 0 = 1,2 (N/mm 2 ) theo trị số d1 ta tìm được ứng suất có ích cho phép:

Hệ số C t ( xét tới sự ảnh hưởng của tải)

Hệ số C α (xét tới sự ảnh hưởng của góc ôm α1),

Hệ số C v (xét tới sự ảnh hưởng của vận tốc đai),

Số đai tính theo công thức:

Các kích thước chủ yếu của bánh đai

Với các kích thước được tra từ bảng 10 – 3 [3]: t ; S,5; e; h0=5

Chiều rộng bánh đai: B = (Z – 1).t + 2.S (CT 5-23

[5]) 85 Đuờng kính ngoài của bánh đai: (CT 5-24 [3])

Bánh dẫn: dn1 = d1 + 2.h0 (mm) 150 (mm)

Bánh bị dẫn: dn2 = d2 + 2.h0 (mm) 410 (mm) Đường kính trong của bánh đai: (CT 5-24 [3])

Bánh dẫn: dt1 = dn1 – 2.e (mm) 118 (mm)

Bánh bị dẫn: dt2 = dn2 – 2.e (mm) 378 (mm)

Lực tác dụng lên trục

Bảng 2.2 tóm tắt các thông số kỹ thuật của đai loại B trong bộ truyền Đai thang loại B Đường kính bánh dẫn (d1) là 140mm, trong khi đường kính bánh bị dẫn (d2) là 400mm Ngoài ra, đường kính ngoài của đai dn1 đạt 150mm, còn đường kính ngoài của bánh bị dẫn dn2 là 410mm Các thông số này giúp xác định chính xác kích thước và phù hợp cho quá trình lắp đặt và vận hành của hệ thống truyền động.

Chiều rộng bánh đai 85 (mm)

Lực tác dụng lên trục F 1886,7489 (N)

Tính toán, thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh (bánh răng trụ răng nghiêng)

3.1.1 Chọn vật liệu và cách nhiệt luyện:

Do hộp giảm tốc chịu công suất trung bình nên chọn vật liệu có độ rắn bề mặt

HB < 350 Để có thể chạy mòn tốt, ta lấy độ rắn của bánh nhỏ lớn hơn độ rắn của bánh lớn khoảng 25÷50HB Phôi được chọn là phôi rèn

Ta dùng bảng 3-6 và 3-8 [3] để chọn vật liệu bánh nhỏ và bánh lớn

Bảng 3.1 Thông số vật liệu của bánh răng

Bánh răng Loại thép Đường kính phôi (mm)

Bánh nhỏ 45 thường hóa Dưới 100 600 300 200

3.1.2 Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép:

3.1.1.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép:

[σ] Notx : là ứng suất mỏi tiếp xúc cho phép khi bánh răng làm việc theo dài (tra bảng 3-9 [3]) k′ n : hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc (tính theo 3-1 [3]) k′ n = √N o

N o : số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc (bảng 3-9 [3])

N tđ : số chu kỳ tương đương, trường hợp bánh răng chịu tải trọng thay đổi

Mi, ni, Ti: lần lượt là moment xoắn, số vòng quay tỏng một phút và tổng số giờ bánh răng làm việc ở chế độ i

Mmax: moment xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng u: số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay một vòng

N tđ ≥ N o thì lấy k′ N = 1 Suy ra: [σ] tx1 = [σ] Notx1 = 2,6 HB = 2,6.200 = 520 N/mm 2 Bánh răng lớn:

N tđ ≥ N o thì lấy k′ N = 1 Suy ra: [σ] tx2 = [σ] Notx2 = 2,6 HB = 2,6.150 = 390 N/mm 2 Để tính sức bền ta chọn trị số ứng suất tiếp xúc cho phép nhỏ nhất là

3.1.1.2 Ứng suất uốn cho phép:

Răng làm việc hai mặt (răng chịu ứng suất thay đổi đổi chiều), nên theo 3-6 [3]:

[σ] u =σ −1 k N " n K σ Trong đó: σ −1 : giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ đối xứng với thép thì ứng với σ −1 = (0,4 ÷ 0,45) σ BK n: hệ số ăn toàn đối với thép thường hóa là n ≈ 1,5

K σ : hệ số tập trung ứng suất chân răng, đối với bánh răng thép thường hóa ta được K σ ≈ 1,8 k N " = √N o

No: số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi uốn, có thể lấy N o ≈ 5 10 6

N tđ : số chu kỳ tương đương m: bậc đường cong mỏi có thể lấy m ≈ 6 đối với thép thường hóa

1,5.1,8= 100 (N/mm 2 ) Bánh răng lớn: σ −1 = 0,45.480 = 216 (N/mm 2 )

3.1.3 Chọn sơ bộ hệ số tải trọng:

Có thể chọn sơ bộ hệ số K trong khoảng từ 1,3 đến 1,5, phù hợp với các bộ truyền chế tạo bằng vật liệu dễ mòn hoặc có khả năng chạy mòn cao Đối với các bộ truyền có ổ bố trí đối xứng so với bánh răng hoặc vận tốc thấp, nên chọn hệ số K là 1,3 để đảm bảo độ bền và hiệu quả hoạt động của hệ truyền động.

3.1.4 Xác định khoảng cách trục A:

Công thức tính khoảng cách trục (3-9 [3]):

121,2786 = 4,0128 là số truyền của bánh răng cấp chậm

Chọn sơ bộ chiều rộng bánh răng ψ A = (0,3 ÷ 0,45) => chọn ѱ A = 0,4 n 2 = 121.2786 (vòng/phút) là số vòng quay của bánh răng bị dẫn

2 = 2,9576 kW (công suất trên trục 1 chia đều cho 2 bánh răng)

3.1.5 Tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng:

3.1.5.1 Vận tốc vòng của bánh răng:

Vận tốc của bánh răng trụ ăn khớp ngoài được tính theo công thức sau: v = π.d 1 n 1

60.1000.(i±1) (3-17 [1]) Trong đó: d 1 : đường kính bánh răng dẫn (mm)

A: khoảng cách trục (mm) n: số vòng quay của bánh răng dẫn

Dùng dấu “+” vì bộ truyền ăn khớp ngoài v = 2.π.157.486,6667 60.1000.(4,0128+1)= 1,5962 (m/s)

Theo bảng 3-11 [3] ta chọn cấp chính xác của bánh răng trụ răng nghiêng với v = 1,5962 (m/s) < 5 (m/s)

Ta chọn được cấp chính xác là 9

3.1.6 Tính hệ số tải trọng k:

2 là hệ số tập trung tải trọng (CT 3 – 20, [3])

Kttbang: là hệ số tập trung tải trọng khi bộ truyền không chạy mòn (bảng 3 – 12, [3])

Do ѱ d = 1,0026 ta tìm được K ttbang = 1.1

Tính hệ số tập trung tải trọng thực tế: K tt = K ttbang +1

Kđ: hệ số tải trọng động, giả sử b > 2,5.m n sin β (tra bảng 3-14 [3]) Cấp chính xác 9 Độ rắn mặt răng ≤ 350 HB

Vì chênh lệch dưới 5% nên không cần chỉnh lại trị số khoảng cách trục A

Ta vẫn chọn chính xác A7 (mm)

3.1.7 Xác định môđun, số răng, chiều rộng bánh răng và góc nghiêng của răng: 3.1.7.1 Xác định môđun:

Môđun được chọn theo khoảng cách trục A: m n = (0,01 ÷ 0,02) A = (0,01 ÷ 0,02) 157 = (1,57 ÷ 3,14) (3-22, [3]) Lấy theo tiêu chuẩn bảng 3-1 [3] ta có được mn=2 (mm)

Chọn sơ bộ góc nghiêng β = 10 ° , cos β = 0,9848

Số răng bánh dẫn (bánh nhỏ):

Số bánh răng bánh bị dẫn (bánh lớn):

Tính chính xác góc nghiêng β theo 3-28 [3]: cos β = (Z 1 + Z 2 ) m n

3.1.7.4 Xác định chiều rộng bánh răng:

Chiều rộng bánh răng: b = ѱ A A = 0,4.157 = 62,8 (mm) (3-28 – [3])

