Thuyết minh Đồ Án chi tiết máy tên Đồ Án tính toán và thiết kế hệ dẫn Động cơ khí

LỜI NÓI ĐẦU Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nôi dung không thể thiếu với chương trình đào tạo kĩ sư cơ khí và cơ điện tử nhằm cung cấp cho sinh viên những kiến thức cơ sở về kết

TÍNH TOÁN ĐỘNG LỰC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

Chọn sơ đồ động

Theo đề số IV.6, sơ đồ hệ thống dẫn động cơ khí như sau:

Hình 1.1: Sơ đồ hệ thống truyền động

3 Hộp giảm tốc 1 cấp, bánh răng trụ răng thẳng;

5 Bộ phân công tác (Xích tải).

Số răng đĩa xích tải: z = 9(răng)

Thời gian phục vụ: Lh = 14000(h)

Phân tích kết cấu, đặt điểm làm việc của hệ thống

Vỏ hộp số giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng được tạo ra từ các tấm thép carbon hàn lại, nhằm tăng cường độ cứng chắc Sau đó, sản phẩm được xử lý nhiệt để loại bỏ ứng suất trước khi gia công Ngoài ra, nắp hộp số còn được trang bị cửa quan sát và cửa thông hơi.

Hộp số giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng được cấu tạo từ các bánh răng thẳng lắp ráp ăn khớp với nhau theo tỷ số truyền động xác định Khi nguồn điện được cấp vào hộp số, các bánh răng sẽ tạo ra vòng quay phù hợp với yêu cầu của người sử dụng Việc thiết kế hộp số giảm tốc phù hợp sẽ phụ thuộc vào điều kiện môi trường làm việc và các tính toán, đo lường cụ thể.

1.2.2 Nguyên lí làm việc của hệ thống

Dựa trên điều kiện làm việc và các số liệu tính toán, nhà sản xuất thiết kế hộp số bánh răng trụ răng thẳng phù hợp với yêu cầu công việc Khi người dùng cần đạt một số vòng quay nhất định trong một phút mà không có động cơ nào đáp ứng được, hộp số giảm tốc sẽ được sử dụng để giải quyết vấn đề này.

Hiện nay, hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng trụ răng thẳng là loại phổ biến nhất, được thiết kế để ăn khớp theo tỷ số truyền động và mô men quay đã định trước Loại hộp này cho phép người điều khiển lấy ra số vòng quay theo yêu cầu.

Một số hộp giảm tốc không sử dụng hệ bánh răng thông thường mà áp dụng hệ bánh răng vi sai hoặc bánh răng hành tinh Những hộp số giảm tốc này thường có kích thước nhỏ gọn nhưng vẫn chịu được tải và lực làm việc lớn.

Chọn đông cơ điện và phân phối tỉ số truyền

1.3.1 Công suất làm việc của bộ phận công tác

Công suất làm việc của bộ phận công tác được [1]:

+ Plv: là công suất làm việc của bộ phận công tác, (kW)

+ F: là lực kéo xích tải, F= 3000(N)

+ v: là vận tốc của xích tải, v= 2,3 (m/s)

1.3.2 Hiệu suất hệ dẫn động

Hiệu suất của hệ dẫn động của hệ thống có công thức [1] là: Ƞ = Ƞ br× (Ƞ ôl) 3 × Ƞ tx× Ƞ nt

+ Ƞ br = 0,98: là hiệu suất của 1 bộ truyền bánh răng.

+ Ƞôl = 0,99: là hiệu suất của một cặp ổ lăn.

+ Ƞtx = 0,96: là hiệu suất của bộ truyền xích tải.

+ Ƞnt = 1: là hiệu suất của nối trục. Ƞ = Ƞ br× (Ƞ ôl) 3 × Ƞ tx× Ƞ nt = 0,98× (0,99) 3 × 0,96× 1 = 0,912

1.3.3 Công suất cần thiết trên động cơ điện

Công suất cần thiết trên động cơ điện có công thức [1] là:

+ Pct: là công suất làm việc của động cơ điện, (kW).

+ Ƞ: hiệu suất hệ dẫn động của hệ thống.

1.3.4 Chọn tỉ số truyền sơ bộ.

Tỉ số truyền sơ bộ có công thức [1]: usb = utx×ubr (1.5)

+ utx = 3: là tỉ số truyền bộ truyền xích.

+ ubr = 4: là tỉ số truyền bộ truyền bánh răng trụ.

1.3.5 Số vòng quay trên trục công tác.

Số vòng quay trên trục công tác có công thức [1]: n lv = 60000 v z p

+ v: Vận tốc của xích tải v = 2,3(m/s).

+ z: Số răng đĩa xích tải z = 9(răng).

+ p: Bước xích tải p 0 (mm). n lv = 60000 v z p = 60000.2 ,3

1.3.6 Số vòng quay sơ bộ trên trục động cơ

Số vòng quay sơ bộ trên trục động cơ có công thức [1]: nsb = usb × nlv (1.6) Trong đó:

+ nsb: số vòng quay sơ bộ (vòng/phút).

+ nlv: số vòng quay trên trục công tác nlv = 139(vòng/phút).

+ usb: tỉ số truyền sơ bộ usb = 12. nsb = usb × nlv = 12 × 139 = 1668(vòng/phút).

1.3.7 Số vòng quay đồng bộ trên trục động cơ.

Tra bảng phụ lục P1.3 trang 236, ta chọn số vòng quay đồng bộ là: nđb = 1 5 0 0 ( v ò n g / p h ú t )

1.3.8 Chọn động cơ. Động cơ được chọn phải thoả mãn các điều kiện sau [1]: nđc  nsb  nđc  1668 (vòng/phút)

Tra bảng phụ lục P1.3 [1], ta chọn động cơ thỏa mãn điều kiện trên. Động cơ điện 4A132S4Y3 có các thông số sau [1]:

Bảng 1.1 Thông sơ của động cơ điện 4A132S4Y3 [1]

Vận tốc quay(vòng/phút) cos𝝋 𝛈%

1.3.9 Phân phối tỉ số truyền của hệ thống.

1.3.10 Tỷ số truyền hệ thống.

Tỉ số truyền của hệ thống được xác định [1]:

+ uht: tỉ số truyền chung của hệ dẫn động.

+ nđc: là số vòng quay của động cơ nđc = 1455(vòng/phút).

