Thuyết minh Đồ Án chi tiết máy – Đồ Án tên Đề tài nghành công nghệ kĩ thuật Ô tô

Loại bánh răng Nhãn hiệu thép Nhiệtluyện Kích thước Smm không lớn hơn Độ rắn Giới hạnbền Mpa Giới hạn chảy MpaBánh răng nhỏ 45XH Tôi cải thiện Bảng 5: Chọn Vật Liệu Chế Tạo Cặp Bánh Răng

CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

Chọn Kiểu, Loại Động Cơ

Đây là trạm dẫn động băng tải nên ta chọn động cơ: 3 pha không đồng bộ roto lồng sóc, do nó có nhiều ưu điểm cơ bản sau:

- Kết cấu đơn giản, giá thành thấp.

- Dễ bảo quản và làm việc tin cậy.

Công Suất Cần Thiết

Công suất của động cơ cần được lựa chọn dựa trên điều kiện nhiệt độ, nhằm đảm bảo rằng nhiệt độ phát sinh trong quá trình hoạt động không vượt quá giới hạn cho phép Để đạt được điều này, các điều kiện sau đây phải được đáp ứng.

- công suất định mức của động cơ.

- công suất đẳng trị trên trục động cơ.

Do ở đây do chế độ làm việc êm nên tải trọng là không đổi: P dt dc =P lv dc =P lv ct η Σ

- công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ

- Giá trị công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác:

Ft – lực vòng trên trục công tác (N);

XV dc dc dm dt

V – vận tốc vòng của băng tải (m/s).

- hiệu suất chung của toàn hệ thống.

Theo bảng 2.3, ta có thể tính toán hiệu suất tổng hợp của hệ thống truyền động bằng công thức: η ∑ = η1 η2 η3 η4 η5 Trong đó, η1 = 0,96 là hiệu suất bộ truyền đai, η2 = 0,97 là hiệu suất bộ truyền bánh răng phẳng, η3 = 0,97 là hiệu suất bộ truyền bánh răng nghiêng, η4 = 0,99 là hiệu suất của mỗi cặp ổ lăn, và η5 = 1 là hiệu suất khớp nối.

Công suất cần thiết là: (KW)

Chọn Số Vòng Quay Trên Trục Tang

Tính số vòng quay của trục công tác

- Với hệ dẫn động băng tải:  nlv = 60000.0,9/(3,14.200) = 86 (v/p)

D - đường kính tang dẫn của băng tải (mm); v - vận tốc vòng của băng tải (m/s)

Chọn Động Cơ Thực Tế

Qua các bước trên ta đã xác định được:

Dựa vào các điều kiện đã nêu trong bảng phụ lục P1.1, P1.2 và P1.3, chúng tôi đã chọn động cơ 4A112MB8Y3 dựa trên các thông số kỹ thuật của nó Dưới đây là bảng thông số kỹ thuật chi tiết của động cơ này.

Bảng 1: Các Thông Số Kỹ Thuật Của Động Cơ

Kiểm Tra Điều Kiện Mở Máy, Điều Kiện Quá Tải Cho Động Cơ

a Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ

Khi khởi động, động cơ cần sinh ra một công suất mở máy đủ lớn để thắng sức ỳ của hệ thống.

– Công suất mở máy của động cơ

=2,2 Hệ số mở máy của động cơ

– Công suất ban đầu trên trục động cơ

Từ các công thức trên ta tính được:

Kbd – Hệ số cản ban đầu;

P mm P mm dc K P mm dm dc mm k dn

Động cơ đã được chọn và đáp ứng đủ điều kiện để mở máy Trong trường hợp này, do chế độ làm việc ổn định và tải trọng không thay đổi, việc kiểm tra quá tải cho động cơ là không cần thiết.

Phân Phối Tỉ Số Truyền

* Tính lại tỷ số truyền chung: u = nđc / nlv = 701 / 86 = 8,15

* Phân phối TST: Chọn uh= 4,075 , chọn uđ=2

Uc Un Kiểm tra sai số cho phép về tỉ số truyền

Ut = Uđ.Un.Uc =2.1,77.2,302 = 8,14908 Δu= 2-3% thỏa điều kiện về sai số cho phép.

III Xác định các thông số trên các trục

Tính toán tốc độ quay của các trục :

Trục Công tác = Trục III

XVIII dc dc mm bd

Tính Công Suất Trên Các Trục

- PII = PI ηbr.ηol = 2,5812.0,97.0,99 = 2,738 kW

- PIII = PII ηbr.ηol = 2,738.0,97.0,99 = 2,629 kW

- Pcông tác = PIII ηkn.ηol = 2,629.1.0,99 = 2,603 kW

Tính Mômen Xoắn

Trục Đ/cơ I II III Công tác

TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI THANG

Chọn Loại Đai

Chọn tiết diện đai thang

Xác Định Các Thông Số Hình Học Chủ Yếu Của Bộ Truyền Đai

Theo công thức 4.1 và 4.2 tài liệu [1]

Với Pđc = 3 kW nđc = 701 vòng/phút

 chọn tiết diện đai A với các thông số theo bảng 4,13 tài liệu (1):

Kích thước tiết diện, mm Diện tích tiết diện

A, mm 2 Đường kính bánh đai nhỏ d1, mm

Chiều dài giới hạn l, mm bt B h yo

Hình 1: Mặt cắt ngang của đai thang

Tính Toán Sơ Bộ Đai

Chọn đường kính bánh đai nhỏ d1 = (5,2 6,4)

Với T1: mômen xoắn trên trục bánh đai nhỏ.

Kiểm tra vận tốc đai với vmax = 25 m/s  thoả mãn điều kiện.

Chọn đường kính bánh đai lớn là:

Theo (4.2) tài liệu [1], chọn d2 = u d1 /(1 - ) = 2.200/(1 - 0,01) @4(mm)

Theo bảng 4.21 tài liệu [1] chọn đường kính tiêu chuẩn: d2 = 400 mm Vậy tỉ số truyền thực tế:

Sai số tỉ số truyền là: Δu= 3-4% thỏa điều kiện.