Ta lấy b2b,8 (mm) (chiều rộng bánh răng lớn)

Vì là bánh răng trụ, nên lấy chiều rộng b của bánh răng nhỏ lớn hơn bánh lớn khoảng 5 ÷ 10 (mm) nên ta lấy b1g,8 (mm)

Kiểm tra điều kiện: b > 2,5.m n sin β = 2,5.2 sin 9°9′ = 31,4426 (mm) (thỏa điều kiện)

3.1.8 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:

Công thức kiểm nghiệm: σ u = 19,1.10 6 K.𝒩 y.m n 2 Z.n.b.θ ≤ [σ] u (3-34 [3]) Trong đó:

𝒩: công suất bộ truyền y: hệ số dạng răng m n : môđun

Z: số răng b: chiều rộng bánh răng σ u : ứng suất tại chân răng

3.1.9 Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu tải quá đột ngột:

Trường hợp bánh răng chịu quá tải với hệ số quá tải K qt = 2

3.1.9.1 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc:

Công thức kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc (3-41 [3]): σ txqt =σ tx √Kqt ≤ [σ] txqt

Trong đó: σ tx : ứng suất tiếp xúc

[σ] txqt : ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải Ứng suất tiếp xúc (3-14 [3]): σ tx =1,05 10 6

1,5.62,8.121,2786 = 337,8315 (N/mm 2 ) Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải theo công thức 3-43 [3]:

[σ] txqt1 = 2,5 [σ] Notx1 = 2,5.520 = 1300 (N/mm 2 ) Bánh răng lớn:

[σ] txqt2 = 2,5 [σ] Notx2 = 2,5.390 = 975 (N/mm 2 ) Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc:

Bánh răng nhỏ: σ txqt = [σ] tx √Kqt ≤ [σ] txqt1

Suy ra: 337,8315 √2 = 477,7659 (N/mm 2 ) ≤ 1300 (N/mm 2 ) (thỏa)

Bánh răng lớn: σ txqt = [σ] tx √K qt ≤ [σ] txqt2

3.1.9.2 Kiểm nghiệm ứng suất uốn:

Công thức kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc (3-42[3]): σ uqt =σ u K qt ≤ [σ] uqt Trong đó: σ u : ứng suất uốn

[σ] uqt : ứng suất uốn cho phép khi quá tải Ứng suất uốn:

0,517 = 21,865 (N/mm 2 ) Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

[σ] uqt1 = 0,8.σ ch1 = 0,8.300 = 240 (N/mm 2 ) Bánh răng lớn:

[σ] uqt2 = 0,8.σ ch2 = 0,8.240 = 192 (N/mm 2 ) Kiểm nghiệm ứng suất uốn:

Bánh răng nhỏ: σ uqt1 = σ u1 K qt ≤ [σ] uqt1 Suy ra: 23,7487.2 = 47,4974 (N/mm 2 ) ≤ 240 (N/mm 2 ) (thỏa)

Bánh răng lớn: σ uqt2 = σ u2 K qt ≤ [σ] uqt2 Suy ra: 21,865 2 = 43,73 (N/mm 2 ) ≤ 190 (N/mm 2 ) (thỏa)

3.1.10 Định các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền:

Số bánh răng: Z1 = 31 răng, Z2 = 124 răng Đường kính vòng chia (vòng lăn): Tra bảng 3 – 2, [3]

0,9873 = 251,190 ≈ 251 (mm) Đường kính vòng đỉnh răng:

Bánh dẫn b1 = 62,8 (mm) Độ hở hướng tâm: c = 0,25 m = 0,25.2 = 0,5 (mm) Đường kính vòng chân răng:

Lực tác dụng lên bánh răng được chia làm 3 thành phần:

Tính toán, thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm (bánh răng trụ răng thẳng):19 3.3 Bảng thông số bánh răng

3.2.1 Chọn vật liệu và cách nhiệt luyện:

Do hộp giảm tốc chịu công suất trung bình nên chọn vật liệu có độ rắn bề mặt

HB < 350 Để có thể chạy mòn tốt, ta lấy độ rắn của bánh nhỏ lớn hơn độ rắn của bánh lớn khoảng 25÷50HB Phôi được chọn là phôi rèn

Ta dùng bảng 3-6 và 3-8 [3] để chọn vật liệu bánh nhỏ và bánh lớn

Bảng 3.2 Thông số vật liệu của bánh răng

Bánh răng Loại thép Đường kính phôi (mm)

3.2.2 Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép:

3.2.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép:

[σ] Notx : là ứng suất mỏi tiếp xúc cho phép khi bánh răng làm việc theo dài (tra bảng 3-9 [3]) k′ n : hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc (tính theo 3-1 [3]) k′ n = √N o

N o : số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc (bảng 3-9 [3])

N tđ : số chu kỳ tương đương, trường hợp bánh răng chịu tải trọng thay đổi

Mi, ni, Ti: lần lượt là moment xoắn, số vòng quay tỏng một phút và tổng số giờ bánh răng làm việc ở chế độ i

Mmax: moment xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng u: số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay một vòng

N tđ ≥ N o thì lấy k′ N = 1 Suy ra: [σ] tx1 = [σ] Notx1 = 2,6 HB = 2,6.210 = 546N/mm 2 Bánh răng lớn:

N tđ ≥ N o thì lấy k′ N = 1 Suy ra: [σ] tx2 = [σ] Notx2 = 2,6 HB = 2,6.170 = 442 N/mm 2 Để tính sức bền ta chọn trị số ứng suất tiếp xúc cho phép nhỏ nhất là

3.2.2.2 Ứng suất uốn cho phép:

Răng làm việc hai mặt (răng chịu ứng suất thay đổi đổi chiều), nen theo 3-6 [3]:

[σ] u =σ −1 k N " n K σ Trong đó: σ −1 : giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ đối xứng với thép thì ứng với σ −1 = (0,4 ÷0,45) σ BK

K σ : hệ số tập trung ứng suất chân răng, đối với bánh răng thép thường hóa ta được K σ ≈ 1,8 k N " = √N o

No: số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi uốn, có thể lấy N o ≈ 5 10 6

N tđ : số chu kỳ tương đương m: bậc đường cong mỏi có thể lấy m ≈ 6 đối với thép thường hóa

1,5.1,8= 85,9259 (N/mm 2 ) Bánh răng lớn: σ −1 = 0,4.480 = 192 (N/mm 2 )

3.2.3 Chọn sơ bộ hệ số tải trọng:

Bạn có thể chọn sơ bộ hệ số truyền K trong khoảng từ 1,3 đến 1,5 Đối với các bộ truyền chế tạo từ vật liệu có khả năng mòn cao hoặc các ổ đỡ đối xứng với bánh răng, có vận tốc thấp, nên chọn giá trị K = 1,3 để đảm bảo độ bền và độ tin cậy của hệ thống truyền động.

3.2.4 Xác định khoảng cách trục A:

Công thức tính khoảng cách trục (3-9 [3]):

39,2894 = 3,0868 là số truyền của bánh răng cấp chậm

Chọn sơ bộ chiều rộng bánh răng ψ A = (0,3 ÷ 0,45) => chọn ѱ A = 0,4 n 3 = 39,2894 (vòng/phút) là số vòng quay của bánh răng bị dẫn

3.2.5 Tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng:

3.2.5.1 Vận tốc vòng của bánh răng:

Vận tốc của bánh răng trụ ăn khớp ngoài được tính theo công thức sau: v = π.d 1 n 1

60.1000.(i±1) (3-17 [1]) Trong đó: d 1 : đường kính bánh răng dẫn (mm)

A: khoảng cách trục (mm) n: số vòng quay của bánh răng dẫn

Dùng dấu “+” vì bộ truyền ăn khớp ngoài v = 2.π.263.121,2786 60.1000.(3,0868+1)= 0,8173 (m/s)

Theo bảng 3-11 [3] ta chọn cấp chính xác của bánh răng trụ răng thẳng với v 0,8173 (m/s) < 3 (m/s)

Ta chọn được cấp chính xác là 9

3.2.6 Tính hệ số tải trọng k:

2 là hệ số tập trung tải trọng (CT 3 – 20, [3])

