Đồ án môn học cơ sở thiết kế máy thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

Chọn động cơ

1.1.1 Xác định công suất động cơ

- Công suất trên trục máy công tác:

- Hiệu suất truyền động: η=η ol η đ η br η ol η kn η ol =0,99 3 0,95 0,96 1=0,88

+ η ol – hiệu suất 1 cặp ổ lăn η ol =0,99

+ η đ – hiệu suất bộ truyền đai η đ =0,95

+ η br – hiệu suất bộ truyền bánh răng η br =0,96

+ η kn – hiệu suất khớp nối trục đàn hồi η kn =1

( Trị số của hiệu suất, tra bảng 2.3[1] )

- Công suất cần thiết trên trục động cơ:

1.1.2 Xác định số vòng quay sơ bộ

- Chọn sơ bộ tỉ số các bộ truyền: u sb =u đ u br =3 4 ( Bảng 2.4 – Tr.21[1])

- Xác định số vòng quay trên trục công tác: n lv = 60000 v π D = 60000 1,8 π 580 Y,27 (vòng/phút) (ct 2.16 – Tr.21[1])

D: đường kính tang quay ,mm v: vận tốc băng tải,m/s

- Xác định số vòng quay sơ bộ: n sb =n lv u sb Y,27 12= 711,24 (vg/ph) (ct2.18 – Tr.21 [1] )

- Ta có P ct =6,03 (kW) và n sb q1.24 (vg/ph)

→ chọn động cơ 4A160S8Y3 với P Đc =7,5(kW )> P ct n Đc s0(vg/ph)

Lập bảng thông số kĩ thuật

1.2.1 Xác định tỉ số truyền chung thực tế của hệ dẫn động u t = n Đc n lv = 730

59,27 ,31 (ct3.23 – Tr.48[1]) Trong đó: n Đc – số vòng quay của động cơ đã chọn ,vg/ph n lv – số vòng quay trên trục máy công tác ,vg/ph

1.2.2 Phân phối tỉ số truyền

- Tính lại tỉ số truyền bộ truyền đai u đ = u t u br = 12,31

1.2.3 Xác định công suất, momen xoắn và số vòng quay các trục

- Công suất trục 3: P 3 =P lv =5.31 (kW)

- Công suất trục 2: P 2 = P lv η ol η kn = 5,31

- Công suất trục 1: P 1 = P 2 η ol η br = 5,36

- Công suất trục động cơ: P Đc = P 1 η ol η đ = 5,63

- Số vòng quay trục 1: n 1 = u Đc u đ = 730 3,07 #7,78 (vg/ph)

- Số vòng quay trục công tác: n lv =n 2 Y,445 (vg/ph)

- Xác định momen xoắn trên các trục: T i = 9,55 10 6 P i n i

59,445 3065,85 (Nmm) ¿Ta có bảng thông số kĩ thuật Động cơ 1 2 Công tác

PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 2.1 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG 2.1.1 Chọn loại đai và tiết diện đai

- Tra đồ thị hình 4.1[1] trang 59 với công suất P=5,98 (kW) và n 1 = 730(vg/ph)

→ chọn được tiết diện đai

2.1.2 Chọn đường kính 2 bánh đai d 1 và d 2

- Đường kính bánh đai nhỏ d 1

- Đường kính bánh đai lớn d 2 d 2 = d 1 u ( 1−∈ ) 0 3,07 ( 1− 0,01 ) `7,86 (mm) (ct 4.2-Tr.53[1])

- Xác định tỉ số truyền thực tế: u t = d 2 d 1 (1−∈) = 630

- Kiểm tra sai lệch tỉ số truyền:

2.1.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục a

4 630 &37,13 (mm) Chọn L = 2650 (mm) ( bảng 4.13-Tr.59[1])

- Kiểm tra số vòng chạy của đai trong 1s : i= v L = 2,637 7,6 =2,88 < i max (vg/s)

2.1.4 Xác định chính xác khoảng cách trục

636,8 1,5 ° > 120 ° (ct4.7-Tr.54[1]) Góc ôm thoản mãn

Trong đó: P 1 =5,98 - CS trên trục bánh đai chủ động

K d =1,25 – Hệ số tải trong động (bảng 4.7-Tr.55[1])