Chọn khoảng cách trục và chiều dài đai

Theo bảng 4.14 trang 60 tài liệu [1] chọn khoảng cách trục dựa theo tỉ số truyền u và đường kính bánh đai d2:

Chọn Sơ Bộ Khoảng Cách Trục A

Từ khoảng cách trục a đã chọn, ta có chiều dài đai:

Theo bảng 4.13 tài liệu [1]  chiều dài tiêu chuẩn: l = 2240 mm Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây

Theo công thức (4.15) tài liệu [1] với imax = 10 vòng/giây

Xác Định Chính Xác Trục A Theo L= 2240mm

Kiểm Nghiệm Góc Ôm

Theo (4.7) trang 54 tài liệu [1] , góc ôm bánh đai nhỏ

 1 > min = 120 o  thoả mãn điều kiện

Xác Định Số Đai Cần Thiết

+ C : hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm  1

Bảng 4.15 trang 61 tài liệu [1]  C = 0,95 với  = 162 o

+ Cl : hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai:

Với -l: chiều dài đai của bộ truyền đang xét.

-lo: Chiều dài đai lấy làm thí nghiệm ghi trong bảng 4.19 tài liệu (1)

+ Kđ : hệ số tải trọng động

+ Cu : hệ số kể đến ảnh hưởng của tỷ số truyền

Bảng 4.17 trang 61 tài liệu [1]  C u = 1,13 với u = 2

+ [Po] : công suất cho phép (kW)

Bảng 4.19 trang 62 tài liệu [1]  [P o ] = 3 kW với v = 7,34 m/s và d1 = 200 mm  P1/ [P0] =2,47 /3 = 0,823

+ Cz: hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai

Bảng 4.18 trang 61 tài liệu [1]  Cz = 1,1

Xác Dịnh Các Kích Thước Chủ Yếu Của Bánh Đai

Chiều rộng của bánh đai theo công thức 4.17 tài liệu(1)

Với z = 1, t = 15 và e = 10 Tra bảng 4.21 Tài liệu [1]

B = (1 - 1) 15 + 2 10 (mm) Đường kính ngoài của bánh đai (với ho = 3.3) da = d1 + 2ho = 200 + 2 3,3 = 206,6 (mm)

Xét Lực Căng Ban Đầu Và Lực Tác Dụng Lên Trục

Xét lực căng bánh đai

+ Xác định lực căng do lực li tâm sinh ra:

Theo công thức (4.20) trang 64 tài liệu [1]

+ qm: khối lượng 1 m chiều dài đai

Theo bảng 4.22 trang 64 tài liệu [1]: qm = 0,105 kg/m

+ P1: công suất trên bánh đai chủ động

Lực tác dụng lên trục theo công thức (4.21) tr64 tài liệu (1).

Thông số Ký hiệu Đai thang Đường kính bánh đai nhỏ Đường kính bánh đai lớn

Chiều rộng bánh đai Chiều dài đai

Số đai Lực tác dụng lên trục d1, mm d2, mm

Bảng 4: Thống Kê Số Liệu

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

Tính Toán Bộ Truyền Bánh Răng Trụ Răng Thẳng

3.1.1 Chọn Vật Liệu Và Cách Nhiệt Luyện

Đối với thiết kế hộp giảm tốc có công suất trung bình, nên lựa chọn vật liệu nhóm I với độ cứng HB < 350 để chế tạo bánh răng Để nâng cao khả năng chống mòn cho răng, cần thực hiện nhiệt luyện bánh răng lớn với độ cứng thấp hơn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị.

- Dựa vào bảng 6.1, [I]: Cơ tính của một số vật liệu chế tạo bánh răng, ta chọn:

Kích thước S(mm) không lớn hơn Độ rắn

Bảng 5: Chọn Vật Liệu Chế Tạo Cặp Bánh Răng 1

3.1.2 Xác Định Ứng Suất Tiếp Xúc, Ứng Suất Uốn Với Bộ Truyền Cấp Nhanh Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép xác định theo các công thức sau:

ZR – Hệ số xét đến độ nhám mặt răng làm việc.

ZV – Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.

KXH - Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.

YR - Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.

YS - Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với tập trung ứng suất.

KXF - Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn. Chọn sơ bộ: và nên ta có:

Trong đó: và : lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở.

Giá trị của chúng được tra trong bảng 6.2, [I].

KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng của việc đặt tải.

Vì hệ dẫn động ta thiết kế, tải được đặt một phía (bộ truyền quay 1 chiều)  KFC =1

KHL,FL: Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng, được xác định theo công thức sau:

, Với: mH, mF: bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn.

Vì vật liệu ta chọn làm bánh răng có HB < 350 nên: mH = mF = 6

-NHO: số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.

: số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc của bánh răng nhỏ.

: số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc của bánh răng lớn

NFO: số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

Với tất cả các loại thép thì: NFO = 4.10 6

NHE, NFE: số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.

Vì ở đây bộ truyền chịu tải động tĩnh nên:

Với: c, n, t lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trong 1 phút và tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét.

- Trong bộ truyền bánh răng cấp nhanh:

Bánh nhỏ có:n1 = 350,5 (v/ph) nên:

Bánh lớn có:n2 = 152,26 (v/ph) nên:

- Trong bộ truyền bánh răng cấp chậm:

Bánh nhỏ có:n3 = 152,26 (v/ph) nên:

Bánh lớn có:n4 = 86(v/ph) nên:

- Bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm có:

NHE4= 260,8.10 6 > NHOL = 22,4.10 6 lấy NHE4 = NHOL=>KHL4=1

NFE4= 260,8.10 6 > NFO=4.10 6 lấy NFE4 = NFO=>KFL4=1

SH,SF: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn, tra bảng 6.2 ta có ứng với vật liệu đã chọn thì:

Từ đó ta xác định được sơ bộ ứng suất cho phép của bánh răng.

Vì vậy, ứng suất tiếp xúc cho phép là: = W3(MPa). Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

(MPa) Ứng suất uốn cho phép khi quá tải (vật liệu có HB KH = 1,03và KF = 1,06 vậy aw = 43.(1,77 + 1) = 129,5 mm

Chọn aw = 130 mm b) Xác định đường kính vòng lăn bánh nhỏ: dw=Kd.

Kd - hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng,Theo bảng (6.5) tài liệu [1]

  ta có Kd g,5 Mpa 1/3 =>dwg,5 = 103,07 mm

3.2.5 Xác Định Mô Đun, Số Răng Và Chiều Rộng Bánh Răng

+) Xác định môđun ta có m = (0,01  0,02)a w

Kết hợp với bảng 6-8 tr 99 - tài liệu [1] chọn mô đun tiêu chuẩn m 2 mm

Sơ bộ chọn góc nghiêng  = 10 o

Z1= = = 46,22 Chọn Z1 = 46(răng) +) Số răng bánh lớn:

Tính lại khoảng cách trục theo(6.21) awt = = = 128 (mm)

Giá trị của aw tính theo công thức (6.21) khác biệt so với aw tính theo (6.15a), và nó phụ thuộc vào quy mô sản xuất cũng như yêu cầu cụ thể trong thiết kế.