Kttbang: là hệ số tập trung tải trọng khi bộ truyền không chạy mòn (bảng 3 – 12, [3])

Tính hệ số tập trung tải trọng thực tế: K tt = K ttbang +1

Kđ: hệ số tải trọng động (tra bảng 3.13 – [3])

Tính lại khoảng cách trục A (do chênh lệch là 13,2692% > 5%)

3.2.7 Xác định mô, số răng, chiều rộng bánh răng và góc nghiêng của răng:

Mođun được chọn theo khoảng cách trục A: m n = (0,01 ÷ 0,02) A = (0,01 ÷ 0,02) 250,5 = (2,505 ÷ 5,01) (3-22, [3]) Lấy theo tiêu chuẩn bảng 3-1 [3] ta có được mn=3 (mm)

Số răng bánh dẫn (bánh nhỏ):

Số bánh răng bánh bị dẫn (bánh lớn):

3.2.7.3 Xác định chiều rộng bánh răng:

Chiều rộng bánh răng: b = ѱ A A = 0,4.250,5 = 100,2 (mm) (3-28 – [3])

Ta lấy b40,2(mm) (chiều rộng bánh răng lớn)

Vì là bánh răng trụ, nên lấy chiều rộng b của bánh răng nhỏ lớn hơn bánh lớn khoảng 5 ÷ 10 (mm) nên ta lấy b35,2 (mm)

3.2.8 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:

Công thức kiểm nghiệm: σ u = 19,1.10 6 K.𝒩 y.m n 2 Z.n.b ≤ [σ] u (3-33 [3]) Trong đó:

𝒩: công suất bộ truyền y: hệ số dạng răng m n : môđun

Z: số răng b: chiều rộng bánh răng σ u : ứng suất tại chân răng

3.2.9 Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu tải quá đột ngột:

Trường hợp bánh răng chịu quá tải với hệ số quá tải K qt = 2

3.2.9.1 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc:

Công thức kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc (3-41 [3]): σ txqt =σ tx √Kqt ≤ [σ] txqt

Trong đó: σ tx : ứng suất tiếp xúc

[σ] : ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải Ứng suất tiếp xúc (3-13 [3]): σ tx =1,05 10 6

100,4.39,2894 = 440,859(N/mm 2 ) Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải theo công thức 3-43 [3]:

[σ] txqt3 = 2,5 [σ] Notx1 = 2,5.546 = 1365 (N/mm 2 ) Bánh răng lớn:

[σ] txqt2 = 2,5 [σ] Notx2 = 2,5.442 = 1105 (N/mm 2 ) Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc:

Bánh răng nhỏ: σ txqt = [σ] tx √K qt ≤ [σ] txqt1

Bánh răng lớn: σ txqt = [σ] tx √K qt ≤ [σ] txqt2

3.1.9.2 Kiểm nghiệm ứng suất uốn:

Công thức kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc (3-42[3]): σ uqt =σ u K qt ≤ [σ] uqt Trong đó: σ u : ứng suất uốn

[σ] uqt : ứng suất uốn cho phép khi quá tải Ứng suất uốn:

0,517 = 47,9 (N/mm 2 ) Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

[σ] uqt1 = 0,8.σ ch1 = 0,8.290 = 232 (N/mm 2 ) Bánh răng lớn:

[σ] uqt2 = 0,8.σ ch2 = 0,8.240 = 192 (N/mm 2 ) Kiểm nghiệm ứng suất uốn:

Bánh răng nhỏ: σ uqt3 = σ u3 K qt ≤ [σ] uqt3 Suy ra: 52,0259.2 = 104,0518 (N/mm 2 ) ≤ 232 (N/mm 2 ) (thỏa)

Bánh răng lớn: σ uqt4 = σ u4 K qt ≤ [σ] uqt4 Suy ra: 47,9.2 = 95,8 (N/mm 2 ) ≤ 192 (N/mm 2 ) (thỏa)

3.2.10 Định các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền:

Số bánh răng: Z1 = 41 răng, Z2 = 126 răng Đường kính vòng chia (vòng lăn): Tra bảng 3 – 2, [3]

Bánh lớn: d c2 = m Z 2 = 3.126 = 378 (mm) Đường kính vòng đỉnh răng:

Bánh dẫn b3 = 100,2 (mm) Độ hở hướng tâm: c = 0,25 m = 0,25.3 = 0,75 (mm) Đường kính vòng chân răng:

3.3 Bảng thông số bánh răng:

Bảng 3.3 Thông số bánh răng

Thông số Bộ truyền cấp chậm Bộ truyền cấp nhanh

Bánh nhỏ Bánh lớn Bánh nhỏ Bánh lớn

Số răng 41 126 31 124 Đường kính vòng chia

(mm) 123 378 63 251 Đường kính vòng đỉnh răng (mm) 129 384 67 255 Đường kính vòng chân răng (mm) 115,5 370,5 58 246

Chương IV: Thiết kế trục, ổ lăn, khớp

Tính toán thiết kế trục

Vật liệu làm trục cần có độ bền cao, khả năng nhiệt luyện và dễ gia công để đảm bảo hiệu quả hoạt động tốt nhất Thường thì trục được chế tạo từ thép cacbon hoặc thép hợp kim, phù hợp với từng ứng dụng cụ thể Đối với trục trong các máy móc quan trọng, chịu tải lớn, nên sử dụng thép 45 hoặc thép 40X để đảm bảo độ cứng và độ bền tối ưu Trong điều kiện gối đỡ bằng ổ trượt quay nhanh, việc chọn thép phù hợp giúp tăng tuổi thọ và khả năng chịu tải của trục.

Hộp giảm tốc này chịu tải trung bình, do đó chọn thép 45 thường hóa có giới hạn bền σbk = 600 N/mm² và σch = 300 N/mm² nhằm đảm bảo độ bền và độ cứng phù hợp Phôi được lựa chọn là phôi cán để đảm bảo chất lượng và dễ gia công trong quá trình sản xuất.

4.1.2.1 Tính đường kính sơ bộ trục: d ≥ C √ N n

Trong đó: d: đường kính trục

N: công suất trục (N) n: số vòng quay của trục (vòng/phút)

C: hệ số tính toán phụ thuộc vào [𝜏] 𝑥 Đối với trục là thép 45 khi tính trục đầu vào và trục truyền chung ta có thể lấy hoặc C = 130 ÷ 110 Ta chọn C = 120

Bảng 4.1 Đường kính trục sơ bộ

Trục I Trục II Trục III

Ni (Kw) 5,9151 5,4241 5,1811 ni (vòng /phút) 486,6667 121,2786 39,2894 di (mm) 27,5904 42,5954 61,0797

Bảng 4.2 Kích thước hộp giảm tốc

Kí hiệu Tên gọi Kích thước (mm) c Khoảng cách giữa các chi tiết máy 15 a Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết đến thành trong của hộp 15

B1 Chiều rộng ổ lăn trên trục I 19

B2 Chiều rộng ổ lăn trên trục II 25

B3 Chiều rộng ổ lăn trên trục III 33 b1

Chiều rộng bánh răng nghiêng cấp nhanh trên trục I 67,8 b2

Chiều rộng của bánh răng nghiêng cấp nhanh trên trục II 62,8 b3

Chiều rộng của bánh răng thẳng cấp chậm trên trục II 105,2 b4

Chiều rộng của bánh răng thẳng cấp chậm trên trục III 100,2

∆ Khe hở giữa các bánh răng và thành trong hộp 14,4 l2

Khoảng cách từ cạnh ổ đến thành trong của hộp

(bôi trơn bằng dầu trong hộp) 15 l3 Chiều cao của nắp và đầu bulong 20 l4

Khoảng cách từ nắp ổ đến mặt cạnh của chi tiết quay ngoài hộp 20

Bđai Chiều rộng bánh đai 85

Hình 4.1 Sơ đồ hộp giảm tốc 4.1.2.3 Phân tích lực:

Hình 4.2 Sơ đồ phân bố lực tác dụng lên các trục bánh răng

Các thông số đã biết:

4.1.3.1 Tính phản lực liên kết:

Hình 4.3 Sơ đồ xác định phản lực liên kết

Lấy moment theo phương Y đối với điểm A, ta có:

Mà RAy – Rđ – Pr1 – Pr2 + RBy = 0

→ RAy = Rđ + Pr1 + Pr2 – RBy

Lấy moment theo phương X đối với điểm A, ta có:

Mà RAx – P1 – P2 + RBx = 0 → RAx = P1 + P2 – RBx = 3684,8794 + 3684,8794 – 3684,8794 = 3684,8794 (N)

Hình 4.4 Lực tác dụng lên trục I theo mặt phẳng Ozy Đoạn EA: 𝟎 ≤ 𝒛 ≤ 𝟗𝟐

Hình 4.5 Mặt cắt đoạn EA

Khi z = 0 → Mx = 0 Khi z = 92 → Mx = 173580,8988 (Nmm) Đoạn AA’: 0 ≤ z ≤ 87,4

Hình 4.6 Mặt cắt đoạn AA’

Mx + Rđ.(92 + z) – RAy.z = 0 → Mx = - Rđ.(92 + z) + RAy.z

Khi z = 0 → Mx = - Rđ.92 = - 1886,7489.92 = -173580,8988 (Nmm) Khi z = 87,4 → Mx = - Rđ.(92 + z) + RAy.z

Hình 4.7 Mặt cắt đoạn BA’

Hình 4.8 Mặt cắt đoạn BB’

Qy + Rby = 0 → Qy = - Rby → Qy = -886,4949 (N)

Khi z = 0 → Mx = 0 Khi z = 87,4 → Mx = 886.4949.87,4 = 77479,6543 (Nmm)

Hình 4.9 Lực tác dụng lên trục I theo mặt phẳng Oxy Đoạn AA’: (0 ≤ z ≤ 87,4)

Hình 4.10 Mặt cắt đoạn AA’

Khi z = 87,4 → Mx = 3684,8794.87,4 = 322058,4596 (Nmm) Đoạn BB’: (0 ≤ z ≤ 87,4)

Hình 4.11 Mặt cắt đoạn BB’

Khi z = 0 → Mx = 0 Khi z = 87,4 → Mx = 322058,4596 (Nmm)

4.1.3.2 Tính đường kính trục ở tiết diện nguy hiểm:

Ta có công thức: d ≥ √ 0,1.(1-β M tđ 4 ).[σ]

Mu, Mx: moment uốn và xoắn β=0 do trục đặc

Thép làm trục chọn thép 45 đường kính d = 30 mm, tra bảng 7-2 trang 119 [3] ta chọn: [σ]c(N/m 2 )

Tính moment uốn tổng cộng tại các tiết diện:

Tính moment tương đương tại các tiết diện:

Tính đường kính tại các tiết diện: d 11 ≥ √100522,7739

Vậy chọn: d(11) = 30 (mm) d(12) = d(15) = 35 (mm) d(13) = d(14) = 40 (mm)

Hình 4.12 Biểu đồ nội lực và phác thảo trục I

Hình 4.13 Xác định phản lực liên kết lên trục II

Lấy moment theo phương Y đối với điểm C, ta có:

Lại có: RCy + Pr3 – Pr5 + Pr4 + RDy = 0 → RCy + 1254,6422 – 2527,7705 + 1254,6422 + 9,2431 = 0 → RCy = 9,2431 (N)

Lấy moment theo phương X đối với điểm C, ta có:

Lại có: -R CX +P 3 +P 5 +P 4 - R DX = 0 → - RCx + 3403,3229 + 6944,9923 + 3403,3229 – 6875,8191 = 0 → RCx = 6875,8191 (N)

Hình 4.14 Lực tác dụng lên trục II lên mặt phẳng Ozy

Chương IV: Thiết kế trục, ổ lăn, khớp Đoạn CC’: 0 ≤ z ≤ 84,4

Hình 4.15 Mặt cắt đoạn CC’

Khi z = 0 → Mx = 0 Khi z ,4 → Mx = 780,1176 (Nmm) Đoạn C’F: 0 ≤ z ≤ 96,5

RCy + Pr3 – Qy = 0 → Qy = RCy +Pr3 = 9,2431 + 1254,6422 = 1263,8853 (N)

- RCy.(84,4 + z) + M3 – Pr3.z +Mx = 0 → -RCy.(84,4 + z) + Pa3 d 2

Khi z = 96,5 → - 9,2431.(84,4 + 96,5) + 548,2753 251 2 – 1254,6422.96,5 + Mx = 0 → Mx = 53936,4989 (Nmm) Đoạn DD’: 0 ≤ z ≤ 84,4

Hình 4.17 Mặt cắt đoạn DD’

Khi z = 0 → Mx = 0 Khi z = 84,4 → Mx = 9,2431.84,4 = 780,1176 (Nmm) Đoạn D’F: 0 ≤ z ≤ 96,5

Qy + Pr4 + RDy = 0 → Qy + 1254,6422 + 9,2431 = 0 → Qy = -1263,8853 (N) RDy.(84,4 + z) + Pr4.z – M4 – Mx = 0

Hình 4.19 Lực tác dụng lên trục II theo mặt phẳng Oxz Đoạn CC’: 0 ≤ z ≤ 84,4

Hình 4.20 Mặt cắt đoạn CC’

Khi z = 0 → Mx = 0 Khi z = 84,4 → Mx = - 580319,132 (Nmm) Đoạn C’F: 0 ≤ z ≤ 96,5

Khi z = 0 → 6875,8191.84,4 + Mx = 0 → Mx = 580319,132 (Nmm) Khi z = 96,5 → 6875,8191.(84,4 + 96,5) – 3403,3229.96,5 + Mx = 0 →

Hình 4.22 Mặt cắt đoạn DD’

Khi z = 0 → Mx = 0 Khi z = 84,4 → Mx = -6875,8191.84,4 = - 580319,132 (Nmm) Đoạn D’F: 0 ≤ z ≤ 96,5

4.1.4.2 Tính đường kính trục ở tiết diện nguy hiểm:

Mu, Mx: moment uốn và xoắn β=0 do trục đặc

Thép làm trục chọn thép 45 đường kính d = 45 mm, tra bảng 7-2 trang 119 [3] ta chọn: [σ]P(N/m 2 )

Tính đường kính tại các tiết diện: d (22) = d (24) ≥ √612753,9885

Vậy chọn: d(21) = d(25) = 45 (mm) d(22) = d(24) = 55 (mm) d(23) = 62 (mm)

Hình 4.24 Biểu đồ nội lực và phác thảo trục II

Các thông số đã biết:

Hình 4.25 Xác định phản lực liên kết lên trục III

Lấy moment theo phương Y đối với điểm K, ta có:

Lại có: - Rky + Pr – Rhy = 0

Lấy moment theo phương X đối với điểm K, ta có:

Hình 4.26 Lực tác dụng lên trục III theo mặt phẳng Ozy

Chương IV: Thiết kế trục, ổ lăn, khớp Đoạn KM: 0 ≤ z ≤ 176,9

Hình 4.27 Mặt cắt đoạn KM

Khi z = 0 → Mx = 0 Khi z = 176,9 → Mx = - 214512,1419 (Nmm) Đoạn MH: 0 ≤ z ≤ 176,9

Hình 4.28 Mặt cắt đoạn MH

Khi z = 0 → Mx = 0 Khi z = 179,6 → Mx = 214512,1419 (Nmm)

Hình 4.29 Lực tác dụng lên trục III theo mặt phẳng Ozx Đoạn KM: 0 ≤ z ≤ 176,9

Hình 4.30 Mặt cắt đoạn KM

Khi z = 0 → Mx = 0 Khi z = 176,9 → Mx = 3331,6407.176,9 = 589,3672398 (Nmm) Đoạn HM: 0 ≤ z ≤ 176,9

Hình 4.31 Mặt cắt đoạn HM

Khi z = 0 → Mx = 0 Khi z = 176,9 → Mx = -3331,6407.176,9 = - 589367,2398 (Nmm)

4.1.5.2 Tính moment và đường kính trục ở tiết diện nguy hiểm:

Mu, Mx: moment uốn và xoắn; β=0 do trục đặc

Thép làm trục chọn thép 45 đường kính d = 65 mm, tra bảng 7-2 trang 119 [3] ta chọn: [σ]= 48 (N/m 2 )