[ P 0] =2,23 - Công suất cho phép (bảng 4.19-Tr.62[1])

C α =0,89 – Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α 1 (bảng 4.15-Tr.61[1])

C L =1,04 – Hệ số kể đến ảnh hưởng chiều dài đai (bảng 4.16-Tr61[1])

C u =1,14 - Hệ số ảnh hưởng của tỉ số truyền (bảng 4.17-Tr.61[1])

C Z =¿0,95 – Hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng giữa các dây đai

2.1.6 Xác định các thông sô cơ bản của bánh đai

- Tra bảng 4.21-Tr.63 được: h 0 =4,2 (mm) t (mm) e,5 (mm)

- Từ số đai Z có thể xác định chiều bánh đai B theo công thức

-Đường kính ngoài bánh đai: d a 1 =d 1 +2 h 0 0+2.4,2 8,4 (mm) (ct4.18-Tr.63[1]) d a 2 =d 2 +2 h 0 c0+2.4,2c8,4 (mm)

- Đường kính đáy bánh đai: d f 1 =d a 1 −2 H 8,4 −2.16 6,4 (mm) d f 2 =d a 2 −2 H= 638,4−2.16 `6,4 (mm)

2.1.7 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên các trục

- Lực căng đai: F v =q m v 2 =0,178 7,6 2 ,28 (N) (ct4.20-Tr.64[1])

Trong đó: q m =0,178 (kg/m)-klg 1m đai (bảng 4.22-Tr.64)

- Lực tác dụng lên trục bánh đai:

2.2 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ THẲNG

2.2.1 Chọn vật liệu bánh răng

- Tra bảng 6.1[1] ; 6.2[1] ta chọn vật liệu làm bánh răng như sau:

•Giới hạn chảy: σ ch 1 X0 MPA

•Giới hạn chảy: σ ch 2 E0 MPA

2.2.2 Xác định sơ bộ ứng suất cho phép

S F ¿ (ct6.1b-Tr.63[1]) Trong đó: σ Hlim 0 ; σ Flim 0 - giới hạn bền mỏi tiếp xúc và giới hạn bền mỏi uốn.

S H , S F - hệ số an toàn khi tính tiếp xúc và uốn

K FC - hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải.

K HL , K FL - hệ số tuổi thọ

-Tra bảng 6.2-Tr.94[1] với thép C45 tôi cải thiện, độ rắn HB0……350, ta có: + σ Hlim =2 HB +70 (MPA)

- K FC =1 do đặt tải 1 phía ( bộ truyền quay một chiều)

K HL = m √ H N N HO HE (ct6.3-Tr.93[1])

K FL = m √ F N N FO FE (ct6.4-Tr.94[1])

• m H ;m F −bậc của đường cong mỏi HB < 350 , m H =m F =6

• N HO ; N FO − số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở

+Bánh nhỏ: N HO 1 0 HB 1 2,4 0 250 2,4 067789,4 (ct6.5-Tr.93[1]) +Bánh lớn: N HO 2 0 HB 2 2,4 0 235 2,4 712420,33

+Vật liệu là thép C45  N FO = 4.10 6

• N HE ; N FE − số chu kì tải

N HE = N FE ` cnt ∑ (ct6.6-Tr.93[1]) c – số lần ăn khớp trong 1 vòng quay c= 1 n – vận tốc vòng t ∑ - tổng thời gian làm việc của bánh răng t ∑ =5 280 2 8"400( h)

+Bánh nhỏ: N HE 1 > N HO1 nên lấy N HE1 = N HO1 → K HL1 =1

N FE1 > N FO 1 nênlấy N FE 1 = N FO 1 → K FL1 =1

+Bánh lớn: N HE 2 > N HO2 nên lấy N HE2 = N HO2 → K HL2 =1

N FE2 > N FO 2 nênlấy N FE 2 = N FO2 → K FL 2 =1

 Ta có ứng suất cho phép:

- Do đây là bộ truyền bánh răng trụ rặng thẳng:

2.2.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục a w = K a ( u+1) √ 3 [ σ H T ] sb 2 1 K u ψ Hβ ba (ct6.15a-Tr.96[1]) + K a −hệ số phụ thuộc vào vật liệu làm bánh răng Tra bảng 6.5[1] K a = 43