+ nlv: số vòng quay của trục công tác nlv = 139(vòng/phút). u ht = n dc n lv = 1455

1.3.11 Phân phối tỉ số truyền của hệ dẫn động.

Phân phối tỉ số truyền của hệ dẫn động được xác định [1]: uht = utx × ubr (1.8)

+ ubr: tỉ số truyền của hộp giảm tốc.

+ utx: tỉ số truyền của bộ truyền xích.

Ta có: un = utx × unt = 3 × 1 = 3.

Với: + unt: tỉ số truyền của nối trục (unt = 1).

+ utx: tỉ số truyền của bộ truyền xích.

Vậy tỉ số truyển của hộp giảm tốc là: u br = u ht u tx = 10 , 47

Tính toán các thông số trên các trục hệ dẫn động

Công suất trên các trục [1].

Công suất trên trục công tác là: Plv = 6,9 (kW) Công suất trên trục II (trục ra của hộp giảm tốc):

Công suất trên trục I (trục vào của hộp giảm tốc):

Công suất trên trục động cơ:

1.4.1 Số vòng quay trên các trục [1].

Số vòng quay trên trục động cơ: nđc = 1455(vòng/phút)

Số vòng quay trên trục I n I = n đc u nt = 1455

Số vòng quay trên trục II n II = n I u br = 1455

Số vòng quay trên trục công tác: n ct = n II u tx = 416 ,9

1.4.2 Mômen xoắn trên các trục [1].

Công thức moomem xoắn là:

Moomem xoắn trên trục đông cơ là

Moomem xoắn trên trục II

Moomem xoắn trên trục công tác

Bảng 1.2 Bảng thông số động học của hệ thống truyền động [1].

Trục động cơ Trục I Trục II Trục công tác

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH

Chọn số răng theo đĩa xích

- Số răng của đĩa xích nhỏ (gắn với trục công tác) : z1 = 29 - 2u = 29 - 2.3 = 23 (răng)

- Số răng của đĩa xích lớn (gắn với trục II) : z2 = u z1 = 3 z1= 3.23 = 69 (răng)

- Tỷ số truyền thực tế:

Xác định bước xích

- Điều kiện đảm bảo về chỉ tiêu độ bền mòn của bộ truyền xích được viết dưới dạng, (theo CT 5.3[1] -tr81)

+ Pt: Công suất tính toán (kW)

+ P: Công suất cần truyền (kW)

+ [P]: Công suất cho phép (kW)

Chọn bộ truyền xích thí nghiêm là bộ truyền xích tiêu chuẩn,

Ta có: số răng và vận tốc vòng đĩa xích nhỏ lần lược là: z01= 25, n01= 600 k z = Z 01

1 = 416 600 ,9 = 1,44 : Hệ số vòng quay (n01 là số vòng quay đĩa xích nhỏ < n1 số vòng quay đĩa xích lớn)

- Theo CT 5.4 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí ) [1]-tr 81: k = k0.ka.kdc.kbt.kd.kc

- Trong đó: (tra bảng 5.5[1]- tr 82)

+ k o = 1 đường tâm của đĩa xích so với đường nằm ngang đến 60 o

+ k a = 1 khoảng cách trục a0 50p (chọn a@p) + kdc=1 điều chỉnh bằng một trong đĩa xích

+ k bt = 1 , 3 môi trường có bụi, chất lượng bôi trơn II

+ k d = 1 tải trọng tĩnh, làm việc êm

+ k c = 1 hệ số kể đến chế độ làm việc, 1 ca/ngày

- Thay vào: k = k0.ka.kdc.kbt.kd.kc = 1.1.1.1.1.1,3=1,3

Tra bảng 5.5 với no1= 600 (v/p), ta chọn bộ truyền xích 1 dẫy có bước xích p= 25,4 (mm), thỏa mãn điều kiện bền: P t ≤ [ P ]% , 7 (kW)

Kết luận: Tra bảng 5.5, Ta có:

Bước xích p = 25,4 mm Đường kính chốt dc= 7,95 mm

Công suất cho phép P = 25,7 kW

Xác định khoảng cách trục

- Khoảng cách trục sơ bộ: a = 40p = 40.25,4 = 1016 (mm)

- Theo công thức 5.12- trang 85- [1], số mắt xích x là: x = 2 a p + z 1 + z 2

- Để tránh phải sử dụng mắt xích nối (làm yếu xích) số mắt xích được quy tròn theo số chẵn: x7 (mắt xích)

- Chiều dài xích là : L = x.p = 127.25,4 = 3225,8 mm

- Vậy khoảng cách trục a theo 5.13 [1]-tr85 là: a ¿ = 0 , 25 p { x c − 0 , 5 ( z 2 + z 1 ) + √ [ x c − 0 , 5 ( z 2 + z 1 ) ] 2 − 2 ( z 2 − π z 1 ) 2 } a ¿ = 0 , 25.25 , 4 { 127 − 0 ,5 ( 69 + 23 ) + √ [ 127 − 0 , 5 ( 69 + 23 ) ] 2 − 2 ( 69 − π 23 ) 2 }

Y2,66 mm Để xích không chịu lực căng quá lớn, khoảng cách trục a cần giảm đi một lượng:

Số lần va đập của bản lề xích trong một giây:

Trong đó: [i]= 30 (Tra bảng 5.9 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí ) [1]- trang 85)

Vậy sự va đập của các mắt xích vào các răng trên xích đảm bảo, không gây ra gẫy các răng và đứt má xích.

Kiểm nghiệm xích về độ bền

- Theo công thức 5.15[1]-tr85, ta có: s = Q k d F t + F 0 + F v ≥ [ s ]

+ Q = 56,7kN= 56700 (N): tải trọng phá hỏng (Tra bảng 5.2[1]- trang78)

+ q = 2,6 (kg): khối lượng 1 mét xích (Tra bảng 5.2[1]- trang78)

+ kf = 2: bộ truyền nghiêng hợp với phương ngang trên 40 o

+ k d = 1 hệ số tải trọng động

+ F t lực vòng trên đĩa xích:

+ F v lực căng do lực ly tâm sinh ra: ¿ q v 2 = q ( z 60000 1 n 1 P ) 2 = 2 , 6 ( 23.25 60000 ,4.416 ,9 ) 2 = 42 , 8 ( N )

+ F 0 lực căng do nhánh xích bị động gây ra:

=> Kết luận: Bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.

- Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc cửa đĩa xích: σ H =0,47√ k r ( F t K Ak d + d F vd ) E ≤ [ σ H ]

+ F vd lực va đập trêm m dãy xích (m=1)

+ k r = 0 , 468 hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc vào Z

(MPa) modun đàn hồi + Ft= 1788 (N)

+ A = 180 (mm 2 ) diện tích hình chiếu bản lề (tra bảng 5.12 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí ) [1] – trang 87 )

+ [ σ H ] = 600 (MPa) (tra bảng 5.11 – trang 87 với vật liệu là thép 45, tôi cải thiện có độ rắn bề mặ HB= 210)

=> Như vậy đảm bảo thỏa mãn độ bền tiếp xúc.

Xác định đường kính đĩa xích

- Đường kính vòng chia d1 và d2:

Theo CT 5.17[1]-tr86, ta có:

- Đường kính vòng chia đỉnh da1 và da2:

- Đường kính vòng chân df1 và df2: df1 = d1 – 2r (Với r= 0,5025 d1’+ 0,05)

- Tra bảng 5.2 – trang 78 ta có: d1’= 15,88 (mm)

+ df1 = d1 – 2r= 198 – 2.8,0297= 181,94 mm => Lấy df1 = 182 (mm)

+ df2 = d2 – 2r = 570 – 2.8,0297 = 553,94 mm => Lấy df2 U4 (mm)

Xác định lực tác dụng lên trục

+ Kx=1,05 bộ truyền nằm nghiêng một góc trên 40 o so với phương ngang (trang 89). + Ft= 1788 (N)

Bảng 2.1: Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích

Các đại lượng Thông số Đơn vị

Loại xích Xích ống con lăn

Số răng trên đĩa xích nhỏ z1= 23 răng

Đĩa xích lớn có số răng là z2 = 69 răng, với đường kính vòng chia d2 = 558 mm Đĩa xích nhỏ có đường kính vòng chia d1 = 183 mm và đường kính vòng chia đỉnh da1 = 198 mm Đường kính vòng chia đỉnh trên đĩa xích lớn là da2 = 570 mm Đường kính chân răng xích nhỏ là df1 = 182 mm, trong khi đó, đường kính chân răng xích lớn là df2 = 554 mm.

Lực tác dụng lên trục Fr= 1877,4 N

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

Chọn vật liệu

+ Thép 45 tôi cải thiện có độ rắn HB 230…280, chọn độ cứng HB = 270

+ Thép 45 tôi cải thiện có độ rắn HB 163…269.

Xác định ứng suất cho phép

- Theo bảng 6.2[1]- tr94, với thép 45 tôi cải thiện thì:

- Chọn độ rắn bánh nhỏ: HB 1 '0; độ rắn bánh lớn: HB 2 &0

- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

NFo=4.10 6 với tất cả các loại thép

- Do bộ truyền chịu tải trọng tĩnh : NHE = NFE = 60.C.n t Σ

Trong đó: + c là số lần ăn khớp trong 1vòng quay (c=1)

+t Σ là tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét Tương tự:

Ta có: NHE1> NHO1 => lấy NHE1= NHO1 => KHL1= 1

NHE2> NHO2 => lấy NHE2= NHO2 => KHL2= 1

NFE1> NFO1 => lấy NFE1= NFO1 => KFL1= 1

NFE2> NFO2 => lấy NFE2= NFO2 => KFL2= 1

Do vậy ta có: Áp dụng công thức 6.1a[1]- tr93:

- Sơ bộ xác định chọn: Zr.ZV.Kxh =1

- Sơ bộ xác định được:

- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

[ σ H 1 ] max =2 , 8 σ ch1 =2 , 8.65020 ( MPa ) [ σ H 2 ] max = 2, 8 σ ch2 = 2 , 8.500 = 1400 ( MPa ) [ σ F 1 ] max = 0 , 8 σ ch1 = 0 , 8.650 = 520 ( MPa )

Với bộ truyền răng trụ thẳng:

Tính toán bộ truyền bánh răng

Xác định sơ bộ khoảng cách trục a w =k a ( u 1 + 1 ) 3 √ [ σ H T ] 1 2 K u 1 Hβ ψ ba

+ K a là hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng

+ Tra bảng 6.5 (TTTKHDĐCK ) [1] - trang 96 được k a I , 5 ( Mpa )

+ T1: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động T1 = 49095,5326 N.m

+ Ứng suất tiếp xúc cho phép: [ H ]sb= 536 MPa

+ Hệ số chiều rộng vành răng:  bd,  ba

+ Theo bảng 6.6[1]- tr97 chọn ψ ba = 0 , 4

- Theo bảng 6.7[1]- tr98, sơ đồ 6⇒ K Hβ

Xác định thông số ăn khớp (thông số cơ bản)

- Theo CT 6.17 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí ) [1]-tr97: m=(0 ,01 → 0 ,02 ) a w ( 0 ,01 → 0 ,02 ) 112 m = 1 , 12 → 2 , 24 theo bảng tiêu chuẩn 6.8[1]-tr99 chọn m = 2 (mm) (chọn dãy 1)

- Do góc nghiêng β=0, từ công thức 6.18[1]-tr99 ta xác định được số răng của bánh răng nhỏ:

2 ( 3 , 49 + 1 )$,94 => lấy z1% (răng) + Số răng bánh lớn: (theo CT 6.20[1]-tr99) z 2

- Tính lại khoảng cánh trục: a*w = m.Zt/2

- Sai lệch tỷ số truyền: ¿ u 1 −u t u 1 100 %= 3 , 49−3 , 48

 Thoả mãn điều kiện tỷ số truyền.

Hệ số dịch chỉnh: vì aw = a*w nên các hệ số dịch chỉnh:

Hệ số giảm đỉnh răng  y =0

Tổng hệ số dịch chỉnh xt=0

Hệ số dịch chỉnh của bánh băng chủ động x1=0

Hệ số dịch chỉnh của bánh răng bị động x2=0

Xác định góc ăn khớp

3.4.1 Xác định ứng suất cho phép

- Tỷ số truyền thực: ut = 3,48

- Đường kính vòng lăn (theo bảng 6.11[1] –tr104):

- Vận tốc vòng của bánh răng (theo công thức 6.40[1] –tr106): v π.d w 1 n 1

+ ZV =1 hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc vòng với v= 3,8(m/s) < 5 (m/s)

+ ZR= 1 hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc (Ra=1,25…1,63μm):

+ KxH=1 hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

+ YR=1 hệ số ảnh hưởng của của độ nhám mặt lượn chân răng

+ KxF=1 hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến độ bền uốn.