Khi đó góc nghiêng răng thực tế có giá trị xác định nh sau: và góc nghiêng thực tế là:

3.2.6 Kiểm nghiệm sức bền của răng Áp dụng công thức Hezt ta xác định được ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên răng phải thỏa mãn điều kiện

Trong đó : - ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu;

- ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc;

- Z : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;

- KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, với KH= KH.KHV

- bw : Chiều rộng vành răng.

- dw1 : Đường kính vòng chia của bánh chủ động.

Xác định ứng xuất tiếp xúc:

- ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu; ZM = 274 Mpa 1/3 Vì bánh răng là thép tra Bảng 6.5 (Trang 96- tài liệu [1]).

Theo (6.35): với φt =arctg(tg20 o /cosβ)=arctg(tg20 0 /0,9846) ,287

(tgβb=cosφt.tgβ=cos(20,287)tg(10,06)=tg(9,45)

- ZH= 1,74 : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc;

- bw : Chiều rộng vành răng. bw = 0,3.aw = 0,3.128= 38,4 (mm ).

Do vận tốc bánh dẫn: v = 0,82 m/s < 4 m/s tra Bảng 6.13 (Trang 106- tài liệu [1]) ta được cấp chính xác động học là 9 tra Bảng 6.14 (Trang 107- tài liệu [1]) ta xác định được : KH = 1,13.

- Z : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng => Z = 0,757

- KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, với KH= KH.KHV

- dw1 : Đường kính vòng chia của bánh chủ động.

3.2.7 Tính Vận Tốc Vòng Và Chọn Cấp Chính Xác Chế Tạo Bánh Răng v

Bảng 6.16 (Trang 107- tài liệu[1])  go = 73.

Bảng 6.7 (Trang 98- tài liệu[1])  KH = 1,03

Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [H] = [H] ZRZVKxH.

Với v =0,82 m/s  Z V = 1 (vì v < 5m/s ), Với cấp chính xác động học là

9, chọn mức chính xác tiếp xúc là 9 Khi đó cần gia công đạt độ nhám là Ra =1,250,63 m Do đó Z R = 1 với da< 700mm  K xH = 1.

Nhận thấy rằng  H < [ H ] do đó bánh răng nghiêng ta tính toán đã đáp ứng đợc điều kiện bền do tiếp xúc.

3.2.8 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc không bị gãy răng thì ứng suất uốn tác dụng lên bánh răng F phải nhỏ hơn giá trị ứng suất cho phép [F] hay: Điều kiện bền uốn cho răng:

Trong đó: T1- Mô men xoắn trên bánh chủ động, T1 = 171731,91

Nmm; mnw- Mô đun pháp trung bình, với bánh răng trụ răng nghiêng mnw

= mtw = 2 (mm); bw -Chiều rộng vành răng, b = 38,4 (mm); dw1 -Đường kính trung bình của bánh răng chủ động, dw1 = 92,41 (mm); zvn1 = , zvn2 zvn1 = = 48,2 , zvn2 = = 85,9

YF1, YF2 - Hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2, được tính theo công thức sau:

Theo bảng 6 18 - tr 109 - Tài liệu [1], ta có: YF1 = 3,44 ; YF2 = 3,50;

Với hệ số dịch chỉnh x1=x2=0,5 (khi  = 1,744 và HB2320, HB1- HB270)

Y = - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với  là hệ số trùng khớp ngang, ta có  = 1,744

Y -Hệ số kể đến độ nghiêng của răng =>Y=1- /140 =1- 1,744/140

KF - Hệ số tải trọng khi tính về uốn;

Với: KF = KF KF KFv

Trong đó: KF - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng, theo bảng 6 7- tr 98- tài liệu [1], ta có: KF 1,03;

Hệ số KFα phản ánh sự phân bố không đều của tải trọng giữa các đôi răng đồng thời ăn khớp, đặc biệt là trong trường hợp bánh răng trụ có răng nghiêng, theo thông tin được cung cấp trong bảng 6 của tài liệu [1].

KFv - Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tính theo công thức(tương tự khi tính về tiếp xúc):

 F - Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp, theo bảng 6.

Chúng tôi đã chọn sai số F = 0,006 theo tài liệu [1] Hệ số g0 để tính đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng được xác định là g0 = 73 với cấp chính xác 9 và mô đun bánh răng 3mm Vận tốc vòng được tính là v = 0,84 m/s Đường kính của bánh răng nhỏ là dm1 = 92,41 mm, tỷ số truyền thực tế um = 1,77, và chiều rộng vành răng là b = 38,4 mm.

T1 - Mô men xoắn trên trục của bánh răng chủ động, T1 171731,91(Nmm);

Thay các kết quả trên vào công thức (3.44), ta tính được:

Từ công thức (3 -61), ta tính được: KF = 1,03 1,37 1,03 = 1,453

Kết hợp các kết quả trên, thay vào công thức (3.39) và (3.40), ta có:

Từ đó ta thấy rằng:

Như vậy điều kiện bền mỏi uốn được đảm bảo.

3.2.9 Kiểm nghiệm độ bền quá tải.

+) Kiểm nghiệm quá tải tiếp xúc:

+) Kiểm nghiệm quá tải uốn: Theo 6.48

 F2max =  F2 kqt = 141,23.1,5 = 211,85 < [ F2 ]max = 360 Mpa Vậy bánh răng đảm bảo độ bền quá tải.

3.2.10 Các thông số hình học cơ bản của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

- Khoảng cách trục: aw = 128 (mm).

- Môđun pháp bánh răng: m = 2 (mm.)

- Chiều rộng bánh răng: bw = 38,4 (mm).

- Số răng bánh răng: Z1 = 46 và Z2 = 82

- Góc ăn khớp: t = t = arctg(tg/cos) = 20,287 0

- Đường kính chia : dw1= m.Z1/cos =2.46/cos(10,06 o ) = 93,44 (mm) dw2= m.Z2/cos

- Đường kính đỉnh răng : da1 = d1 + 2.m = 93,44 +2.2= 97,44 (mm). da2= d2 + 2.m = 166,6 +2.2 = 170,6 (mm).

- Đường kính đáy răng : df1 = d1–2,5.m= 93,44 - 2,5.2 = 88,44 (mm). df2 = d2 - 2,5.m= 166,6 -2,5.2 = 161,6 (mm).