+ [ σ H ] sb −ứng suất tiếp xúc cho phép [ σ H ] sb = 409,9 (MPA )

+ T 1 −momen xoắn trêntrục chủ động T 1 "6118,68 (Nmm)

+ ψ ba – hệ số chiều rộng vành răng Tra bảng 6.6[1] ta có ψ ba =0,3 ψ bd =0,53 ψ ba ( u +1 ) = 0,53 0,3 ( 4 +1 ) =0,795

+ K Hβ −hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trênchiều rộng vành răng Tra bảng 6.7[1] K Hβ =1,45

 Thay số ta có khoảng cách trục: a w C ( 4+1) √ 3 226118,68.1,45

2.2.4 Xác định các thông số ăn khớp

♦Bước 2: Xác định số răng

-Tính chọn Z 2: Z 2 =u Z 1 =4 25,3 1,2 (ct6.20-Tr.99[1])  Chọn Z 2 2

-Kiểm tra sai lệch tỉ số truyền:

♦Bước 3: Xác định lại khoảng cách trục a w ¿ =( Z 1 + Z 2 ) m

♦Bước 4: Xác định hệ số dịch chỉnh:

-Hệ số dịch chỉnh tâm: y= a w ¿ m − Z 1 + Z 2

26+102 =7,8125 (ct6.23-Tr.100[1]) Tra bảng 6.10a-Tr.101[1] ta được k x =0,410

-Hệ số giảm đỉnh răng:

-Tổng hệ số dịch chỉnh: x t = y+ ∆ y=1+0,052 =1,052 (ct6.25-Tr.100[1])

-Hệ số dịch chỉnh bánh răng chủ động: x 1 = 1

2 [ x t − ( Z 2 Z −Z 2 + Z 1 ) 1 y ] = 1 2 [ 1,052− (102−26 102 +26 ) 1 ] = 0,229 (ct6.26-Tr.101[1]) -Hệ số dịch chỉnh bánh răng bị động: x 2 = x t − x 1 =1,052−0,229= 0,823 (ct6.26-Tr.101[1])

♦Bước 5: Xác định góc ăn khớp α tw cos α tw =( Z 1 + Z 2 ) m cos 20°

2.2.5 Xác định chính xác ứng suất cho phép:

-Vận tốc vòng của bánh răng: v= π d w 1 n 1

60000 =1,29 (m/s) -Xác định ứng suất cho phép

+[ σ H ] sb ; [ σ F ] sb −ứng suất cho phép sơ bộ đã tính ở mục 2.2 2

+ Z R − hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhámbề mặt làm việc Z R =0,9 (Tr.91[1])

+ Z v −hệ số ảnh hưởng của vận tốc vòng v = 1,29 < 5 (m/s)  Z v =1

Hệ số ảnh hưởng của kích thước bánh răng được ký hiệu là K xH và có giá trị K xH = 1 (Tr.91[1]) Hệ số ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng được ký hiệu là Y R, với giá trị Y R = 1 (Tr.92[1]) Ngoài ra, Y S là hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với sự tập trung ứng suất.

Y S =1,08− 0,0695 ln ( m ) =1,08−0,0695 ln ( 4 ) =0,98 (Tr.92[1]) + K xF −hệ số xét đến ảnh hưởng của kíchthước bánhrăng đến độ bền uốn

2.2.6 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng a) Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc σ H = Z M Z H Z ε √ 2 T b 1 w K u H t d ( u w 2 t 1 +1 ) ≤ [ σ H ] (ct6.33-Tr.105[1])

+ Z M −hệ số kể đến cơ tính vật liệu Tra bảng 6.5-Tr.96[1]  Z M '4 ( MPa ) 1 /3

+ Z H −hệ số kể đến hìnhdạng bề mặt tiếp xúc

Z H = √ sin 2 cos ⁡ (2 a β tw b ) = √ sin 2 cos ⁡ (2.22 ⁡(o ° °) ) =1,7 (ct6.34-Tr.105[1])

+ b w −chiều rộng vành răng b w =ψ ba a w =0,3 260x (mm)

+ Z ε − hệ số trùngkhớp theo ε α và ε β

• ε α −hệ số trùng khớp ngang ε α = [ 1,88−3,2 ( Z 1 1 + Z 1 2 ) ] cos β= [ 1,88 −3,2 ( 26 1 + 102 1 ) ] cos0=1,72

• ε β −hệ số trùng khớp dọc ε β = b w sin β m π = 78 sin 0°

• K Hβ −¿ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng.