Kiểm nghiêm độ bền tiếp xúc của răng

- Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền được xác định theo công thức 6.33(Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí ) [1] –tr105: σ H =Z M Z H Z ε √ 2 T b 1 w K u H m 1 ( u d m 2 w 1 1 + 1 )

+ Z M = là hệ số kể đến cơ tính của vật liệu tra bảng 6.5[1] –tr96

+ Z H là hệ số kể đến hình dáng bề mặt tiếp xúc, với góc nghiêng bằng 0.

 + Z ε là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng được tính theo công thức 6.36a[1] -tr105.

- K H là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc K H = K Hβ K Hα K Hv

+ K Hβ là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra bảng 6.7[1] –tr98: KH =1,03

+ K Hα là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng ăn khớp, tra bảng 6.14[1]- tr107 chọn cấp chính xác 8: K Hα = 1,09

+ K HV là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp , được xác định theo công thức 6.41[1] –tr107:

Tra bảng 6.15 ; 6.16 [1] –tr107:H=0,006;g0V v H =0,006.56 1.3 , 8 √ 3 112 , 49 =7 , 23 ( m s ) b w =❑ ba a w =0 , 4.112D , 8( mm)

- Xác định chính xác ứng suất cho phép:

≤ [ σ H ] => Thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc

=> Thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc.

Kiểm nghiệm độ bền uốn của răng

 + T1 Mô men xoắn trên bánh chủ động T1 = 49095,5326 (N.mm)

 + b w Chiều rộng vành răng: bw= 44 , 8 mm

 + dw1 Đường kính vòng lăn bánh chủ động: dw1= 50 (mm)

 + Y ε Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:

 Y ε = 1 ε α với ε α hệ số trùng khớp ngang ❑ ❑ = 1 ,72 Y ❑ =

 + Y β Hệ số kể đến dộ nghiêng của răng do β = 0 → Y β = 1

 + YF1,YF2 Hệ số dạng răng của bánh 1và bánh 2:

Tra bảng 6.18[1] –tr109 với hệ số chỉnh dịch bằng 0: Y F 1 =3,9,Y F 2 =3,61

 + K F Hệ số tải trọng khi tính về uốn được xác định theo công thức 6.45[1] –tr109: K F = K Fβ K Fα K FV

+ KF = 1,1 Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn tra bảng 6.7[1] –tr98 với ψ bd

+ KF = 1,27.Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn tra bảng 6.14[1] –tr107 với v= 3,8 (m/s)

+KFV hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn được xác định theo công thức 6.46[1] –tr109:

=> Như vậy độ bền uốn thoả mãn

Chú ý: nếu không thỏa mãn thì chọn lại m và tính lại.

Kiểm nghiệm răng về quá tải

Hệ số quá tải : Kqt + ❑ Hmax =❑ H √ K qt P8,032 √ 1 , 5b2 , 2( MPa )

Các thông số khác

Bề rộng vành răng là bwD,8 mm, với các thông số tính toán như sau: d1 = m.z1/cos0 = 2.25/1 = 50 mm và d2 = m.z2/cos0 = 2.87/1 = 174 mm Đường kính đỉnh răng được tính như sau: da1 = d1 + 2(1+x1)m = 50 + 2.2 = 54 mm và da2 = d2 + 2m = 174 + 2.2 = 178 mm Đường kính đáy răng được xác định bởi df1 = d1 - 2.5.m = 50 - 2.5.2 = 45 mm và df2 = d2 - 2.5.m = 174 - 2.5.2 = 169 mm Cuối cùng, đường kính vòng lăn được tính bằng công thức dw1 = 2.aw/u + 1 = 2.112/3.49 + 1 = 1.88 mm.

Lấy dw1P (mm) dw2= 2.aw-dw1= 2.112-50= 174 (mm)

Fr=Fr1=Ft1.tan tw = 1963,8.tan20 o q4,76 N

Bảng 3.1 Các thông số của bộ truyền bánh răng trụ thẳng

Thông số Ký hiệu Đơn vị

Khoảng cách trục aw = 112 mm

Số răng bánh nhỏ z1 = 25 Răng

Số răng bánh lớn z2 Răng

Góc ăn khớp α là 20 độ, với đường kính vòng lăn bánh nhỏ dw1 là 50 mm và đường kính vòng lăn bánh lớn dw2 là 174 mm Đường kính đỉnh răng của bánh nhỏ da1 là 54 mm, trong khi đường kính đỉnh răng của bánh lớn da2 là 178 mm Đường kính đáy răng bánh nhỏ df1 là 45 mm, và đường kính đáy răng bánh lớn df2 là 169 mm.

THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI

Tính toán thiết kế trục

4.1.1 Chọn vật liệu làm trục

Trục là thành phần thiết yếu trong hộp giảm tốc, chịu trách nhiệm truyền động quay giữa các bánh răng khớp nhau Ngoài ra, trục còn đảm nhận vai trò tiếp nhận đồng thời mômen uốn và mômen xoắn.

Để đáp ứng các yêu cầu và đặc điểm, thiết kế trục không chỉ cần đạt độ chính xác hình học cao mà còn phải đảm bảo độ cứng vững, độ bền mỏi và độ ổn định dao động.

Để đáp ứng yêu cầu công việc, người thiết kế cần lựa chọn vật liệu chế tạo hợp lý, có giá thành thấp và dễ gia công Do đó, vật liệu được chọn cho các trục là thép 45, với đặc tính thường hóa có giới hạn bền kéo là 600 MPa và giới hạn bền cắt trong khoảng 15 - 30 MPa.

4.1.2 Xác định sơ bộ đường kính trục và khoảng cách gối trục. dk≥

+ dk: Đường kính trục thứ k.

+ []- Mômen xoắn cho phép chọn [] = 20 (MPa)

+ Tk- Mômen xoắn trên trục thứ k.

- Vậy ta chọn: dsb1= 25 mm dsb2= 35 mm

4.1.3 Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

Tra bảng 10.2 trang 189 TKHDDDDCK1 với: dsb1% (mm) dsb2= 35 (mm)

Ta được chiều rộng ổ lăn trên các trục: b01 (mm) b02! (mm)

Xác định chiều dài các may ơ.