Tính đường kính tại các tiết diện: d (32) ≥ √ 3 1258117,73 0,1.48 = 63,9971 (mm)

Hình 4.32 Biểu đồ nội lực và phác thảo trục III

Tính chính xác trục nên tiến hành cho nhiều tiết diện chịu tải trọng lớn, có ứng suất tập trung

Tính chính xác trục theo công thức 7-5, [3]: n= n σ n τ

Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp nτ: hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp n: hệ số an toàn

[n]: hệ số an toàn cho phép [n] ≥ 1,5÷2,5 n σ = σ -1 k σ ε σ β.σ α +ψ σ σ m

Vì trục quay nên ứng suất pháp (uốn) biến đổi theo chu kỳ đối xứng : σ a = σ max = -σ min = M u

Bộ truyền làm việc 2 chiều nên ứng xuất tiếp xoắn biến đổi theo chu kỳ mạch động: τ a =τ max = M W x

0; τ m =0 n τ = τ -1 k τ ε τ β +ψ τ τ m Trong đó: τ -1 : giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với một chu kỳ đối xứng τ a : biên độ ứng suất pháp và tiếp sinh ra trong tiết diện của trục

W: mô men cản uốn của tiết diện

Trong bài viết này, chúng tôi giới thiệu về mô men cản xoắn của tiết diện, được ký hiệu là W0 Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn là kτ, được tra trong các bảng từ (7-6) đến (7-13) [3] Hệ số tang bề mặt trục, ký hiệu β, được chọn bằng 1 để tránh sử dụng các biện pháp tăng bền Ngoài ra, ψ τ là hệ số phản ánh ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến khả năng chịu mỏi của vật liệu, trong khi τ m là trị số trung bình của ứng suất tiếp.

M u và M x : moment uốn và moment xoắn

Tra bảng 7-8 [3] ta chọn k σ = 1,63 và k τ =1,5

Bảng 4.3 Bảng tổng hợp thông số Tiết diện

Tính toán then trên trục

Chọn then bằng kiểu I có đầu tròn

Công thức kiểm nghiệm sức bền dập: σ d = 2.M d.t.l x ≤ [σ d ] (N/mm 2 )

Công thức kiểm nghiệm sức bền cắt: τ c = 2.M d.b.l x ≤ [τ c ] (N/mm 2 )

Mx: moment xoắn cần truyền (Nmm) d: đường kính trục (mm) b: chiều rộng then (mm_ t: biểu thị phần then lắp trong rãnh của trục và rãnh của mayo (mm)

Vì điều kiện làm việc của trục có va đập trung bình , vật liệu trục là thép 45 Tra bảng 7-20 và 7-21 [3] ta chọn [σ d ]P (N/mm 2 ) và [τ c ]T (N/mm 2 )

Bảng 4.4 Bảng tổng hợp thông số Tiết diện d l b h t Mx σ d τ c Điều kiện

Tính toán chọn ổ lăn

Chọn sơ bộ ổ cỡ trung kí hiệu 7307 có C= 48,1KN, Co= 35,3 và 𝛼 0

Theo bảng 11.4 với ổ đỡ chặn e = 1,5.tan𝛼 = 1,5.tan12= 0,3188

Hình 4.33 Sơ đồ bố trí ổ bi trục I

Như vậy chọn ổ 0 là ổ chịu lực lớn hơn

353,9004N Đối với ổ đũa ta có : m= 10

Cđ = QE.L 0,3 =3,3539.(350,4) 0,3 ,45KN < CH,1KN

Như vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động, có các thông số:

(Bảng P2.11, phụ lục) d5mm, Dmm, T",75mm, CH,1kN, Co5,3KN

Theo bảng 11.6 trang 220 với ổ đũa côn Xo = 0,5, Yo = 0,22.cotg12 =1,035

Theo công thức (11.19) khả năng tải tĩnh

Qt=Xo.Fro + Yo.Fa =0,5.1358,4386+1,035.1384,9536 = 2112,6463N

Như vậy Qt =2,1126KN ≤ Co = 35,3KN

Bảng 4.5 Thông số ổ lăn trục I

Hình 4.34 Sơ đồ bố trí ổ bi trục II

Hệ số khả năng làm việc tính theo công thức :

Chương IV: Thiết kế trục, ổ lăn, khớp n = 121,2786 (vòng/phút); h = 8.300.5 = 12000 giờ (thời gian phục vụ của máy)

R: tải trọng hướng tâm (tổng phản lực ở gối đỡ); A: tổng tải trọng dọc trục m =1,5 : hệ số chuyển tải trọng dọc trục về tải trọng hướng tâm

Kt = 1 – hệ số tải trọng động (Bảng 8-3 trang 162 [3]).

Kn = 1 – hệ số nhiệt độ (Bảng 8-4 trang 162 [3])

Kv = 1 – hệ số xét đến vòng nào của ổ là vòng quay (Bảng 8-5 trang 162 [3]) Chọn góc β = 12° (kí hiệu 36000)

Các phản lực tác dụng lên ổ tại C :

Tổng phản lực tác dụng lên ổ tại C:

Các phản lực tác dụng lên ổ tại D :

Tổng phản lực tác dụng lên ổ tại D :

Lực dọc trục tác dụng lên ổ tại C :

Lực dọc trục tác dụng lên ổ tại D :

Từ đó công thức Q sẽ thành :

Vì tổng phản lực ở D và C bằng nhau nên ta tính cho gối đỡ C và chọn ổ cho gối đỡ này, còn gối đỡ D chọn ổ cùng loại Tính Q theo công thức :

Vậy hệ số khả năng làm việc của ổ lăn trên trục A :

Tra bảng 17P [3] ứng với d = 45 (mm) và kí hiệu 36000 ta chọn loại ổ bi đỡ chặn cỡ nhẹ kí hiệu 36209 với các thông số sau:

Bảng 4.5 Thông số ổ lăn trục II

Hình 4.35 Sơ đồ bố trí ổ bi trục III

Do trục III không có lực dọc trục nên ta chọn ổ bi đỡ một dãy

Hệ số khả năng làm việc tính theo công thức :

Trong đó : n = 39,2984 (vòng/phút) h = 8.300.5 = 12000 giờ ( thời gian phục vụ của máy )

Q = ( Kv.R + mA ).Kn.Kt (daN) (CT 8-6 [3])

R: tải trọng hướng tâm (tổng phản lực ở gối đỡ)

A: tổng tải trọng dọc trục (không có lực dọc trục A = 0) m: hệ số chuyển tải trọng dọc trục về tải trọng hướng tâm

Kt = 1,1 – hệ số tải trọng động.

Kn = 1 – hệ số nhiệt độ

Kv = 1 – hệ số xét đến vòng nào của ổ là vòng quay

Từ đó công thức Q sẽ thành:

Các phản lực tác dụng lên ổ tại H :

Tổng phản lực tác dụng lên ổ tại H:

Vậy hệ số khả năng làm việc của ổ lăn trên trục H :

Tra bảng 14P 339 [3] ứng với d = 65 (mm) ta chọn loại ổ bi đỡ cỡ trung kí hiệu

313 với các thông số sau:

Bảng 4.6 Thông số ổ lăn trục III

Kích thước chỗ vát (mm)

4.3.5 Cố định ổ trên trục và trong vỏ hộp:

Có nhiều phương pháp cố định ổ trên trục và trong vỏ hộp Khi chọn các phương pháp chúng ta dựa trên các yếu tố sau:

Trị số và chiều của lực tác dụng lên ổ

Số vòng quay của trục hoặc ổ

Loại ổ Điều kiện tháo lắp bộ phận ổ và khả năng chế tạo bộ phận ổ

4.3.5.1 Cố định ổ trên trục: Ở đây ta sẽ chọn phương pháp đệm chắn mặt dầu để cố định theo phương dọc trục Phương pháp này vừa đơn giản vừa chắc chắn Đệm sẽ được giữ cố định bằng vít và đệm hãm

4.3.5.2 Cố định ổ trong vỏ hộp giảm tốc: Đặt vòng ngoài của ổ vào giữa mặt tì của nắp ổ và vòng chắn Có thể dùng vòng chắn ghép bằng hai nửa hoặc vòng chắn lò xo Ưu điểm chủ yếu là đơn giản, chắc chắn, dễ gia công lỗ và chỉ dùng khi lực dọc trục không tác dụng về phía lò xo

4.3.6 Chọn kiểu lắp và cấu tạo chỗ lắp ổ:

Lắp ổ lăn vào trục theo hệ lỗ, vào vỏ hộp theo hệ trục

Sai lệch cho phép của vòng trong của ổ là âm, nghĩa là kích thước nhỏ hơn đường kính danh nghĩa của trục, trong khi sai lệch cho phép trên lỗ theo hệ lỗ là dương Điều này đảm bảo mối ghép theo kiểu lắp trung gian, giúp đảm bảo độ chính xác và độ ổn định của kết cấu.