3.2.11 Sơ Đồ Tác Dụng Lực Lên Bộ Truyền Bánh Răng Khi Làm Việc

Hình 2: Sơ Đồ Lực Tác Dụng Lên Bộ Truyền Bánh Răng 3.2.12 Lực tác dụng lên trục

Thông số lực ăn khớp của bộ truyền bánh răng nghiêng:

-Lực tác dung lên bánh răng nghiêng nhỏ

+ Lực hướng chiều trục Fz1: Fz1=Fx1 tgtw cos

+Lực hướng kính: Fy1 =Fx1 tg

-Lực tác dung lên bánh răng nghiêng lớn:

+Lực hướng chiều trục Fz2: Fz1 = Fz2 = 1352,6 N

+Lực hướng kính:Fy2= Fy1= 659,3 N

Các thông số bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Bảng 8: Thống Kê Số Liệu

STT Thông số Kí hiệu Giá trị

1 Khoảng cách trục aw 128 mm

3 Chiều rộng vành răng bw 38,4 mm

8 Đường kính vòng lăn dw dw1 = 93,44 mm dw2 = 166,6 mm

9 Đường kính vòng đỉnh da da1 = 97,44 mm da2 = 170,6 mm

10 Đường kính vòng đáy d df1= 88,44 mm df2 = 161,36 mm

TÍNH TOÁN TRỤC

Chọn Vật Liệu Cho Trục

Chọn vật liệu chế tạo trục I, II, III trong hộp truyền giảm tốc là thép

b = 600 MPa , ứng suất xoắn cho phép [] = 15 30 Mpa

Tính Đường Kính Sơ Bộ

[ ]-ứng suất xoắn cho phép [ ]= 15 30 Mpa, lấy số nhỏ đối với trục vào của hộp giảm tốc, trị số lớn đối với trục ra

≥ = = 41,8 (mm); lấy = 45 (mm) Ở đây do trục I (d1) nối với động cơ điện 4A112MB8Y3 có đường kính trục dđc 2 mm. d1=(0,8 1,5) dđc = (0,8 1,5).32 = 25,6…48 mm.

Xác Định Khoảng Cách Giữa Các Gối Đỡ Và Điểm Đặt Lực

Dựa theo bảng 10.2, 10.3 [I] ta chọn mm mm mm mm mm

 Xác định các kích thước liên quan đến bộ truyền:

Chiều dài moay ơ bánh đai được xác định theo công thức sau: lmki = (1,2…1,5)dk

Trong đó: dk là đường kính của bánh đai;

Chiều dài moay ơ bánh đai bị dẫn: lm11 =(1,2…1,5) 45 = (54… 67,5) mm; lấy: lm22 = 60 (mm);

Chiều dài moay ơ bánh đai dẫn (với dk bằng 0,8 lần đường kính của trục động cơ): lm13 = (1,2…1,5).d = (1,2…1,5).32 = (38,4…48) mm; lấy: lm13 45 (mm);

Chiều dài moay ơ bánh răng trụ răng nghiêng xác định theo công thức: lmki = (1,2…1,5)dk

Trong đó dk là đường kính của trục bánh răng trụ răng nghiêng

Chiều dài moay ơ bánh răng trụ răng nghiêng nhỏ được tính bằng lm23 = (1,2…1,4) 45, tương đương với khoảng 54 đến 63 mm, và lấy giá trị lm23 = 60 mm Đối với chiều dài moay ơ bánh răng trụ răng nghiêng lớn, lm32 = lm33 cũng nằm trong khoảng (1,2…1,4) 45, với giá trị tương tự là lm32 = 60 mm Cuối cùng, chiều dài moay ơ nửa khớp nối cho nối trục vòng đàn hồi được xác định bằng lmki = (1,4…2,5)dk.

Đường kính d của trục bánh đai dẫn, được kết nối với trục động cơ thông qua cấu trúc nối trục vòng đàn hồi, có giá trị dI = 45 mm.

Tra bảng (10.4),(10.3)[I], kết quả tính được khoảng cách lki trên trục thứ k từ gối đỡ 0 đến chi tiết quay thứ i như sau: l12 = - lc12 = 0,5.(lm12 + b0) + k3 +hn = 97,5 mm

2.65 = 130 mm l22 = 0,5 (lm22 + b0) + k1 +k2 = 72,5 mm l23 = l22 +0,5(lm22+lm23) + k1= 147,5 mm l24 = 2.l23 - l22 = 222,5 mm l21 = 2.l23= 295 mm l32 = l237,5 mm l31 = l21 = 295 mm l33 = l31 +0,5.(l m33 + b0) +k3 + hn = 377,5 mm

Xác Định Trị Số Và Chiều Của Các Lực Tác Dụng Lên Trục

Ta có sơ đồ bố trí hộp giảm tốc như hình (10.9)[I]

Hình 3: Trị Số Và Chiều Của Lực Tác Dụng Lên Trục

Lực tác dụng khi ăn khớp trong các bộ truyền được chia làm ba thành phần:

+ Mô men xoắn từ trục I truyền cho trục I, MI = 77686 (Nmm);

+Lực vòng: Fx13 + Lực hướng tâm Fy13=Fx13 tg tw /cos

Lực dọc trục Fz13 bằng 0 N do đường nối tâm của bộ truyền đai tạo với phương ngang một góc α là 20 độ Do đó, lực Fy13 từ bánh đai tác động lên trục được phân tích thành hai lực khác nhau.

Xác định đường kính và chiều dài của các đoạn trục là bước quan trọng trong thiết kế Sau khi có các biểu đồ momen và giá trị tương ứng tại các vị trí, ta tiến hành tính toán momen uốn tổng và các momen tương đương tại các thiết diện Việc làm tròn kết quả có thể dẫn đến sai số, nhưng sai số này sẽ được bù đắp bằng hệ số an toàn trong quá trình kiểm nghiệm các trục Cuối cùng, cần tính toán phản lực tác dụng lên các gối đỡ để đảm bảo tính ổn định và an toàn cho hệ thống.

+ Phản lực theo phương của trục y:

Mx(D) = Fy12.(l11+l12)+Fy10.l11-Fy13.(l11-l13)-Fz13.dw1/2= 0

Fy10 = = -1425,92 (N);( vậy ngược chiều với hình vẽ)

Fy11 = 1245,92 – 1170,8 - (-1425,92) = 1501,04 (N) (đúng với chiều trên hình vẽ).