Chiều dài may ơ bánh răng trụ: lm=(1,21,5)dsb

Chiều dài may ơ bánh răng nhỏ: lm1=(1,21,5)d1=(1,21,5).25=(3037,5) mm

Chiều dài may ơ bánh trăng lớn: lm2=(1,21,5)d2=(1,21,5).35=(4252,5) mm

Chọn lấy: lm1= 35 mm lm2G mm

Vì hộp giảm tốc 1 cấp nên ta có:

Chiều dài may ơ của khớp nối trục I là: lmc1=(1,42,5).d1=(1,42,5).255 62,5

Sơ đồ xác định chiều dài may ơ trục 2Hình 4.1 Sơ đồ tính khoảng cách đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ một cấp. chọn Umm

Chiều dài may ơ đĩa xích trục II là: lmc2=lm2=(1,21,5).d2=(1,21,5).35B52,5 chọn Gmm các kích thước khác liên quan đến chiều dài trục, chọn theo 10.3 trang 189

• Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp, hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay: k1 mm;

• Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp:k2 mm;

• Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3mm;

• Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn mm

Xác định khoảng cách gối đỡ và điểm đặt lực

Xác định sơ đồ đặt lực chung, tính toán phản lực tại các gối đỡ, vẽ biểu đồ 28 mômen

Sơ đồ đặt lực chung của 2 trục:

Hình 4.2 Sơ đồ đặt lực chung của 2 trục

* Lực tác dụng lên các trục

- Lực từ khớp nối lên trục: Fr= (0,2…0,3)

Với T1 I095,5326 (N.mm) tra bảng 16.10a tr68 sách TKHDĐCK2

Lực tác dụng lên trục 2 từ bộ xích: => Fr= Fk 11,72 (N)

Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng:

+ Lực hướng tâm: Fr1 = Fr3 = 714,76 (N)

- Lực tác dụng từ bộ truyền xích:

4.2.1.Tính phản lực tại các gối đỡ

Hình 4.3 Sơ đồ đặt lực trục I Lực tác dụng lên khớp nối Fk20N

Xét cân bằng lực vàmomen trong mặt phẳng Oyz:

Xét cân bằng lực và momen trong mặt phẳng Oxz:

Hình 4.4 Sơ đồ đặt lực trục II Lực tác dụng lên bộ truyền xích: Fr = Fy2 = 1877,4

Xét cân bằng lực và momen trong mặt phẳng Oyz:

Xét cân bằng lực và momen trong mặt phẳng Oxz:

Vẽ biểu đồ momen

Xét cân bằng momen tại Mx tại các vị trí trên trục I

Xét cân bằng momen tại My tại các vị trí trên trục I:

Bảng 4.1 Momen tại các tiết diện

Tại tiết diện 0: Mx=My=0

Tại tiết diện 1: Mx=0; My=-22132,12N

Tại tiết diện 2: Mx=−16439 , 48 N ; My − 56254 , 92 N

Tại tiết diện 3: Mx=My=0

Momen tổng tại các tiết diện theo công thức (10.15 và 10.16) trang 194

Dường kính trục tại tiết diện là: d = √ 3 0 M , 1 td =0 Đường kính trục tại các tiết diện j theo công thức 10.17 [1]: với ds1%, σb`0(Mpa) suy ra [σ]e d 0 = √ 3 0 ,1.65 0 =0 d 1 = √ 3 36303 0 ,1.65 , 63 = 17 ,74 d 2 = √ 3 70911, 0 ,1.65 71 " ,18 d 3 = √ 3 42517 0 , 1.55 , 97 = 18 ,71

Ta chọn đường kính theo tiêu chuẩn và đảm bảo điều kiện bền lắp ghép: d0(lắp ổ lăn) d2" (lắp bánh răng) d3( lắp khớp nối)

4.3.2 Tính chi tiết trục II:

Xét cân bằng momen tại Mx tại các vị trí trên trục II

Xét cân bằng momen tại My tại các vị trí trên trục II:

Bảng 4.2 Momen tại các tiết diện

Tại tiết diện 0: Mx=¿−129540 , 6 N mm ;

Tại tiết diện 2: Mx=0; My=0Tại tiết diện 3: Mx= 48334 , 96 N mm ; MyTại tiết diện 1: Mx=0; My=0 45167,4 N.mm

Momen tổng tại các tiết diện theo công thức (10.15 và 10.16) trang 194

Dường kính trục tại tiết diện là: d = √ 3 0 M , 1 td =0

Trong đó ứng suất xoắn cho phép tra bảng 10.5 TKHDĐCK1: [] 55 d 0 = √ 3 151919 0 ,1.55 , 55 0 , 23 d 1 = √ 3 0 , 1.55 0 = 0 d 2 = √ 3 144025 0 ,1.55 , 28 ) , 69 d 3 = √ 3 158491 0 ,1.55 ,78 0 , 65

Ta chọn đường kính theo tiêu chuẩn và đảm bảo điều kiện bền lắp ghép: d0 mm(lắp ổ lăn) d32 mm( lắp bánh răng)

Tính chọn then

Then là một tiết máy tiêu chuẩn có thể được chọn và tính toán dựa trên đường kính trục và chiều dài may ơ Do các trục trong đồ án này nằm trong hộp giảm tốc, nên ta sử dụng then bằng.

- Để đảm bảo tính công nghệ ta chọn then giống nhau trên cùng một trục.

+Với d3 = 17 (mm) tra bảng 9.1a [1]- tr173, ta có: b = 6 (mm); h= 6(mm); t1 =3,5 mm.

Chiều dài then lt = (0,8 0,9) lmc1 = (0,8…0,9).55= (40…45)

Công thức kiểm tra điều kiện bền dập và bền cắt

+ [ σ d ] ứng suất dập cho phép tra bảng 9.5[1]- tr178: [ ❑ d ] 0( MPa ) với vật liệu là thép, dạng lắp cố định và điều kiện làm va đập nhẹ)

+ [ τ c ] ứng suất cắt cho phép

Với trục làm bằng thép 45 thì: [ τ c ] =( 40 60 )= 60 ( Mpa )

+ T momen xoắn trên trục (T=T1= 49095,5326 Nmm)

20.47 6 , 41 ≤ [ ❑ c ]Suy ra: điều kiện bền dập và cắt thỏa mãn.

+Với d2 = 22 (mm) tra bảng 9.1a [1]- tr173, ta có: b = 6 (mm); h= 6(mm); t1 =3,5 mm.