Chọn kiểu lắp theo độ dôi để các vòng ổ không thể trượt theo bề mặt của trục hoặc lỗ khi làm việc (có chịu tải)

Khi chọn kiểu lắp cần chú ý trục không rỗng hoặc có thành dày, trục làm bằng thép hoặc gang, nhiệt độ trong khi ổ làm việc không quá 100°𝐶

Bôi trơn ổ bằng mỡ là phương pháp đơn giản, không đòi hỏi thiết bị đặc biệt, chỉ cần nhét mỡ vào ổ với lượng đủ để duy trì hoạt động liên tục Tuy nhiên, không nên sử dụng quá nhiều mỡ vì lượng thừa có thể gây tăng nhiệt độ trong ổ, ảnh hưởng đến tuổi thọ của ổ trục Theo bảng 8-28 trang 198 [1], loại mỡ M phù hợp cho nhiệt độ làm việc dưới 60°C và tốc độ vòng quay dưới 300 vòng/phút đối với trục II và III Ngoài ra, loại mỡ JI cũng thích hợp với điều kiện nhiệt độ dưới 60°C và tốc độ quay từ 300 vòng/phút trở lên, giúp tối ưu hóa hiệu quả bôi trơn và kéo dài tuổi thọ của ổ trục.

1500 (vòng/phút) đối với trục I

Mục đích của việc che kín ổ lăn là để bảo vệ ổ khỏi bụi bặm, chất bẩn, phoi kim loại và các tạp chất khác xâm nhập, giúp giảm hao mòn và han gỉ cho ổ Ngoài ra, việc này còn phòng ngừa dầu tràn ra ngoài gây ô nhiễm môi trường Vòng dích dắc được sử dụng như một loại lót kín chắc chắn, có khả năng bảo vệ ổ khỏi các tác nhân gây hư hỏng, đồng thời đảm bảo giữ dầu mỡ bôi trơn an toàn mà không bị hạn chế bởi vận tốc.

Khớp nối

Chọn vật liệu nối trục là gang CH28-48

Mt : là moment xoắn tính toán

Mx = 1259360,158(Nmm) là moment xoắn trục III

K là hệ số tải trọng, chọn K = 1,3 (Bảng 9-1 trang 222 [1])

Với moment xoắn tính toán Mt = 1637,1682 (Nm) và đường kính trục III d = 65 (mm) ta chọn kích thước nối trục theo bảng 9-2 trang 224 [3]:

Bảng 3.6 Thông số nối trục

5 3000 58-70 130 230 185 190 48 M16 6 Đối với bulông ta chọn bulông chế tạo bằng thép CT 35 Dùng bulông có khe hở nên ta tính lực siết V cần thiết với mỗi bu lông :

D0 5 (mm) : là đường kính vòng tròn qua tâm bulông f =0,2 : là hệ số ma sát

Thiết kế vỏ hộp

Hình dạng của nắp và thân chủ yếu được xác định bởi số lượng và kích thước của bánh răng, vị trí mặt ghép, cũng như sự phân bố của các trục trong hộp Ngoài ra, các yếu tố kinh tế, độ bền và độ cứng cũng đóng vai trò quan trọng trong việc thiết kế và chọn hình dạng phù hợp, đảm bảo hiệu quả hoạt động và khả năng chịu tải của hộp số.

Vỏ hộp thường được thiết kế từ các mặt phẳng và mặt trụ, trong đó mặt phẳng phù hợp để gia công khuôn mẫu Tuy nhiên, việc sử dụng các mặt phẳng cũng làm tăng kích thước, trọng lượng và khuôn khổ của vỏ hộp.

Theo bảng 18-1 [3] cho phép ta tính được kích thước các phần tử cấu tạo vỏ hộp sau đây:

Bảng 5.1 Quan hệ kích thước của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc

Tên gọi Biểu thức tính toán

- Nắp hộp, δ1 δ = 0,03.A + 3 > 6mm = 0,03.205,5 + 3= 9,165 (10mm) δ1 = 0,9.δ = 0,9.10 = 9 mm (9 mm)

- Độ dốc e = (0,8 ÷ 1).δ= 1.10 = 10 (lấy 10 mm) h < 58 khoảng 2° Đường kính:

- Bulông ghép bích nắp và thân, d3

- Vít ghép nắp cửa thăm, d5 d1 > 0.04.A + 10 > 12mm = 0 20,02mm (lấy 24 mm) d2 = (0.7 ÷ 0.8) d1 = 0,8.24 = 19,2 mm (lấy 20 mm) d3 = (0.8 ÷ 0.9) d2 = 0,8.20 = 16 mm (lấy 16 mm) d4 = (0.6 ÷ 0.7).d2 = 0,7.20 = 14 mm (lấy 14 mm) d5 = (0.5 ÷ 0.6) d2 = 0,6.20 = 12 mm (lấy 12 mm)

- Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ K2

Mặt bích ghép nắp và thân:

- Chiều dày bích thân hộp,

- Chiều dày bích nắp hộp,

- Bề rộng bích nắp và thân,

- Chiều dày: khi không có phần lồi S1 khi có phần lồi: Dd, S1 và

- Bề rộng mặt đế hộp, K1 và q

S1 = (1.3 ÷ 1.5) d1=1,5.269 mm lấy 39mm Xác định theo đường kính dao khoét

K1 ≈ 3.d1= 3.24 = 72 mm q ≥ K1 + 2δ = 72 + 2.10mm Khe 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=1,2.10mm Δ1 ≥ (3 ÷5).δ và phụ thuộc loại hộp giảm tốc, lượng dầu bôi trơn trong hộp Δ ≥ δmm

L, B: chiều dài và rộng của hộp

Chi tiết phụ

Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục, đảm bảo chính xác và đồng bộ trong quá trình lắp đặt Lỗ trụ lắp trên nắp và thân hộp được gia công đồng bộ nhằm giữ vị trí chính xác của các bộ phận Để duy trì sự phù hợp của nắp và thân sau khi gia công và lắp ghép, sử dụng 2 chốt định vị giúp cố định đúng vị trí, đồng thời khi xiết bulông, chốt định vị không gây biến dạng vòng ngoài của ổ.

Ta dùng chốt định vị hình côn có các thông số sau:

Bảng 5.2 Kích thước chốt định vị (mm) d c L

Hình 5.1 Chốt định vị hình côn

5.2.2 Cửa thăm: Để quan sát và kiểm tra được chi tiết trong hộp giảm tốc khi lắp ghép và để đổ dầu bôi trơn vào hộp, ta thiết kế trên đỉnh hộp có cửa thăm Cửa thăm được đậy bằng nắp, trên nắp có lắp thêm nút thông hơi, kích thước được chọn theo bảng 18-5 [3]:

1-Nắp cửa thăm; 2-Tay nắm (nút thông hơi ); 3-Đệm (bìa cứng ); 4-Vít

Bảng 5.3 Thông số cửa thăm

5.2.3 Tay nắm nút thông hơi:

Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp giảm tốc sẽ tăng lên, gây áp suất cao Để giảm áp suất và cân bằng nhiệt độ giữa bên trong và bên ngoài hộp, người ta sử dụng nút thông hơi Chọn tay nắm nút thông hơi phù hợp theo các thông số kỹ thuật đã nêu trong bảng 10.16 trang 279 giúp đảm bảo an toàn và hiệu quả hoạt động của hệ thống.

