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

Hiện nay hộp giảm tốc được ứng dụng rộng rãi trong nhiều ngành nghề, đặc biệt trên băng truyền sản xuất thực phẩm và thức ăn chăn nuôi Đáp ứng nhu cầu xã hội ngày càng tăng, nghiên cứu và tính toán thiết kế để chế tạo hộp giảm tốc có hiệu suất làm việc cao và chi phí hợp lý trở nên thiết thực để phù hợp với thực tế sản xuất Việc tối ưu hóa hiệu suất, độ bền và chi phí bảo trì giúp nâng cao năng suất và giảm thời gian dừng máy của toàn bộ hệ thống Các yếu tố như tải trọng, đặc tính truyền động, vật liệu chế tạo và công nghệ gia công cần được cân nhắc kỹ lưỡng để lựa chọn hộp giảm tốc phù hợp với từng ứng dụng Do đó, hoạt động nghiên cứu và phát triển hộp giảm tốc tập trung vào tối ưu hóa thiết kế, ứng dụng vật liệu tiên tiến và công nghệ gia công hiện đại nhằm mang lại hiệu quả vận hành cao với giá thành cạnh tranh.

Hộp giảm tốc là một cơ cấu truyền động gồm các bộ phận như bánh răng hoặc trục vít, tạo thành một tổ hợp biệt lập nhằm giảm số vòng quay và truyền công suất từ động cơ đến máy công tác Ưu điểm nổi bật của hộp giảm tốc gồm hiệu suất cao, khả năng truyền tải công suất ở các mức khác nhau, đồng thời có tuổi thọ dài, vận hành chắc chắn và dễ sử dụng, phù hợp với nhiều ứng dụng công nghiệp.

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:

Với η là hiệu suất chung của bộ truyền được tra theo bảng 2.1 ([2] trang 18): η = η đ η ol 4 η br 3 η nt η đ = 0,95 – hiệu suất bộ truyền đai η ol = 0,995 – hiệu suất của 1 cặp ổ lăn (4 cặp) η br = 0,96 – hiệu suất bộ truyền bánh răng (3 cặp) η nt = 1 – hiệu suất nối trục dẫn động η = η đ η ol 4 η br 3 η nt = 0,95 0,995 4 0,96 3 = 0,8238

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 nó có cấu tạo và vận hành đơn giản, giá thành rẻ hơn so với động cơ điện xoay chiều đồng bộ ba pha, an toàn hơn so với động cơ không đồng bộ một pha và phù hợp với yêu cầu sử dụng với công suất < 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

Trong hệ thống truyền động, i chung được xác định bằng tích của các tỉ số truyền thành phần: i chung = iđ × i nh × ich Trong đó iđ là tỉ số truyền của bộ truyền đai, i nh là tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ thẳng cấp nhanh, và ich là tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ thẳng cấp chậm.

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 giúp tăng khả năng tải của hệ truyền động nhờ tăng hệ số ma sát giữa đai và bánh đai Dựa trên số vòng quay của bánh đai ở trạng thái nhỏ và công suất cần truyền, ta xác định loại đai phù hợp cho ứng dụng của động cơ điện Thông thường, đai thang được ưa dùng và loại đai phổ biến là đai thang loại B Việc lựa chọn đúng loại đai thang sẽ tối ưu hiệu suất truyền động và đáp ứng yêu cầu về tải và công suất của hệ thống.

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

Đầu tiên, xác định loại đai truyền động dựa trên số vòng quay của bánh nhỏ và công suất cần truyền cho hệ thống Sau khi chọn được loại đai phù hợp, tiến hành tính toán các thông số thiết kế liên quan để tối ưu hiệu quả truyền động, bao gồm kích thước và loại rãnh đai, khoảng cách giữa hai bánh đai, mô-men truyền và tỷ số truyền, nhằm đảm bảo đai hoạt động ổn định và bền bỉ phù hợp với yêu cầu công suất của hệ thống.

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 trình bày bảng tổng hợp thông số đai loại B và các thông số cơ bản của bộ truyền Đai thang loại B, trong đó đường kính bánh dẫn d1 là 140 mm, đường kính bánh bị dẫn d2 là 400 mm, đường kính ngoài dn1 là 150 mm và đường kính ngoài dn2 là 410 mm.

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 ở mức 1,3–1,5; trị số nhỏ được dùng cho các bộ truyền chế tạo bằng vật liệu có khả năng chạy mòn, các ổ bố trí đối xứng so với bánh răng hoặc các bộ truyền có vận tốc thấp, và ta chọn K = 1,3.