• K Hα −¿ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên các cặp răng đồng thời ăn khớp K Hα =1

• K Hv −¿ hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

Tra bảng 6.13-Tr.106[1] ta có CCX: 9

 tra phụ lục 2.3-Tr.250[1] ta được K Hv =1,05

=> Thoản mãn độ bền tiếp xúc b) Kiểm nghiệm về độ bền uốn σ F1 = 2 T 1 K F Y ∈ Y β Y F 1 b w d w1 m ≤ [ σ F 1] (ct6.33-Tr.108[1]) σ F2 = σ F 1 Y F2

- K F − hệ số tảitrọng khi tính về uốn

• K Fβ −¿ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng Tra bảng 6.7-Tr.98[1] ta được K Fβ =1,95

• K Fα −¿ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên các cặp ổ răngZ đồng thời ăn khớp khi tính về uốn K Fα =1

• K Fv −¿ hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn. Tra phụ lục 2.3-Tr.250[1] ta được K Fv =1,13

- Y ε −hệ số kể đến sự trùngkhớp của răng

- Y β −hệ số kể đến độ nghiêng của răng

=> Thoản mãn độ bền uốn

2.2.7 Xác định các thông số khác của bộ truyền

- Đường kính vòng chia: d 1 =m Z 1 =4 264 (mm) d 2 =m Z 2 =4 102@8 (mm)

- Đường kính đỉnh răng: d a 1 =d 1 +2( 1+ x 1 −∆ y ) m4 +2 (1+ 0,229−0,052) 4 3,4 (mm) d a 2 =d 2 +2( 1+ x 2 − ∆ y ) m= 408+2 ( 1+ 0,823−0,052) 4B2 (mm)

- Đường kính đáy răng: d f 1 =d 1 −( 2,5−2 x 1) m4−(2,5−2 0,229 ) 4,83 (mm) d f 2 =d 2 −( 2,5−2 x 2) m= 408− (2,5−2 0,823 ) 4@4,58 (mm)

2.2.8 Tổng hợp các thông số của bộ truyền bánh răng

Hệ số dịch chỉnh x 1 =0,229 (mm) x 2 =0,823 (mm)

Chiều rộng vành răng b w x (mm) Đường kính vòng lăn d w 1 4 (mm) d w 2 = 416 (mm) Đường kính đỉnh răng d a 1 3,4 (mm) d a 2 = 422 (mm) Đường kính đáy răng d f 1 ,83 (mm) d f 2 @4,58 (mm)

PHẦN III: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC 3.1 Chọn vật liệu chế tạo trục

- Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 thường hóa có { [ τ ] σ b `0 … 30 MPa MPa

3.2 Xác định lực và phân bố lực tác dụng lên trục

* Bộ truyền bánh răng trụ thẳng:

- Momen xoắn trên khớp nối: T t = k T ≤ [ T ] (ct16.1-Tr.58[2])

• k – hệ số chế độ làm việc, Tra bảng 16.1-Tr.58[2] ta được k =1,3

- Lực vòng trên khớp nối: F t = 2 T

• D t = D 0 : đường kính vòng tròn qua tâm các chốt

- Lực hướng tâm tác dụng lên trục:

3.3 Xác định sơ bộ đường kính trục:

- Xác định chỉ bằng momne xoắn: d ≥ √ 3 0,2 T [ τ ] (ct10.9-Tr.188[1])

• [ τ ] −ứng suất xoắn cho phép Với thép CT45 chọn [ τ ]= 20( MPa )

3.4 Xác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực

♦Bước 1: Xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn

- Tra bảng 10.2-Tr.189[1] ta có chiều rộng gần đúng của ổ lăn

♦Bước 2: Xác định chiều dài may ơ

- May ơ bánh đai: l m12 = ( 1,2 ….1,5 ) d 1 = ( 1,2… 1,5 ) 40H ÷ 60 (mm) (ct10.10-Tr.189[1])