+ Phản lực theo phương của trục x:

F x10 Fx10 F(x) = Fx12+Fx10-Fx13+Fx11= 0

Theo phần chọn sơ bộ đường kính trục, ta có d sb I = 45 (mm), vật liệu chế tạo trục là thép 45, tôi cải thiện, có  b ≥ 600 MPa; theo bảng 10 5 - tr

Trị số ứng suất cho phép của vật liệu chế tạo trục là 63 MPa Đường kính tại các mặt cắt của trục được xác định theo công thức d.

Trong đó: Mtd - Mô men tương đương trên các mặt cắt, được tính theo công thức sau:

Tính Chính Xác Trục Và Sơ Đồ Phân Tích Lực Trên Các Trục

 Xét các mặt cắt trên trục I:

+ Xét mặt cắt trục tại điểm A - điểm có lắp then với bánh đai bị động của bộ truyền:

Mô men xoắn M A z = MI = 77686(Nmm);

Mô men tương đương trên mặt cắt A:

Kích thước của trục tại mặt cắt A: d A = = 22,02 (mm);

Do mặt cắt tại A có rãnh then, đường kính trục cần tăng thêm 4% Tính toán cho thấy đường kính trục tại mặt cắt A là 22,9 mm, do đó ta chọn đường kính d A là 25 mm.

+ Xét mặt cắt trục tại điểm B - điểm có lắp vòng bi với lỗ của hộp giảm tốc:

Mô men uốn M B x = Fx12.l12 B6,13.97,5 = 41547,675 (Nmm);

Mô men uốn M B y : M B y = Fy12.l12 = 1170,8.97,5= 114153 (Nmm);

Mô men tương đương trên mặt cắt B:

Kích thước của trục tại mặt cắt B: d B = = 28,04 (mm). ta chọn d B = 30 mm

+ Xét mặt cắt trục tại điểm C - điểm có lắp bánh răng trụ thẳng :

Mô men uốn M C x : M C x = Fx12.(l12+l13)+Fx10.l13= 426,13.

Mô men tương đương trên mặt cắt C:

Kích thước của trục tại mặt cắt C: d C = = 29,9 (mm);

Do mặt cắt tại C có rãnh then, đường kính trục cần tăng thêm 4% Tính toán cho thấy đường kính trục tại mặt cắt C là dC = 29,9 + 0,04 * 29,9 = 31,096 mm Cuối cùng, ta chọn đường kính dC = 35 mm.

+ Xét mặt cắt trục tại vị trí lắp ổ lăn D:

Mô men tương đương trên mặt cắt D: M td D = 0(Nmm);

Kích thước của trục tại mặt cắt D: d D = 0(mm)

Để nâng cao khả năng công nghệ trong chế tạo trục và đảm bảo sự đồng bộ khi lựa chọn ổ lăn, cần thiết phải chọn kích thước ngụy trục tại điểm B và D giống nhau.

Hình 4: Sơ Đồ Sức Bền Của Trục 1

Mx(D) = Fy22.(l21+l22)+Fy20.l21-Fy23.(l21-l23)-Fz23.dw2/2= 0

(vậy ngược chiều với hình vẽ)

Fy21 = 659,3 –1245,92 - (-1222,5 )= 635,88 (N) (đúng với chiều trên hình vẽ).

+ Xét mặt cắt trục tại điểm A – điểm lắp

Mô men xoắn M A z = MII = 171731,91(Nmm);

Mô men tương đương trên mặt cắt A: điểm có lắp vòng bi với lỗ của hộp giảm tốc:

Kích thước của trục tại mặt cắt A: d A = = 28,69 (mm); ta chọn d A = 35 (mm)

+ Xét mặt cắt trục tại điểm B - điểm có bánh răng trụ thẳng

Mô men uốn M B x = Fx22.l22 !58.72,5 = 156455 (Nmm);

Mô men uốn M B y : M B y = Fy22.l22 = 1245,92.72,5 = 90329,2(Nmm);

Mô men tương đương trên mặt cắt B:

Kích thước của trục tại mặt cắt B: d B = = 33,37(mm). ta chọn d B = 40 mm

+ Xét mặt cắt trục tại điểm C - điểm có lắp bánh răng nghiêng 1:

Mô men uốn M C x : M C x = Fx22.(l21-l23)+Fx21.l22!58.(295-

Kích thước của trục tại mặt cắt C: d C = = 44,34 (mm);

Do mặt cắt tại C có rãnh then, đường kính trục cần tăng thêm 4% Tính toán cho thấy đường kính của trục tại mặt cắt C là 46,1136 mm, và chúng ta chọn đường kính dC là 45 mm.

+ Xét mặt cắt trục tại vị trí D: điểm có lắp vòng bi với lỗ của hộp giảm tốc

Mô men uốn M D x = 0; Mô men uốn M D y = 0

Mô men tương đương trên mặt cắt D: M td D = 0(Nmm);

Kích thước của trục tại mặt cắt D: d D = 0(mm)

Để nâng cao hiệu quả công nghệ trong chế tạo trục và đảm bảo sự đồng bộ khi lựa chọn ổ lăn, kích thước của trục tại điểm A và D cần được thiết lập giống nhau, cụ thể là d B = d D = 35 mm.

Hình 5: sơ đồ sức bền của trục 2

Fy31 = + 989 = 1648,3 (N) (đúng với chiều trên hình vẽ).

+ Xét mặt cắt trục tại điểm A - điểm có lắp vòng bi với lỗ của hộp giảm tốc:

Mô men xoắn M A z = MIII = 291941,28 (Nmm);

Mô men tương đương trên mặt cắt A:

Kích thước của trục tại mặt cắt A: d A = = 34,24 (mm); ta chọn d A = 45 (mm)

+ Xét mặt cắt trục tại điểm B - điểm có lắp bánh răng nghiêng 2:

Mô men uốn M B x = Fx32.l32 716,4.147,5 = 548169 (Nmm);

Mô men uốn M B y : M B y = Fy32.l32 = 659,3.147,5 = 97246,75 (Nmm);

Mô men tương đương trên mặt cắt B: điểm có lắp bánh răng nghiêng

Kích thước của trục tại mặt cắt B: d B = = 46 (mm). ta chọn d B = 50 mm

+ Xét mặt cắt trục tại vị trí lắp bánh răng C:

Kích thước của trục tại mặt cắt C: d C = 0(mm)

Để nâng cao khả năng công nghệ trong chế tạo trục và đảm bảo sự đồng bộ khi lựa chọn ổ lăn, kích thước của trục tại các điểm A và C được chọn bằng nhau với đường kính d B = d D = 45 mm Do đó, chúng ta quyết định chọn d D = 45 mm.