Chiều dài then lt = (0,8 0,9) lm = (0,8…0,9).35= (28…31,5)

Công thức kiểm tra điều kiện bền dập và bền cắt

+ [ σ d ] ứng suất dập cho phép tra bảng 9.5[1]- tr178: [ σ d ] = 100 ( Mpa )

+ [ τ c ] ứng suất cắt cho phép

Với trục làm bằng thép 45 thì: [ τ c ] =(40 60)`(Mpa)

=> Vậy điều kiện bền dập và cắt thỏa mãn.

+ Với d3 = 30 (mm) tra bảng 9.1a [1]- tr173, ta có: b (mm); h= 8(mm); t1 =5 mm

Chiều dài then lt= (0,8…0,9) lm2 = (0,8…0,9).47=(37,6 42,3) lấy lt = 40 mm

T momen xoắn trên trục (T=T26306,0686 ( Nmm)

- Suy ra phải lắp then

Công thức kiểm tra điều kiện bền dập và bền cắt.

=> Suy ra thỏa mãn điều kiện bền dập và cắt

+ Với d2 = 30 (mm) tra bảng 9-1a [1]- tr173, ta có: b (mm); h= 8 (mm); t1 =5 mm

Chiều dài then l1 = (0,8 0,9) lm2 = (0,8…0,9).47 lấy l1 = 40 mm

Công thức kiểm tra điều kiện bền dập và bền cắt.

=> Vậy trục II thỏa mãn điều kiện bền dập và uốn.

Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Kiểm nghiệm truc I (tiết diện nguy hiểm là tiết diện 2)

- Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thoả mãn điều kiện sau. s = s ❑ s ❑

+ [s]- Hệ số an toàn cho phép, thông thường [s]= 1,5…2,5.

Theo công thức 10.20-10.21[1]-tr195, ta được:

+ s  - Hệ số an toàn chỉ xét riêng về ứng suất pháp: s ❑ = ❑ −1

+ s  - Hệ số an toàn chỉ xét riêng về ứng suất tiếp. s ❑ = ❑ −1

Trong đó : +  -1 , -1 là giới hạn uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng.

Trục quay nên ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó.

+ W 2 là mô men cản uốn.

+ M2 là momen uốn tổng tại tiết diện 2: M2= 58607,78 N.mm

- Trục quay hai chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó.

+ T1 là mô men xoắn tác dụng lên trục I T1I095,5326 Nmm

+  ,- Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra bảng 10.7[1]- tr197 ta được = 0,05 ,  = 0

+ K  d , K  d Hệ số xác định theo công thức sau:

Hệ số tập trung ứng suất Kx liên quan đến trạng thái bề mặt và phụ thuộc vào phương pháp gia công cũng như độ nhẵn bề mặt Để xác định Kx, có thể tham khảo bảng 10.8 trong tài liệu tr197.

+ Ky – Hệ số tăng bền bề mặt, với  b = 600 Mpa tra bảng 10.9[1]- tr197 ta được ky 1,7 (tập trung ứng suất ít)

Theo bảng 10.12[1]– tr199ta dùng dao phay ngón  hệ số tập trung ứng suất đối với rãnh then ứng với vật liệu  b = 600 MPa ta chọn K  = 1,76 và K  = 1,54

Theo bảng 10.10[1]– tr198 vật liệu trục là thép cacbon với đường kính trục d= 22 (mm) ta chọn ε σ = 0,92 và ε τ = 0,89

Thay số vào (1) ta được: s 2 = s 2 s ❑

Như vậy trục I thỏa mãn điều kiện bền mỏi.

Tiết diện 3 được xác định là thiết diện nguy hiểm, do đó, kết cấu trục cần được thiết kế để đảm bảo độ bền mỏi Để đạt được điều này, hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm phải thoả mãn điều kiện sau: s = s ❑ s ❑.

+ [s]- Hệ số an toàn cho phép, thông thường [s]= 1,5…2,5.

Theo công thức 10.20-10.21[1]-tr195, ta được:

+ s- Hệ số an toàn chỉ xét riêng về ứng suất pháp: s ❑ = ❑ −1

+ s- Hệ số an toàn chỉ xét riêng về ứng suất tiếp. s ❑ = ❑ −1

Trong đó : +  -1 , -1 là giới hạn uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng.

Trục quay nên ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó.

+ W3 là mô men cản uốn.

+ M3 là momen uốn tổng tại tiết diện 3: M3= 66154,08 N.mm

- Trục quay hai chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó.

+ T1 là mô men xoắn tác dụng lên trục I TII= 166306,0686 Nmm

+  ,- Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra bảng 10.7[1]- tr197 ta được = 0,05 ,  = 0

+ K  d , K  d Hệ số xác định theo công thức sau:

Hệ số tập trung ứng suất Kx liên quan đến trạng thái bề mặt của vật liệu, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt Để xác định Kx, có thể tham khảo bảng 10.8 trong tài liệu tr197.

+ Ky – Hệ số tăng bền bề mặt, với  b = 600 Mpa tra bảng 10.9[1]- tr197 ta được ky 1,7 (tập trung ứng suất ít)

Theo bảng 10.12[1]– tr199ta dùng dao phay ngón  hệ số tập trung ứng suất đối với rãnh then ứng với vật liệu  b = 600 MPa ta chọn K  = 1,76 và K  = 1,54

Theo bảng 10.10[1]– tr198 vật liệu trục là thép cacbon với đường kính trục d= 30 (mm) ta chọn ε σ = 0,88 và ε τ = 0,81

Thay số vào (1) ta được: s 3 = s 2 s ❑

Như vậy trục 2 thỏa mãn điều kiện bền mỏi

Nối trục đàn hồi

4.5.1 Chọn trục nối đàn hồi

Nối trục đàn hồi bao gồm hai nửa được kết nối bằng bộ phận đàn hồi, giúp giảm va đập và chấn động Nhờ vào bộ phận này, nó có khả năng ngăn chặn hiện tượng cộng hưởng do dao động xoắn và bù đắp cho độ lệch trục.

- Mô men xoắn trục I: TI I095,5326 (Nmm) = 49,1 (Nm).