- May ơ bánh răng trụ răng thẳng nhỏ: l m13 =(1,2 … 1,5) d 1 =(1,2… 1,5 )40= 48÷ 60( mm) (ct10.10-Tr.189[1])

- May ơ bánh răng trụ răng thẳng lớn: l m23 =(1,2 … 1,5) d 2 =(1,2 …1,5 )60r÷ 90( mm) (ct10.10-Tr.189[1])

- May ơ nối trục vòng đàn hồi: l m22 = ( 1,4 … 2,5 ) d 2 = ( 1,4 …2,5 ) 60 ÷ 150 (mm) (ct10.13-Tr.189[1]) => Chọn l m22 0 (mm)

♦Bước 3: Xác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực và chiều dài các đoạn trục

- Tra bảng 10.3-Tr.189[1] ta có : { k k h k 1 3 n 2 mm =8 mm mm mm

+ Số trục trên hộp giảm tốc: t = 2

+ i = 0 và 1 : các tiết diện trục nắp ổ

+ l k 1 : khoảng cách giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k

+ l ki : khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục k

+ l mki : chiều dài may ơ chi tiết quay thứ i lắp trên trục k

+ l cki : khoảng công xôn trên trục k

+ b ki : chiều dài bánh răng thứ i trên trục k

- Trục II : l 23 =0,5( l m23 +b 02 ) +k 1 + k 2 =0,5( 80+31)+12+8 u,5 (mm) l 21 =2 l 23 =2 75.51(mm) l 22 =0,5( l m22 + b 02 ) +k 3 +h n =0,5( 100+31)+12+18= 95,5 (mm)

3.5 Xác định đường kính các đoạn trục

- Tính phản lực tại 2 ổ lăn:

+ Xét mặt phẳng Oyz, ta có:

+ Xét mặt phẳng Oxz, ta có:

Sơ đồ phân bố lực

- Tính momen tại tiết diện nguy hiểm: M tđ = √ M 2 xj + M 2 yj +0,75 T 2 j (ct10.16- Tr.194[1])

- Tính đường kính trục tại các tiết diện: d= √ 3 0,1 M tđ [ σ ] (ct10.17-Tr.194[1]) + Tra bảng 10.5-Tr.195[1] ta được [ σ ] = 63(MPa)

=> Chọn { d d d d 10 11 12 13 2( 5(mm) @( 5( mm) mm) mm)

- Biểu đồ momen trục II

- Tính momen tại tiết diện nguy hiểm:

- Tính đường kính trục tại các tiết diện1 d= √ 3 0,1.[ M tđ σ ]

 Chọn { d d d d 20 21 22 23 U(mm) `(mm) U(mm) P(mm)

3.6.1 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

- Kết cấu trục đảm bảo độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn: s j = s σj s τj

+ [ s ] −hệ số antoàn cho phép Chọn [ s ]=2,5

+ s σj − hệ số an toànchỉ xét riêng ứng suất pháp s σj = σ −1

K σdj σ aj +ψ σ σ mj (ct10.20-Tr.195[1]) + s τj −hệ số antoàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp s τj = τ −1

K τdj τ aj + ψ τ τ mj (ct10.21-Tr.195[1])

• σ −1 và τ −1 là giớihạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kìđối xứng

• ψ σ ,ψ τ −hệ số ảnh hưởng trung bình của độ bền mỏi ψ σ = 0,1;ψ τ =0,05

• Xác đinh hệ số K σdj và K τdj

• Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt, do đó hệ só tăng bền KY = 1

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

Ra = 2,5 … 0,63 μmm , do đó theo bảng 10.8, hệ số tập trung ứng suất do trang thái bề mặt KX = 1,06

• Theo bảng 10.12, khi dùng dao phay ngón, hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu σ b = 600 MPa là K σ = 1,76, K τ = 1,54

• σ aj ;τ aj ;σ mj ; τ mj −¿ biên độ và trị số trung bình của US pháp và US tiếp

• Hai trục của HGT đều quay, US uốn thay đổi theo chu kì đối xứng

• Trục chỉ quay 1 chiều, US xoắn thay đổi theo chu kì mạch động

• W j ;W oj −momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện j

Tra bảng 10.6-Tr.196[1] ta có:

+ Đối với tiết diện có 1 rãnh then

- Tại vị trí lắp bánh răng (C)