Tính Sức Bền Trục

* Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi: Với thép 35 có:

Các trục trong hộp giảm tốc đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó:

Trục quay một chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỡ mạch động, do đó:

Để xác định hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm của trục, cần kiểm tra điều kiện bền mỏi trong quá trình thiết kế Các tiết diện nguy hiểm chủ yếu bao gồm tiết diện lắp bánh răng, dựa trên kết cấu của trục đã được phân tích.

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm đó thỏa mãn điều kiện sau:

  mj 0 oj j j max aj mj 2 W

Hệ số an toàn cho phép, ký hiệu là [s], có giá trị từ 1,5 đến 2,5 Khi cần tăng độ cứng, giá trị [s] có thể đạt từ 2,5 đến 3 Hệ số an toàn [sσ] và [sτ] được tính riêng cho ứng suất pháp và ứng suất tiếp, sử dụng công thức cụ thể để xác định.

; trong đó : -1, -1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng a,

a, m, m là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện xét.

* Xét tại tiết diện lắp bánh răng.

Phương pháp gia công trên máy tiện yêu cầu đạt độ nhám bề mặt Ra = 2,5 …0,63 µm, dẫn đến hệ số tập trung ứng suất Kx = 1,06 Không áp dụng các phương pháp tăng cường bền bề mặt, do đó hệ số tăng bền Ky = 1 Khi chế tạo dao phay ngón, hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then cho vật liệu có σb = 600 MPa lần lượt là Kσ = 1,76 và Kτ = 1,54 Với đường kính d = 45 mm, các giá trị εσ = 0,81 và ετ = 0,76 cho phép xác định tỉ số Kσ/εσ và Kτ/ετ tại rãnh then trên tiết diện này.

Tra bảng 10.11 ứng với kiểu lắp đó chọn b = 600Mpa và đường kính tiết diện nguy hiểm ta tra được tỉ số

Xác định các hệ số Kd và Kdtheo công thức 10.25 và ct 10.26 và

Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp stheo ct 10.20

Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp stheo ct 10.21

Hệ số an toàn s theo ct 10.19

Trục tại tiết diện lắp bánh răng thoả mãn về độ bền mỏi.

Trên trục II(Tại tiết diện 22)

  mj 0 oj j j max aj mj 2 W

Để xác định hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm của trục, cần kiểm tra điều kiện bền mỏi của trục trong quá trình thiết kế Các tiết diện nguy hiểm chủ yếu là tiết diện lắp bánh răng Kết cấu trục được thiết kế phải đảm bảo độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện này đáp ứng các điều kiện cụ thể.

Hệ số an toàn cho phép, ký hiệu là [s], có giá trị từ 1,5 đến 2,5, và có thể tăng lên từ 2,5 đến 3 khi cần cải thiện độ cứng Hệ số an toàn [s] cũng được xác định riêng cho trường hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp, được tính theo công thức cụ thể.

; trong đó : -1, -1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng.a,

 a ,  m ,  m là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện xét.

Phương pháp gia công trên máy tiện yêu cầu đạt độ nhám bề mặt Ra = 2,5 … 0,63 μm, dẫn đến hệ số tập trung ứng suất Kx = 1,06 Không áp dụng các phương pháp tăng bền bề mặt, do đó hệ số tăng bền Ky = 1 Khi dựng dao phay ngón, hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then với vật liệu có giới hạn bền σb = 600 MPa lần lượt là Kσ = 1,76 và Kτ = 1,54 Với đường kính d = 45 mm, từ bảng 10.10 xác định được tỉ số Kσ/εσ và Kτ/ετ tại rãnh then trên tiết diện này, với εσ = 0,81 và ετ = 0,7.

Tra bảng 10.11 ứng với kiểu lắp đó chọn  b = 600Mpa và đường kính tiết diện nguy hiểm ta tra được tỉ số

Trên trục II(Tại tiết diện 23)

Các trục trong hộp giảm tốc đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó: nên:

Để xác định hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm của trục, cần kiểm tra điều kiện bền mỏi trong quá trình thiết kế Các tiết diện nguy hiểm chủ yếu là tiết diện lắp bánh răng Kết cấu trục thiết kế phải đảm bảo độ bền mỏi, với hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn các điều kiện cần thiết.

Hệ số an toàn cho phép [s] nằm trong khoảng từ 1,5 đến 2,5, và khi cần tăng độ cứng, [s] có thể đạt từ 2,5 đến 3 Hệ số an toàn s và s được tính riêng cho ứng suất pháp và ứng suất tiếp, theo công thức cụ thể.

; trong đó :  -1 ,  -1 : giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng  a ,

Phương pháp gia công trên máy tiện yêu cầu đạt độ nhám bề mặt Ra = 2,5 …0,63 μm, với hệ số tập trung ứng suất Kx = 1,06 Không áp dụng các phương pháp tăng bền bề mặt, nên hệ số tăng bền Ky = 1 Khi dựng dao phay ngón, hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then với vật liệu có σb = 600 MPa lần lượt là Kσ = 1,76 và Kτ = 1,54 Với đường kính d = 48 mm, các giá trị εσ = 0,81 và ετ = 0,76 được xác định để tính toán tỉ số Kσ/εσ và Kτ/ετ tại rãnh then trên tiết diện này.

Trục tại tiết diện lắp bánh răng thoả mãn về độ bền mỏi

*Trên trục III(Tại tiết diện 32)

Trục quay một chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỡ mạch động, do đó: với nên:

Để đảm bảo độ bền mỏi của trục trong thiết kế, cần xác định hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm, đặc biệt là tiết diện lắp bánh răng Kết cấu trục được thiết kế phải thỏa mãn điều kiện về hệ số an toàn tại các tiết diện này để đảm bảo tính bền vững và hiệu suất hoạt động của trục.

Hệ số an toàn cho phép [s] dao động từ 1,5 đến 2,5, và có thể tăng lên từ 2,5 đến 3 khi cần tăng độ cứng Các hệ số an toàn [sσ] và [sτ] được xác định riêng cho trường hợp ứng suất pháp và ứng suất tiếp, được tính theo công thức cụ thể.