Hình 5.3 Tay nắm nút thông hơi

Bảng 5.4 Thông số tay nắm nút thông hơi

Sau một thời gian hoạt động, dầu bôi trơn trong hộp có thể bị bẩn hoặc biến chất, gây giảm hiệu suất, do đó cần thay mới định kỳ Để tháo dầu cũ, bạn cần mở lỗ tháo dầu tại đáy hộp; lỗ này thường được bịt kín bằng nút tháo dầu khi không sử dụng Khi tháo dầu, nên làm nghiêng đáy hộp khoảng 20 độ về phía lỗ tháo dầu, và tạo lõm nhẹ tại vị trí lỗ để giúp dầu chảy ra dễ dàng hơn Kết cấu và kích thước của nút tháo dầu được quy định rõ trong bảng 10-14 trang 278 theo tài liệu hướng dẫn.

A B A1 B1 C K R Kích thước Vít Số lượng vít

Bảng 5.5 Kích thước nút tháo dầu d b m A F L e q D 1 D S l

Hình 5.4 Kết cấu và kích thước nút tháo dầu

Trong quá trình sử dụng hộp giảm tốc ta có thể kiểm tra chiều cao mức dầu trong hộp giảm tốc nhờ que này:

Tra bảng 10.11a trang 275 [3] ta có số liệu sau:

Bảng 5.6 Thông số vít nâng

Bảng 5.7 Thông số chốt định vị d (mm) c (mm) l (mm)

5.2.7 Vòng phớt: Ở hai nắp ổ lăn của đầu ló ra của hộp giảm tốc ta sử dụng vòng phớt để ngăn không cho dầu mở chảy ra ngoài và ngăn không cho bụi bặm từ ngoài vào hộp giảm tốc

Bảng 5.8 Kích thước vòng phớt

5.2.8 Vòng chắn dầu: Để ngăn dầu và mỡ tiếp xúc trực tiếp với nhau ta dùng vòng chắn dầu Kích thước vòng chắn dầu với bề rộng của vùng chắn ta chọn 9 (mm)

5.2.9 Bôi trơn hộp giảm tốc

Trong phần này, ta chỉ tập trung trình bày phương pháp bôi trơn các bộ truyền bánh răng Do tốc độ truyền nhỏ, phương pháp ngâm bánh răng trong hộp dầu được lựa chọn, với mức dầu phải ngập chiều cao răng của bánh thứ hai để đảm bảo bôi trơn hiệu quả Chiều sâu ngâm dầu cho bánh răng thứ tư ít nhất là 20 mm do yêu cầu về mức dầu, tuy nhiên, với vận tốc thấp (v = 0,56 m/s), công suất tổn hao do khuấy dầu là không đáng kể Theo bảng 10-17, dầu bôi trơn bánh răng ở nhiệt độ 500C có độ nhớt là 116 centistốc, tương đương khoảng 16o Engle Ngoài ra, theo bảng 10-20, loại dầu phù hợp và dễ tìm trên thị trường là SAE 10W-40.

Che chắn ổ lăn khỏi những bụi từ bên ngoài, vật liệu chế tạo là GX 14-34

Kết cấu các nắp trong hộp giảm tốc ta tra theo bảng 18-2:

Hình 5.8 Hình phác thảo nắp

Chương V: Thiết kế vỏ hộp, chi tiết phụ, dung sai lắp ghép

Dung sai và lắp ghép

Căn cứ vào yêu cầu làm việc của từng chi tiết trong hộp giảm tốc, ta chọn các kiểu lắp ghép sau:

Trong ổ lăn Dung sai, vòng trong chịu tải trọng tuần hoàn, do đó, ta cần lắp ghép theo hệ thống lỗ lắp trung gian để đảm bảo vòng ổ không trượt trên bề mặt trục khi làm việc Việc lựa chọn mối lắp k6, lắp trung gian có độ dôi giúp tạo điều kiện cho quá trình mòn đều của ổ trong quá trình hoạt động Điều này đảm bảo ổ lăn hoạt động ổn định, bền bỉ và tránh các hiện tượng hư hỏng do sự mòn không đều.

Vòng ngoài của ổ lăn không quay chịu tải cục bộ và được lắp theo hệ thống lỗ Để ổ có thể di chuyển dọc trục khi nhiệt độ tăng trong quá trình làm việc, ta lựa chọn kiểu lắp trung gian H7 nhằm đảm bảo khả năng chịu lực và tính linh hoạt của hệ thống.

- Lắp ghép bánh răng trên trục:

Bánh răng lắp trên trục chịu tải vừa, tải trọng thay đổi, va đập nhẹ, ta chọn kiểu lắp ghép H7 k6

- Lắp ghép nắp ổ và thân hộp: Đễ dễ dàng cho việc tháo lắp và điều chỉnh, chọn kiểu lắp lỏng H7 e8

- Lắp ghép vòng chắn dầu trên trục: Để dễ dàng cho tháo lắp, chọn kiểu lắp trung gian H7 j𝑠6

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

- Lắp ghép then, dựa theo bảng 20.5 [3]:

Theo chiều rộng, chọn kiểu lắp trên trục là P9 h9, 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 5.8 Bảng tổng hợp thông số dung sai và lắp ghép

Sai lệch trên của lỗ (𝛍𝐦)

Sai lệch dưới của lỗ (𝛍𝐦)

Sai lệch trên của trục

Sai lệch dưới của trục

Trục III 65 + 30 0 + 21 + 2 b x h Then Ở tiết diện 1-1 8 x 7

Chương V: Thiết kế vỏ hộp, chi tiết phụ, dung sai lắp ghép

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

Trong 12 tuần thực hiện dự án, chúng tôi đã nỗ lực hết mình dưới sự hướng dẫn của thầy Mai Vĩnh Phúc để đạt được các mục tiêu đặt ra ban đầu Đến nay, đồ án của nhóm đã hoàn thiện phần nội dung cần nghiên cứu một cách tương đối đầy đủ và chính xác Chúng tôi đã giải quyết thành công các vấn đề chính liên quan đến đề tài, đảm bảo tiến độ và chất lượng dự án theo yêu cầu đề ra.

+ Nghiên cứu về lý thuyết thiết kế hộp giảm tốc

+ Xây dựng được hệ thống quy trình tính toán hộp giảm tốc

+ Vẽ được bản vẽ thiết kế (bằng tay) đạt yêu cầu

+ Vẽ được bản vẽ thiết kế (bằng CAD ) đạt yêu cầu

Vậy Quá trình làm đồ án đã giúp chúng em củng cố thêm các kiến thức, cũng như học hỏi được nhiều kiến thức và kinh nghiệm quý báu

Trong quá trình thực hiện, đã phát sinh nhiều vấn đề do hạn chế về thời gian và kiến thức, dẫn đến việc chưa giải quyết triệt để các khía cạnh ứng dụng và nội dung khoa học Để đảm bảo hiệu quả và tránh lãng phí, cần tập trung giải quyết một số vấn đề cốt lõi nhằm hoàn thiện quá trình nghiên cứu và ứng dụng trong lĩnh vực này.

+ Tài liệu nghiên cứu còn thô sơ, nên việc hình dung ra nội dung ra động cơ còn hạn chế

+ Có những phần mềm thiết kế để dễ dàng kiểm tra kết quả

[1] Nguyễn Hữu Lộc, Cơ sở thiết kế máy, NXB Đại học quốc gia TP Hồ Chí Minh

[2] Trần Thiên Phúc, Thiết kế chi tiết máy công dụng chung, 2011, NXB Đại học quốc gia TP Hồ Chí Minh

[3] Nguyễn Trọng Hiệp – Nguyễn Văn Lẫm, Thiết kế chi tiết máy, 1999, NXB Giáo Dục

[4] Trịnh Chất – Lê Văn Uyển, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập I, NXB Giáo Dục

[5] Trịnh Chất – Lê Văn Uyển, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập II, NXB Giáo Dục