- Tại vị trí lắp bánh răng (G)

 Cả 2 trục thỏa mãn điều kiện bền mỏi

PHẦN IV: TÍNH CHỌN THEN ; Ổ LẮN

* Chọn tiết diện then trục I ( bảng 9.1-Tr.173[1])

- Tại vị trí lắp bánh răng : Đường kính trục d,mm

Kích thước tiết diện then

Chiều sâu rãnh then Bán kính góc lượn của rãnh r b h Trên trục t 1

2.226118,68 [ 40.40( 8−5)] = 94,2 Tải trọng quy ước tác dụng vào ổ:

 Khả năng tải động của ổ lăn:

* Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ lăn

- Tra bảng 11.6-Tr.221[1] cho ổ bi đỡ 1 dãy, ta được: { Y X 0 0 = =0,5 0,6

- Tải trọng tĩnh tương đương tác dụng vào từng ổ:

- Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ:

+ Q t =max ( Q tA ;Q tB ) #94,1 N { Y X=1 =0

=> Tải trọng quy ước tác dụng vào ổ:

+ Q t =max ( Q tC ;Q tD ) @54,3 N < C 0 q400 N  Thoản mãn

CHƯƠNG V : THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ

5.1 Tổng quan về vỏ hộp a) Nhiệm vụ

- Bảo đảm vị trí tương đối giữa các chi tiết, bộ phận máy.

- Tiếp nhận tải trọng các chi tiết lắp trên vỏ.

- Đựng dầu bôi trơn, bảo vệ các chi tiết. b) Chỉ tiêu thiết kế

- Khối lượng nhỏ. c) Cấu tạo, vật liệu

- Cấu tạo: thành hộp, nẹp hoặc gân, mặt bích, gối đỡ,…

- Vật liệu: gang xám GX15-32

- Theo bảng 18.1-Tr.85[2] ta có bảng:

Tên gọi Biểu thức tính toán Giá trị Chiều dày Thân hộp, δ

Nắp hộp, δ 1 δ = 0,03.aw + 3 > 6 mm a w "5 δ 1 = 0,9 δ δ = 8.1 mm Chọn δ δ 1 = 10 mm Gân tăng cứng

Chiều dày,e Chiều cao,h Độ dốc e=(0,8 ÷ 1) δ=8 ÷ 10h < 58 Khoảng 2° e = 8 mm h = 48 mm

Bu lông nền, d 1Bu lông cạnh ổ, d 2

Bu lông ghép bích nắp và thân, d 3

Vít ghép nắp cửa thăm, d 5 d1 > 0,04.aw + 10 > 12mm d2 = (0,7 ÷ 0,8).d1 d3 = (0,8 ÷ 0,9).d2 d4 = (0,6 ÷ 0,7).d2 d5 = (0,5 ÷ 0,6).d2 d1 = 18 mm d2 = 16 mm d3 = 12 mm d4 = 8 mm d5 = 7 mm

Mặt bích ghép nắp và thân

Chiều dày bích thân hộp, S3

Chiều dày bích nắp hộp, S4

Bề rộng bích nắp và thân, K3

Kích thước gối trục Đường kính ngoài và tâm lỗ vít: D3, D2

Bề rộng mặt ghép bu lông cạnh ổ: K2

Tâm lỗ bu lông cạnh ổ:

Khoảng cách từ tâm bu lông đến mép lỗ: k chiều cao: h

C ≈ D3/2 k ≥ 1,2.d2 h xác định theo kết cấu, phụ thuộc tâm lỗ bulông và kích thước mặt tựa

Mặt đế hộp Chiều dày: khi không có phần lồi S1

Khi có phần lồi: Dd, S1 và S2

Bề rộng mặt đế hộp:

Dd xác định theo đường kính dao khoét

Khe hở giữa các chi tiết

Giữa bánh răng và thành trong hộp, khoảng cách cần đảm bảo là Δ ≥ δ với δ = 10 mm Đối với khoảng cách giữa đỉnh bánh răng lớn và đáy hộp, cần lưu ý rằng Δ 1 ≥ 35 mm Ngoài ra, khoảng cách giữa mặt bên các bánh răng với nhau phải đạt Δ ≥ (1 ÷ 1,2) và δ Δ 1 ≥ (3 ÷ 5) δ, điều này phụ thuộc vào loại hộp giảm tốc và lượng dầu bôi trơn trong hộp.