; trong đó : -1, -1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng a,

Phương pháp gia công trên máy tiện yêu cầu độ nhám Ra đạt từ 2,5 đến 0,63 μm Theo bảng 10.8, hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt là Kx = 1,06 Không áp dụng các phương pháp tăng bền bề mặt, do đó hệ số tăng bền Ky = 1 Khi dựng dao phay ngón, hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then tương ứng với vật liệu được tham khảo từ bảng 10.12.

b = 600 MPa là K = 1,76 và K = 1,54.Từ bảng 10.10 với d = 45 mm,

 = 0, 81, = 0,76 xác định được tỉ số K/ và K/ tại rãnh then trên tiết diện này

LXX oj j j max aj mj 2 W

Với trục thép Cacbon => =0,05 ;  = 0 Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp s theo ct 10.20

TÍNH THEN

Tính Then Lắp Trên Bánh Đai Của Trục I

Kiểm nghiệm độ bền của then. Độ bền dập công thức 9.1:

 Độ bền cắt theo công thức 9.2: d

Bảng 9: Chọn Then Cho Trục

Theo bảng 9.5với tải trọng [d] 0 (Mpa) và [c] ` 90 (Mpa) Vậy mối ghép then thỏa mãn độ bền đập và độ bền cắt.

Tính Then Lắp Trên Bánh Răng 1 Của Trục I

Kiểm nghiệm độ bền của then. Độ bền dập công thức 9.1: Độ bền cắt theo công thức 9.2: d

Tính Then Lắp Trên Bánh Răng 1 Của Trục Ii

Kiểm nghiệm độ bền của then. Độ bền dập công thức 9.1:

 Độ bền cắt theo công thức 9.2: d

Theo bảng 9.5với tải trọng [ d ] 0 (Mpa) và [ c ] ` 90 (Mpa) Vậy mối ghép then thỏa mãn độ bền đập và độ bền cắt.

Tính Then Lắp Trên Bánh Răng 2 Của Trục Ii

Kiểm nghiệm độ bền của then. Độ bền dập công thức 9.1: Độ bền cắt theo công thức 9.2: d

Tính Then Lắp Trên Bánh Răng 1 Của Trục Iii

Kiểm nghiệm độ bền của then. Độ bền dập công thức 9.1: Độ bền cắt theo công thức 9.2:

Theo bảng 9.5với tải trọng [ d ] 0 (Mpa) và [ c ] ` 90 (Mpa) Vậy mối ghép then thỏa mãn độ bền đập và độ bền cắt.

THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC

Chọn Ổ Lăn

Cả ba trục đều không có lực dọc trục, do đó ta chọn ổ bi, đỡ chặn để làm gối đỡ trục

Chọn Ổ Lăn Cho Trục I

Với trục1 : d= 30 mm số vòng quay n = 350,5 v/p

Ta chọn sơ bộ theo bảng (P 2.7)[I] :

Kí hiệu ổ d, mm D, mm B, mm R, mm Đườn kính bi, mm

Bảng 14: Chọn Vòng Bi Cho Trục 1

Kiểm tra tải trọng động :

Tải trọng hướng tâm :ta chọn gối có lực lớn hơn để tính Đối với ổ bi đỡ :

Q- tải trọng động quy ước, kN

L- tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

Gọi là tuổi thọ của ổ tính bằng giờ thì : m- bậc của đường cong mỏi, m = 3

< C" nên ổ ta chọn đủ bền

Chọn Ổ Lăn Cho Trục Ii

< C0,9 Vậy ổ đủ bền tỉnh Với trục2 :d = 35 mm, n = 152,26 vòng/ph

Kí hiệu ổ d, mm D, mm B, mm R, mm Đườn kính bi, mm

Bảng 15: Chọn Vòng Bi Cho Trục 2 Đối với ổ bi đỡ : Q Q- tải trọng động quy ước, kN

< C&,2 nên ổ ta chọn đủ bền

Chọn Ổ Lăn Cho Trục Iii

< C0= 26,7 Vậy ổ đủ bền tỉnh Với trục3 :d = 45 mm, n = 86 vòng/ph

Kí hiệu d, mm D, mm B, mm R, mm Đườn kính

Bảng 16: Chọn Vòng Bi Cho Trục 3 Đối với ổ bi đỡ : Q Q- tải trọng động quy ước, kN

< C7,8 nên ổ ta chọn đủ bền Vậy ổ đủ bền tỉnh

6.2 Các phương pháp cố định ổ lăn trên trục và trên vỏ hộp

Vì không có lực dọc trục lớn nên ta chọn phương pháp đệm chắn mặt đầu

Kích thướt tra bảng 8-10, 8-12 [II]

2.Cố định ổ trong hộp Đặt vòng ngoài của ổ vào giữa mặt tỳ của nắp ổ và vai lỗ trong hộp

6.3 Chọn kiểu lắp và cấu tạo lắp ổ

+ Lắp ô lăn vào trục theo hệ lỗ, kiểu T2ô

+ Lắp ô lăn vào vỏ theo hệ trục, kiểu L1ô

* Ống lót được chế tạo bằng gang GX15-32

Nắp ổ được chia thành hai loại: nắp ổ kín và nắp ổ thủng cho phép trục nắp xuyên qua Nắp ổ kín được thiết kế theo bề mặt có đường kính D, sử dụng kiểu lắp L1ô và L3ô Kết cấu cụ thể của nắp ổ được minh họa trong hình vẽ.

Hình 7: Kết Cấu Ống Lót Và Nắp Ổ

+ Bề mặt tiếp xúc của nắp với đầu mút kẹp chặt cần được gia công đạt độ nhẵn 3

+ Kích thước chổ lắp nắp tra bảng 10-10b

- Các tâm lỗ nắp lấy cách mép lỗ một khoảng bằng (0,8 1)d3; d3- đường kính vít.

- Đường kính ngoài của mặt bích: Db = D + = D + 4,4d3

- Chiều dài bích nắp ổ lấy bằng (0,7 0,8) chiều dài vỏ hộp.

- Trị số d3 và số bu lông lấy theo bảng 10-10b được M8, M10, số bu lông là 6.

6.5 Cố định trục theo phương dọc trục

Sơ đồ nguyên lý như hình vẽ:

Hình 8: Sơ Đồ Nguyên Lý Cố Định Trục

Trục được cố định bằng nắp ổ, với vòng trong ổ tỳ lên vai trục và vòng ngoài tỳ lên nắp ổ Chỉ có một đầu của trục được cố định, trong khi đầu còn lại là "tuỳ động".

Bộ phận ổ lăn được bôi trơn bằng mỡ, vì vận tốc bộ truyền bé nên dầu không thể bắn toé lên trên được.

Mỡ dùng bôi trơn chọn trong bảng 8-28[II], nhiệt độ làm việc 60

C và số vòng quay < 1500 vg/ph chọn mỡ T

Lượng mỡ cho vào lần đầu trong bộ phận ổ theo qui định:

+ Số vòng quay nhỏ và trung bình, mỡ lấp đầu dưới 2/3 thể tích rỗng của bộ phận ổ.