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 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= 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:

Có thể chọn sơ bộ K từ 1,3 đến 1,5 cho hệ truyền động Đối với các bộ truyền chế tạo bằng vật liệu có khả năng chạy mòn và các ổ bố trí đối xứng so với bánh răng hoặc bộ truyền có vận tốc thấp, ta nên chọn K = 1,3.

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])

Do ѱ d = 0,8174 ta tìm được K ttbang = 1,05

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 phải có độ bền cao, có thể được nhiệt luyện và dễ gia công Trục thường làm bằng thép cacbon hoặc thép hợp kim; đối với trục làm việc trong những máy móc quan trọng, chịu tải lớn, nên chọn thép 45 hoặc thép 40X Đối với trục làm việc trong điều kiện gối đỡ bằng ổ trượt quay nhanh, nên chọn thép có độ bền và khả năng chống mài mòn tốt.

Đối với hộp giảm tốc chịu tải trung bình, ta chọn thép 45 thường hóa làm vật liệu chính nhằm đảm bảo độ bền phù hợp, với giới hạn bền σ bk = 600 N/mm² và σ ch = 300 N/mm² Phôi được chọn là phôi cán để tối ưu khả năng gia công và độ bền của chi tiết.

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

Mô men cản xoắn của tiết diện được xác định bằng hệ số kτ, là hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn (theo bảng (7-6)-(7-13) [3]); β là hệ số tang bề mặt trục, chọn β=1 (không dùng các biện pháp tăng bền); ψτ là hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến sức bền mỏi; τm 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

Trong mối ghép theo kiểu lắp trung gian, sai lệch cho phép của vòng trong của ổ là âm (kích thước vòng trong nhỏ hơn đường kính danh nghĩa của trục) và sai lệch cho phép trên lỗ theo hệ lỗ là dương Điều này đảm bảo mối ghép giữa vòng trong, ổ và lỗ tuân theo nguyên tắc lắp trung gian, cho phép điều chỉnh kích thước và tăng tính đồng nhất của hệ thống.

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 nhất vì không cần thiết bị đặc biệt để dẫn dầu, chỉ cần nhét mỡ vào bộ phận ổ với lượng đủ để bôi trơn suốt kỳ làm việc; tuy nhiên không nên cho mỡ quá nhiều vì lượng mỡ thừa sẽ làm tăng nhiệt độ trong ổ Dựa vào bảng 8-28 trang 198 [1] ta chọn loại mỡ M có nhiệt độ làm việc dưới 60 °C và số vòng quay của ổ dưới 300 vòng/phút đối với trục II, III Chọn loại mỡ JI có nhiệt độ làm việc dưới 60 °C và số vòng quay của ổ từ 300 đến

1500 (vòng/phút) đối với trục I

Việc che kín ổ lăn nhằm ngăn bụi bẩn, phoi kim loại và các tạp chất khác xâm nhập gây mòn và han gỉ cho ổ, đồng thời đề phòng dầu tràn ra ngoài Để đạt được hiệu quả này, ta sử dụng vòng kín (lót kín) – một loại vòng đệm kín chắc chắn, có khả năng chắn bụi và dầu, phù hợp cho hệ thống bôi trơn bằng mỡ và không bị hạn chế bởi vận tốc quay của ổ.

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 hộp số được xác định chủ yếu dựa vào số lượng và kích thước của bánh răng, vị trí mặt ghép và sự phân bố của các trục bên trong hộp Đồng thời, thiết kế còn chịu tác động của các chỉ tiêu kinh tế và các đặc tính về độ bền và độ cứng của vật liệu sử dụng Do đó, quá trình thiết kế hộp số cần cân nhắc kỹ giữa hiệu suất truyền động, độ tin cậy và chi phí sản xuất để tối ưu hóa hình dạng và cấu trúc liên quan đến nắp, thân và các ghép.

Vỏ hộp được hình thành từ sự kết hợp giữa các mặt phẳng và mặt trụ Các mặt phẳng thuận tiện cho quá trình làm khuôn mẫu, nhưng đồng thời làm tăng kích thước, khuôn khổ và trọng lượng 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 trên mặt phẳng chứa đường tâm của các trục, đảm bảo liên kết chính xác giữa hai chi tiết Lỗ trụ lắp trên nắp và thân hộp được gia công đồng thời, nhằm bảo đảm vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như khi lắp ghép Để duy trì độ chính xác và tránh biến dạng vòng ngoài của ổ khi xiết bulông, ta dùng 2 chốt định vị.