Z = (200 L+ ÷ B 300) L: Chiều dài của hộp B: Chiều rộng của hộp

5.3 Một số chi tiết khác

-Mục đích :nâng, vận chuyển hộp giảm tốc

- Tra bảng 18.3b-Tr.89[2] với a w &0 ta có Q = 140kg

- Tra bảng 18.3a-Tr.89[2] ta có thông số bu lông vòng

Chốt định vị giúp ngăn ngừa biến dạng vòng ngoài của ổ khi xiết bu lông, nhờ đó loại bỏ các nguyên nhân gây hỏng hóc cho ổ.

- Chọn loại chốt định vị là chốt trụ

- Thông số kích thước, tra bảng 18.4a-Tr.90[2], ta được: dmm c=1,6mm L = 20 ÷ 160

Chức năng của hộp là kiểm tra và quan sát các chi tiết bên trong khi lắp ghép, cũng như đổ dầu vào hộp Trên đỉnh hộp được thiết kế một cửa thăm, được đậy bằng nắp, có kèm theo nút thông hơi.

- Thông số kích thước, tra bảng 18.5-Tr.91[2], ta được:

- Chức năng: giảm áp suất và điều hòa không khí

- Thông số kích thước tra bảng 18.6-Tr.93[2], ta được:

- Chức năng: bịt lỗ tháo dầu ở đáy hộp

- Thông số kích thước tra bảng 18.7-Tr.93[2], ta được: d b m f L c q D S Do

Chức năng của que thăm dầu là kiểm tra mức và chất lượng dầu bôi trơn trong hộp giảm tốc Để giảm thiểu ảnh hưởng của sóng dầu trong quá trình kiểm tra, đặc biệt khi máy hoạt động liên tục 3 ca, que thăm dầu thường được trang bị vỏ bọc bên ngoài.

- Kết cấu que thăm dầu như hình vẽ :

5.4 Một số chi tiết phụ

5.4.1 Các chi tiết cố định trên ổ trục

+ Đặc điểm: chắc chắn và đơn giản

+ Nhiệm vụ: đệm được giữ chặt bằng vít và dây néo

+ Chọn loại đệm chắn mặt đầu là loại cố định mặt đầu vòng trong ổ bằng 1 vít + Vật liệu đệm: thép CT3

+ Vật liệu tấm hãm: thép CT2

+ Kích thước đệm chắn mặt đầu, tra bảng 15.3-Tr.29[2], ta được:

Trục Đệm áp Tấm hãm

5.4.2 Các chi tiết điều chỉnh lắp ghép

- Nhiệm vụ: điều chỉnh khe hở các chi tiết khi lắp ghép các chi tiết, tạo độ dôi ban đầu.

+ Vòng đệm điều chỉnh ( cố định ổ bằng nắp mộng )

+ Phân loại: nắp ổ kín và nắp ổ thủng

5.4.3 Các chi tiết lót bộ phận ổ

+ Đặc điểm: dễ thay thế, đơn giản và chống mòn

+ Phân loại: cố định và điều chỉnh được khe hở

Chức năng của ổ lăn là bảo vệ khỏi bụi bẩn, chất lỏng, hạt cứng và các tạp chất xâm nhập, giúp ngăn ngừa tình trạng mài mòn và han gỉ cho ổ.

+ Thông số kích thước tra bảng 15.17-Tr.50[2] d d 1 d 2 D a B S 0

- Vòng chắn đầu, đệm bảo vệ

+ Nhiệm vụ: ngăn cách mỡ bôi trơn ổ dầu với HGT

+ Chức năng: vòng chắn dầu quay cùng với trục, ngăn cách mỡ bôi trơn với dầu trong hộp, không cho dầu thoát ra ngoài.

+ Thông số kích thước: a = 6 ÷ 9 (mm) t = 2 ÷ 3 (mm) b = 2 ÷ 5 (mm) ( lấy bằng gờ trục)

Vòng chắn đầu Đệm bảo vệ

5.5 Bôi trơn hộp giảm tốc

- Các bộ truyền cần bôi trơn liên tục vì:

+ Giảm mất công suất vì ma sát

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ THẲNG