1 Hộp giảm tốc phải sơn các bề mặt không gia công.

2 Khi lắp ráp xong phải chạy thử 3 tới 4 giờ để kiểm tra sự ăn khớp của bánh răng.

3 Sau khi cho hộp giảm tốc chạy rà phải thay dầu nhớt.

BẢNG THÔNG SỐ KỸ THUẬT

Mức dầu cao nhất Mức dầu thấp nhất ỉ35k6 ỉ45k6 ỉ65k6 ỉ40H7 ỉ85H7 ỉ140H7

Vòng chắn dầu trục I 02 CT3 TCVN 2543-86

3 Bánh răng nhỏ cấp chậm 01 C45 TCVN 2260-77

6 Vòng phớt trục I 02 NBR SKF

7 Bulông nắp ổ lăn trục I 12 CT3 DIN 933

8 Nắp ổ lăn kín trục I 01 GX15-32 TCVN 1560-85

11 Ổ bi đỡ chặn trục II 02 CT3 TCVN 1481-2009

12 Then bánh răng lớn cấp nhanh 02 CT3 TCVN 2261-77

13 Bánh răng lớn cấp nhanh 02 C45

14 Nắp ổ lăn hở trục III 01

16 Ổ bi đỡ một dãy trục III 02 CT3

17 Vòng chắn dầu trục III 02 CT3

20 Bánh răng lớn cấp chậm 01 C45 TCVN 2240-77

21 Vòng đệm nắp ổ lăn trục III 02 C45 TCVN 194-66

24 Then bánh răng nhỏ cấp chậm 01

28 Bulông ghép nắp và thân 04

Vòng đệm nắp cửa thăm 01

Bánh răng nhỏ cấp nhanh 01 C45 TCVN 2260-77

Bulông nắp ổ lăn trục II 12 CT3 DIN 933

GX 15-32 TCVN 1560-85 Bulông nắp ổ lăn trục III 12 CT3 DIN 933

Vòng phớt trục III 01 NBR SKF

Vòng đệm nắp ổ lăn trục II

Trục II Vòng đệm nắp ổ lăn trục I

Then bánh răng lớn cấp chậm Ống lót trục III

Trường Đại học Cần Thơ

Họ tên Chữ kí Ngày V.T.T.T.Phát

THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Số lượng Khối lượng Tỉ lệ

Vòng đệm vênh bích nắp, thân Đai ốc tinh bích nắp, thân

Vòng đệm vênh cạnh ổ Đai ốc tinh cạnh ổ

HỘP GIẢM TỐC BÁNH RĂNG TRỤ HAI CẤP PHÂN ĐÔI

B NH R NG TR HAI C P PH N I

Tr ng i h c C n Th Khoa C ng ngh

52 M16 ai c tinh b ch n p, th n 04 CT3 DIN934

51 V ng m v nh b ch n p, th n 04 CT3 DIN128

48 V ng m v nh c nh 02 CT3 DIN128

47 M20 ai c tinh c nh 10 CT3 DIN934

45 V ng ch n d u tr c III 02 Cao su TCVN 2543-1986

41 20x12x90 Then b nh r ng l n c p ch m 01 C45 TCVN 2261-77

38 V ng m tinh n t th o d u 01 CT3 DIN 125

36 bi m t d y tr c III 02 CT3 TCVN 2261-77

35 Bul ng v ng 02 CT3 ANSI B18.15.1M

34 B nh r ng nh c p ch m 01 C45 TCVN 2257-77

32 M14x2 Bul ng n p l n tr c III 12 CT3 DIN933

31 V ng m tinh n p l n tr c III 12 CT3 DIN128

29 M14x2 Bul ng n p l n tr c II 12 CT3 DIN933

28 V ng m v nh n p l n tr c II 12 CT3 DIN128

27 V ng m n p c a th m 01 Cao su TCVN 2003-77

25 M14x2 Bul ng n p l n tr c I 12 CT3 DIN 931

24 V ng m v nh n p l n tr c I 12 CT3 DIN128

21 M12x1,75 Bul ng n p c a th m 04 CT3 DIN 933

20 M20x2,5 Bul ng c nh 10 CT3 DIN 931

18 bi ch n tr c II 02 CT3 TCVN 1481-2009

16 V ng ch n d u tr c I 02 Cao su TCVN 2543-1986

14 B nh r ng nh c p nhanh 02 C45 TCVN 2257-77

12 12x8x56 Then b nh r ng nh c p nhanh 02 C45 TCVN 2261-77

11 18x11x90 Then b nh r ng nh c p ch m 01 C45 TCVN 2261-77

9 16x10x56 Then b nh r ng l n c p nhanh 02 C45 TCVN 2261-77

8 V ng ch n d u tr c II 02 Cao su TCVN 2543-1986

6 V ng m v nh b ch n p, th n 04 CT3 DIN 128

5 V ng m v nh tinh c nh 10 CT3 DIN 128

STT K hi u T n g i S.L V t li u Ghi ch

TRƯỜNG ĐẠI HỌC CẦN THƠ

BỘ MÔN KỸ THUẬT CƠ KHÍ  ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

CÁN BỘ HƯỚNG DẪN NHÓM SV THỰC HIỆN:

ThS Mai Vĩnh Phúc Võ Tấn Trần Thành Phát; MSSV: B1903493

Ngành: Kỹ Thuật Cơ Khí – Khóa: 45

1 Không cho phép có vểt rổ trên bề mặt làm việc của bánh đai.

2 Sai lệch giới hạn không chỉ dẫn của các kích thước : bao H14, bị bao h14, còn lại ±IT 12

3 Dung sai độ song song rãnh then không lớn hơn 0,022.

4 Dung sai độ đối xứng rãnh then không lớn hơn 0,086.

Họ tên Chữ kí Ngày L.N.Quí

BÁNH ĐAI NHỎ 1 Đường kính trung hòa

Họ tên Chữ kí Ngày L.N.Quí

1 Không cho phép có vết rổ trên bề mặt làm việc của bánh đai.

2 Sai lệch giới hạn không chỉ dẫn của các kích thước: bao H14, bị bao h14, còn lại ±IT 14

3 Dung sai độ song song rãnh then không lớn hơn 0,018.

4 Dung sai độ đối xứng rãnh then không lớn hơn 0,072. Đường kính trung hòa

2 Sai lệch giới hạn của kích thước không chỉ dẫn: mặt bao H14, mặt bị bao h14, còn l n lại ± IT 14/2.

3 Dung sai độ song song rãnh then không lớn hơn 0.022

4 Dung sai độ đối xứng rãnh then không lớn hơn 0.086.

5 Dung sai độ tròn của các mặt A không lớn hơn 0.008.

6 Dung sai độ đồng tâm không lớn hơn 0.008.

3 Dung sai độ song song rãnh then không lớn hơn 0.022

Trường Đại học Cần Thơ Khoa Công nghệ

3 Dung sai độ song song rãnh then không lớn hơn 0.026.

Họ tên Chữ kí Ngày

BÁNH RĂNG NGHIÊNG CẤP NHANH TRỤC I

1 Nhà máy chế tạo chọn số liệu kiểm tra theo tiêu chuẩn về độ chính xác trong TCVN 1067-84.

2 Nhiệt luyện: tôi cải thiện, HB 200.

3 Sai lệch giới hạn không chỉ dẫn của các kích thước: bao H14, bị bao h14, còn lại IT 12/2.

4 Dung sai độ song song rãnh then lớn hơn 0,022.

5 Độ đối xứng rãnh then không lớn hơn 0,086.

Số răng Góc nghiêng răng Đường kính vòng chia m 2

BÁNH RĂNG NGHIÊNG CẤP NHANH TRỤC II

1 Nhà máy chế tạo chọn sô liệu kiểm tra theo tiêu chuẩn về độ chính xác trong TCVN 1067-84.

1 Nhà máy chế tạo chọn số liệu kiểm tra theo tiêu chuẩn về độ chính xác trong TCVN 1067-84.

BÁNH RĂNG THẲNG CẤP CHẬM TRỤC II

Tiêu đề	Đồ án cơ sở thiết kế máy trạm dẫn động băng tải
Tác giả	Võ Tấn Trần Thành Phát, Lê Ngọc Quí
Người hướng dẫn	ThS. Mai Vĩnh Phúc
Trường học	Trường Đại học Cần Thơ
Chuyên ngành	Cơ Khí Chế Tạo Máy
Thể loại	Đồ án
Năm xuất bản	2021
Thành phố	Cần Thơ

Định dạng
Số trang	97
Dung lượng	4,39 MB