+ Vòng quay lớn: Dưới 1/3  2/3 thể tích trên.

6.7 Che kín ổ lăn Để che kín các đầu trục ra, tránh sự xâm nhập của bụi, tạp chất, ngăn mỡ chảy ra ngoài ta dùng vòng phớt.

 d = 75 [mm]; = 76,5 [mm]; = 74 [mm] a = 12 [mm];b = 9 [mm];So= 15 [mm]

 d = 70 [mm]; = 71,5 [mm]; = 69 [mm] a = 9 [mm];b = 6,5 [mm];So= 12 [mm

CẤU TẠO VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT MÁY KHÁC

Vỏ máy được đúc bang gang xám Những nơi cần yêu cầu về độ cứng thì làm thêm gân chịu lực.

Các kích thướt sơ bộ dưới đây được tra trong bảng 10.9[II]

+ Chiều dày thành thân hộp (vỏ máy)

+ Chiều dày thành nắp: = 0.02.A + 3 = 0,02.240 + 3 = 7,8[mm] lấy = 8,5 [mm]

+ Chiều dày mặt bích dưới của thân hộp b = 1,5. = 1,5.9 = 13,5 [mm]

+ Chiều dày mặt bích trên của nắp hộp b1 = 1,5 = 1,5.8,5 = 12,75 [mm]

+ Chiều dày mặt đế phần không có phần lồi: p = 2,35. = 2,35.9 = 21,15[mm]

+ Chiều dày gân ở thân hộp: m = 0,9. = 0,9.9 = 8,1 [mm]

+ Chiều dày gân ở nắp hộp: m1 = 0,9.1 = 0,9.8,5 = 7,7 [mm] + Đường kính bu lông nền:

- Ghép các mặt bích và nắp thân: = 0,5.dn =0,5.20,64 10,3[mm]

- Ghép nắp cửa thăm: = 8 [mm] (M8x12)

+ khoảng cánh từ mặt ngoài của vỏ đến tâm bu lông: [mm] + Chiều rộng mặt bích k: k = + ; = 12[mm]  k = 14 + 12 = 26[mm]

+ Kích thước phần lồi: = = 12[mm]

+ Chiều rộng mặt bích chỗ lắp ổ: = k + 2 = 26 + 2 = 28[mm] + Đường kính bu lông vòng d:

Có A1.A2 = 240 240, tra bảng 10-11b  trọng lượng 400kg

Tra bảng 10-11a  chọn loại M16, Khối lượng 1 vít 0,295kg

Số lượng bu lông nền:

Chọn sơ bộ L = 500[mm]; B = 420[mm]

Tra bảng 10-13 chọn n = 6 bu lông

*Kích thước nút tháo dầu:

Nút tháo dầu dùng để xả dầu khi cần Đáy hộp được làm nghiêng một góc 1 về phía tháo dầu, chỗ tháo dầu được làm hơi lõm xuống.

* Chân đế: Mặt chân đế không làm phẳng mà làm hai dẫy lồi song song.

* Mặt thông hơi: Để thông hơi khi dầu bị nóng

* Chốt định vị: Dùng chốt định vị hình trụ để định vị tương đối giữa nắp và thân hộp khi lắp. Đường kính chốt: d = 5[mm]

* Cửa thăm: Để quan sát các chi tiết máy trong hộp và rót dầu vào hộp thì trên nắp hộp ta làm cửa thăm (hình vẽ).

Bu lông vòng được sử dụng để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc, được gắn trên nắp của thiết bị Kích thước của bu lông vòng cần được lựa chọn phù hợp với khối lượng của hộp giảm tốc để đảm bảo an toàn và hiệu quả trong quá trình vận chuyển.

* Mắt dầu: kiểm tra mức dầu trong hộp giảm tốc

NỐI TRỤC

Thông Số Khớp Nối Trục Đàn Hồi

Để truyền công suất lớn, chúng ta lựa chọn cách nối trục bằng vòng đàn hồi với Tđc = 40870,2 (Nmm) Do đó, chúng ta sẽ sử dụng dòng nối trục đàn hồi XB-95, với các kích thước cơ bản được xác định theo mômen xoắn.

Hình 10: Nối Trục Đàn Hồi

BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC

Mục đích của việc bôi trơn các chi tiết máy là bảo vệ bề mặt khỏi rỉ sét, giảm ma sát và hao mòn, đồng thời giúp thoát nhiệt, lọc bụi bẩn, và giảm tiếng ồn cũng như dao động.

Khả năng làm việc và tuổi thọ của máy phụ thuộc nhiều vào việc chọn vật liệu bôi trơn và lót kín.

Vật liệu bôi trơn là dầu khoáng và mỡ, khi chọn dầu cần tính đến nhiệt độ đông đặc, nhiệt độ bôi trơn.

2) Bôi trơn bộ truyền bánh răng

Bộ truyền bánh răng được bôi trơn bằng phương pháp ngâm dầu.

Chiều sâu ngâm dầu ở bánh răng cấp chậm khoảng 1/3 bán kính của bánh răng lớn, trong khi bánh răng nhỏ được bôi trơn nhờ sự văng dầu từ bánh răng lớn Để đảm bảo hiệu quả bôi trơn, dung lượng bôi trơn cần phải đủ lớn.

Nhiệt độ dầu bôi trơn < C

Chọn loại dầu bôi trơn:

+Vật liệu bánh răng là thép

+Thường hoá, vận tốc vòng 2,5 5

+Giới hạn bền kéo: 470  1000 [N/mm2]

Tra bảng 10-17 và 10-20 ta chọn được dầu MC-14.

Trong hộp giảm tốc có dùng vòng chắn để ngăn cách dầu trong hộp và mỡ trong ổ.

Tiêu đề	Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy – Đồ Án Tên Đề Tài Nghành Công Nghệ Kỹ Thuật Ô Tô
Tác giả	Trần Đức Thắng, Nguyễn Chí Kiệt, Dương Hoài Nam, Nguyễn Thanh Hóa, Phạm Anh Bằng
Người hướng dẫn	ThS. Ngô Văn Hảo
Trường học	Trường Đại Học Nam Cần Thơ
Chuyên ngành	Công Nghệ Kỹ Thuật Ô Tô
Thể loại	đồ án
Năm xuất bản	2024
Thành phố	Cần Thơ

Định dạng
Số trang	84
Dung lượng	1,28 MB