- Đường kính trục nối đàn hồi d = 20 (mm)

Bảng 4.4 các thông số của trục nối đàn hồi d D= 100 dm6 L= 104

Bảng 4.5 Thông số của vòng đàn hồi h=2 dc d1=M10 D2 lb l14 l2 l3( d c l 2 l 1 l

Hình 4.5 Nối trục đàn hồi

4.5.2 Kiểm nghiệm bền dập cho vòng đàn hồi

-Kiểm nghiệm điều kiện bền của vòng đàn hồi và chốt

+ Điều kiện bền dập của vòng đàn hồi:

 d Với xích tải theo bảng 16.1[2] lấy k= 1,7

T – momen xoắn danh nghĩa trên trục, T I095,5326 (N.mm).

Theo bảng 16.10b [2] ta được dc= 14 (mm), l3 = 28 (mm).

+ Điều kiện sức bền của chốt.

Vậy nối trục đã chọn thỏa mãn điều kiện bền dập và bền uốn

TÍNH CHỌN VÀ KIỂM NGHIỆM Ổ LĂN

Chọn loại ổ lăn

-Theo phần trục đã tính ta có:

Để tối ưu hóa việc chọn ổ bi đỡ, chúng ta dựa vào các dữ kiện đã có Với hệ thống ổ lăn trong hộp giảm tốc, việc lựa chọn cấp chính xác bình thường và độ đảo hướng tâm 20 µm là phù hợp.

Chọn kích thước ổ lăn

Chọn theo khả năng tải động, đường kính trục tại chổ lắp ổ lăn:

Trục I là loại ổ cỡ trung, chọn loại ổ bi đỡ một dãy.

Trục I được thiết kế với hai ổ bi đỡ cỡ nặng, có kích thước cụ thể là d = 17 mm, D = 62 mm, B = 17 mm, và bán kính r = 2,0 mm Tải trọng cho phép của ổ bi là C = 17,8 kN và C0 = 12,1 kN, theo thông tin từ bảng phụ lục P.2.7 trong tài liệu "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1, trang 255".

Trục II là loại ổ cỡ nặng, chọn loại ổ bi đỡ một dãy.

Theo trục II trong bảng phụ lục P.2.7 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1, trang 255), chúng ta có thông số của 2 ổ bi đỡ cỡ trung với kích thước d = 30 mm, D = 90 mm, B = 23 mm, r = 2,5 mm Giá trị tải trọng C là 37,2 kN và tải trọng C0 là 27,2 kN.

Tải trọng dọc trục không tác động đến khả năng tải của ổ, do trên trục chỉ chịu lực hướng tâm Fr Vì vậy, đối với ổ bi đỡ, có thể xác định các giá trị X và Y với X=1 và Y=0.

Tính tải trọng quy ước, tải trọng tương đương của ổ đỡ chặn

• Hệ số kể đến vòng trong quay: V=1

• Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ: kt = 1

• Hệ số kể đến tải trọng do va chạm vừa: kđ = 1,2 (va đập nhẹ)

Tải quy ước QI=max(Q0,Q1)= 1527,816

Tải quy ước QII=max(Q0,Q1)E27,516

Kiểm nghiệm ổ lăn theo khả năng tải động

Bậc của đường cong mỏi: m= 3 đối với ổ bi

Tuổi thọ của ổ bi đỡ: Lh = 14000 giờ

Thỏa mãn điều kiện tải động.

Kiểm nghiệm ổ lăn theo khả năng tải tĩnh

Qt = X0.Fr + Y0.Fa < C0 Đới với ổ bi một dãy ( bảng 11.6 TKHDĐCK1) ta có:

Với Fa = 0 Đối với trục I:

Qt1 = X0.Fr1 + Y0.Fa = 0,6.559,18 + 0,5 0 = 335,508 N < C0 = 27,2 kN Đối với trục II:

Vậy các ổ đỡ đều thỏa mãn khả năng tải động và tải tĩnh.

KẾT CẤU VỎ HỘP

Vỏ hộp

Vỏ hộp giảm tốc có nhiệm vụ quan trọng trong việc duy trì vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận máy Nó không chỉ tiếp nhận tải trọng từ các chi tiết lắp đặt mà còn chứa dầu bôi trơn và bảo vệ các chi tiết khỏi bụi bẩn.

- Vật liệu phổ biến nhất dùng để đúc hộp giảm tốc là gang xám GX 15-32

 Chọn bề mặt lắp ghép giữa nắp và thân

Bề mặt ghép của vỏ hộp, bao gồm nắp ở phần trên và thân ở phần dưới, thường đi qua đường tâm các trục, giúp việc lắp ghép các chi tiết trở nên thuận tiện hơn.

- Bề mặt ghép thường chọn song song với mặt đế

 Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp

Kích thước của các phần tử trong hộp giảm tốc đúc được xác định dựa trên công thức trong bảng 18-1, trang 85 của tài liệu "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 2" Việc áp dụng các công thức này giúp đảm bảo tính chính xác và hiệu quả trong thiết kế, từ đó nâng cao hiệu suất hoạt động của hộp giảm tốc.

 Chiều dày thân và nắp

 Chiều dày thân hộp  : Xác định theo công thức sau.

+ Chiều dầy nắp hộp  1 :  1 = 0,9  = 0,9.7=6,3 mm

- Các đường kính bulông và vít

+ Đường kính bulông nền d1: d1 > 0,04.aw + 10 = 0,04.112+ 10 = 14,48mm

Lấy d1 = 16 mm, chọn bulông M16 (theo TCVN).

+ Đường kính bulông cạnh ổ d2: d2 = (0,7 0,8) d1 = (0,7 0,8).16,2…12,8 (mm)

Lấy d2 = 12 mm, chọn bulông M12 (theo TCVN).

+ Đường kính bulông ghép bích nắp và thân. d3 = (0,8 0,9) d2= (0,8 0,9).12=9,6…10,8 (mm)

Lấy d3= 10 mm, chọn bulông theo TCVN: M10

+ Đường kính vít ghép nắp ổ d4: d4 = (0,6 0,7) d2 = (0,6 0,7).12=7,2…8,4 (mm)

Lấy d4=8mm, chọn vít M8 (theo TCVN)

+Đường kính vít nắp cửa thăm d5: d5 = (0,5 0,6) d2 = (0,5 0,6).12=6…7,2 (mm)

Lấy d5= 6mm, chọn vít M6 (theo TCVN)

- Mặt bích ghép nắp và thân

+ Chiều dầy bích thân hộp s3: s3= (1,4 1,8) d3= (1,4 1,8).10= 14…18 (mm)

+ Chiều dầy bích nắp hộp S4: s4= (0,9 1) s3= (0,9…1).16= 14,4…16 (mm) lấy s4

+ Bề rộng bích nắp và thân

+ Chiều dầy đế hộp khi không có phần lồi s1.