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 hộp giảm tốc hoạt động, nhiệt độ bên trong có xu hướng tăng lên Để giảm áp suất và cân bằng nhiệt độ giữa bên trong và bên ngoài hộp, người ta lắp nút thông hơi Trong trường hợp này, nên chọn tay nắm nút thông hơi có các thông số được ghi trong bảng 10.16, trang 279.

Hình 5.3 Tay nắm nút thông hơi

Bảng 5.4 Thông số tay nắm nút thông hơi

Sau một thời gian làm việc, dầu bôi trơn trong hộp có thể bị bẩn hoặc biến chất, do đó cần thay dầu mới Để tháo dầu cũ, ở đáy hộp có lỗ tháo dầu; lỗ này được bịt kín bằng nút tháo dầu trong quá trình vận hành Đáy hộp nên được nghiêng khoảng 20 độ về phía lỗ tháo dầu, và tại vị trí gần lỗ tháo dầu nên được tạo một lõm nhỏ để dầu chảy ra dễ dàng Thiết kế và kích thước của nút tháo dầu được quy định trong bảng 10-14 trang 278 [1].

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, ngoài đã trình bày phương pháp bôi trơn bộ ổ, ta tập trung trình bày cách bôi trơn các bộ truyền bánh răng bằng phương pháp ngâm trong hộp dầu, phù hợp với vận tốc làm việc nhỏ Độ sâu ngập dầu tối thiểu phải đảm bảo ngập chiều cao răng của bánh thứ hai, nên bánh răng thứ tư yêu cầu độ sâu ngâm tối thiểu xấp xỉ 20 mm Mặc dù vận tốc làm việc thấp (v = 0,56 m/s) nên công suất khuấy dầu không đáng kể Dựa theo bảng 10-17 [1], độ nhớt của dầu bôi trơn bánh răng ở 50°C là 116 cSt (hoặc 160 Engler), và theo bảng 10-20 nên chọn dầu SAE 10W-40 vì dễ tìm trên thị trường.

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:

Dung sai ổ lăn là yếu tố quyết định khả năng chịu tải và độ bền của vòng trong ổ Khi vòng trong ổ lăn chịu tải trọng tuần hoàn, ta lắp ghép theo hệ thống lỗ lắp trung gian để ngăn vòng ổ trượt trên bề mặt trục khi làm việc Vì vậy ta chọn mối lắp k6 và lắp trung gian có độ dôi nhằm tạo điều kiện mòn đều ổ trong suốt quá trình làm việc, khi vòng quay sẽ mòn đều và gia tăng tuổi thọ của ổ.

Vòng ngoài của ổ lăn không quay và chỉ chịu tải cục bộ, được lắp theo hệ thống lỗ Để ổ có thể di chuyển dọc trục trong quá trình làm việc khi nhiệt độ tăng lên, ta chọn kiểu lắp trung gian H7 để đảm bảo sự dịch chuyển cần thiết mà vẫn duy trì độ ổn định 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, với nỗ lực hết mình và dưới sự hướng dẫn của thầy Mai Vĩnh Phúc, đồ án của chúng em đã hoàn thiện tương đối nội dung cần nghiên cứu; những vấn đề đã giải quyết được gồm các khía cạnh về phạm vi nghiên cứu, phương pháp tiếp cận và kết quả bước đầu, tạo nền tảng vững chắc cho bước tiếp theo của dự án.

+ 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 triển khai, nhiều vấn đề đã nảy sinh do hạn chế về thời gian và kiến thức, khiến các khía cạnh ứng dụng và nội dung khoa học chưa được giải quyết triệt để Để tránh lãng phí và sai sót, cần tập trung giải quyết các vấn đề cốt lõi như xác định rõ mục tiêu và phạm vi dự án, rà soát và chuẩn hóa nội dung khoa học, đánh giá tính khả thi của các phương án triển khai và tối ưu hóa quy trình thực hiện, đồng thời nâng cao năng lực đội ngũ và quản lý rủi ro Việc xử lý kịp thời các yếu tố này sẽ nâng cao hiệu quả dự án, đảm bảo tính nhất quán giữa lý thuyết và thực tiễn và giảm thiểu sai lệch trong kết quả.

+ 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

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
Người hướng dẫn	ThS. Mai Vĩnh Phúc
Trường học	Trường Đại Học Cần Thơ
Chuyên ngành	Kỹ thuật Cơ Khí
Thể loại	Đồ Án Cơ Sở
Năm xuất bản	2021
Thành phố	Cần Thơ

Định dạng
Số trang	97
Dung lượng	4,42 MB