+ Bề rộng mặt đế hộp: K1  3.d1 = 3.16= 48 (mm) q k1 + 2. = 48+2.7 b (mm)

- Khe hở giữa các chi tiết

+ Khe hở giữa bánh răng với thành trong hộp.

+ Khe hở giữa đỉnh bánh lớn với đáy hộp.

+ Khe hở giữa các bánh răng với nhau >  =7, lấy  = 10 (mm)

Kết cấu các bộ phận

6.2.1 Kết cấu nắp ổ và cốc lót

6.2.1.1 Nắp ổ Đường kính nắp ổ được xác định theo công thức

Trong đó D là đường kính lắp ổ lăn

Hình 6.2 Đường kính lắp nắp ổ lăn

Căn cứ vào bảng 18-2 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 2, trang 88) ta có:

Bảng 6.1 Thông số của kết cấu nắp ổ giữa các trục

Để kiểm tra các chi tiết máy trong quá trình lắp ghép và thực hiện việc đổ dầu vào hộp, cần thiết phải có cửa thăm trên đỉnh hộp Kích thước của cửa thăm được xác định dựa vào bảng 18.5/92/T2, như hình vẽ minh họa.

Bảng 6.2 Thông số của cửa thăm

Vị trí D (mm) D2 (mm) D3 (mm) D4 (mm) d4 (mm) h

Hình 6.3 Nắp cửa thăm 6.2.3 Nút thông hơi.

Khi làm việc, nhiệt độ trong nắp tăng lên, do đó, để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp, chúng ta sử dụng nút thông hơi Theo bảng 18.6[2]-tr93, có thể tra cứu các kích thước cần thiết như trong hình vẽ.

Bảng 6.3 Thông số của nút thông hơi

Sau một thời gian sử dụng, dầu bôi trơn trong hộp có thể bị bẩn hoặc biến chất, vì vậy cần thay dầu mới Để thực hiện việc này, cần tháo dầu cũ qua lỗ tháo dầu ở đáy hộp, nơi được bịt kín bằng nút tháo dầu trong quá trình làm việc Kết cấu và kích thước của lỗ tháo dầu được mô tả trong hình vẽ và các kích thước có thể tham khảo trong bảng 18.7.

Bảng 6.4 Thông số của nút tháo dầu d b m f L c q D S D0

Để kiểm tra mức dầu trong hộp, sử dụng que thăm dầu có kích thước và kết cấu như hình 6.6 Nút tháo dầu cho phép thực hiện việc này một cách dễ dàng.

Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục

Lỗ trụ được gia công đồng thời trên nắp và thân hộp nhằm đảm bảo vị trí tương đối giữa chúng trong suốt quá trình gia công và lắp ghép Để đạt được điều này, chúng ta sử dụng hai chốt định vị, giúp ngăn chặn biến dạng vòng ngoài ổ khi xiết bulông.

Hình 6.7 Kích thước que thăm dầu

6.2.6 Ống lót và nắp ổ. Ống lót được dùng để đỡ ổ lăn, tạo thuận lợi cho việc lắp ghép và điều chỉnh bộ phận ổ, đồng thời để che kín ổ tránh sự xâm nhậm của bụi bặm, chất bẩn, ống lót làm bằng gang GX15-32, trong ngành chế tạo máy, kích thước ống lót được chọn như sau:

+ Chiều dầy  = 6…8 mm, ta chọn

+ Chiều dầy vai  1 và chiều dầy bích  2

+ Đường kính lỗ lắp ống lót : D’= D +2  = 67 +16 = 83 (mm)

+ Theo bảng 18.2[2] –tr89 chọn vít M8 số lượng 6 chiếc.

6.2.8 Bulong vòng Để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc trên nắp và thân thường thêm bulong vòng Kích thước bulong vòng được chọn theo khối lượng hộp giảm tốc Với a2mm, hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp, tra bảng 18.3b ta có Q@kg, chọn bulong vòng M8.

Bảng 6.5 Thông số của Bulong vòng

Bôi trơn điều chỉnh ăn khớp

6.3.1 Bôi trơn trong hộp giảm tốc

Trong hộp giảm tốc, bộ truyền bánh răng có vận tốc v ≤ 12 (m/s), do đó phương pháp bôi trơn ngâm dầu được lựa chọn Với vận tốc vòng của bánh răng là v = 3.8 ≤ 12 (m/s), tham khảo bảng 18.11 cho thấy độ nhớt của dầu 80/11 tương ứng với nhiệt độ 100 °C.

Tra bảng 18.11 ta chọn được loại dầu là: Dầu xilanh 52 có độ nhớt là 6-8 Engle 6.3.2 Bôi trơn ngoài hộp

Bộ truyền ngoài hộp dễ bị bụi bẩn xâm nhập do không có thiết bị che chắn Do đó, việc bôi trơn định kỳ bằng mỡ là cần thiết để duy trì hiệu suất hoạt động và bảo vệ bộ truyền khỏi hư hại.

Khi ổ được bôi trơn đúng cách, ma sát sẽ giảm, giúp ngăn chặn sự mài mòn và bảo vệ bề mặt kim loại Điều này không chỉ giảm tiếng ồn mà còn đảm bảo các chi tiết kim loại không tiếp xúc trực tiếp với nhau.

Các ổ lăn thường được bôi trơn bằng mỡ thay vì dầu, vì mỡ giữ được lâu hơn trong ổ và bảo vệ khỏi tạp chất và độ ẩm Mỡ cũng ít bị ảnh hưởng bởi nhiệt độ, và theo bảng 15.15a [2], loại mỡ M chiếm 1/2 khoảng trống Để ngăn bụi bặm và tạp chất xâm nhập vào ổ cũng như giữ mỡ không chảy ra ngoài, cần sử dụng vòng phớt, kích thước được tra cứu từ bảng 15.17 [2].

Bảng 6.6 Thông số vòng thớt

Bảng 6.7 Bảng thống kê dùng cho bôi trơn

Thiết bị cần bôi trơn

Thời gian thay dầu hoặc mỡ

Dầu xilanh 52 Bộ truyền trong hộp - 5 tháng