Kiểm nghiệm trục I theo hệ số an toàn: .... Kiểm nghiệm trục II theo hệ số an toàn:.... Kiểm nghiệm trục III theo hệ số an toàn: .... Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải tr
Tính toán chọn động cơ và lập bảng phân phối tỷ số truyền
Chọn động cơ
Vì động cơ làm việc với sơ đồ tải trọng thay đổi nên ta chọn động cơ dựa trên công suất đẳng vị
Công suất động cơ phải lớn hơn công suất cần thiết: Pđc ≥ Pct; với 𝑃 𝑐𝑡 = 𝑃.𝐾 𝑡đ
− Hiệu suất chung của hệ thống được tính bằng công thức:
− ηbr1 = 0,96: hiệu suất của bộ truyền bánh răng cấp nhanh
− ηbr2 = 0,97: hiệu suất của bộ truyền bánh răng cấp chậm
− ηol = 0,99: hiệu suất của các ổ lăn (3 cặp ổ lăn)
− ηx = 0,92: hiệu suất của bộ truyền xích
− Ta chọn hiệu suất nối trục bằng 1
Do hệ thống có sơ đồ tải trọng không đổi theo thời gian, ta sử dụng luôn công suất này để chọn động cơ
Từ đây, cần phải chọn động cơ có công suất lớn hơn 7,674 kW (1)
➢ Xác định số vòng quay sơ bộ:
Tỷ số truyền chung của hệ: Uch=Uhgt.Ux
Theo bảng 3.2 trang 95 tài liệu 1: chọn sơ bộ:
Số vòng quay sơ bộ của động cơ: nsb= nlv.nch= 75.32 = 2400 vòng/phút (2)
Từ (1) và (2), theo bảng phụ lục (P-1.3 tài liệu 2 ) với 2p = 21 và ndb = 3000 vg/ph ta chọn động cơ có thông số sau:
Kiểu động cơ công suất kW Vquay(vg/ph) cos𝜑 𝜂% Tmax/Tdn Tk/Tdn
Tỷ số truyền thực sự lúc này là:
Phân phối tỷ số truyền
Chọn sơ bộ tỉ số truyền của hộp giảm tốc là: Uhgt = 16
Tỉ số truyền bộ truyền xích:𝑈 𝑥 = 𝑈 𝑐ℎ
Chọn tỉ số truyền của cặp bánh răng côn so với bánh răng trụ: Ucôn = 1,3.Utrụ
Tỉ số truyền của cặp bánh răng trụ là:𝑈 𝑡𝑟ụ = √ 𝑈 ℎ𝑔𝑡
Tỉ số truyền của cặp bánh răng côn: Ucôn=1,3.3,51 = 4,56
Tỉ số truyền cuối cùng của hộp giảm tốc: Uhgt=Ucôn.Utrụ=3,51.4,56= 16,0056 Sai số tỉ số truyền:Δ =|16−16,0056|
Bảng thông số kỹ thuật
Trục Thông số Động cơ I II III Công tác
Tỷ số truyền Ukn=1 Ubr1=4,56 Ubr2=3,51 Ux=2,42
Số vòng quay,vg/ph
Công suất và mômen xoắn trên mỗi trục được xác định lần lượt như sau:
Tính toán thiết kế bộ truyền xích
− Số vòng quay bánh dẫn: n1 = 181,6 vòng/phút
− Momen xoắn: Tx = TIII = 404192,18 Nmm
1- Chọn loại xích: xích ống con lăn
2- Chọn số răng của đĩa xích theo công thức:
3- Tính số răng của đĩa xích lớn theo công thức:
4- Xác định các hệ số điều kiện sử dụng xích K theo công thức
K = Kr.Ka.Ko.Kdc.Kb.Klv = 1,2.1.1.1.1.1 = 1,4
Trong đó: Kr = 1,4: Tải va đập nhẹ
Ko= 1: Bộ truyền nằm ngang
Kdc = 1: Trục điều chỉnh được
Kb = 1: Bôi trơn nhỏ giọt
5- Tính công suất tính toán Pt theo công thức:
181,6 = 1,1 (n01 0: với n1= 181,6 tra bảng 5.4 tài liệu 1)
− Chọn xích một dãy, cho nên KX= 1
Theo bảng 5.4 tài liệu 1ta có theo cột n01 = 200 vòng/phút và 𝑃 𝑡 = 11,84 𝑘𝑤 < [𝑃] 19,3 𝑘𝑤 ta chọn bước xích pc= 31,75 mm
6- Theo bảng 5.2 số vòng quay tới hạn tương ứng bước xích pc = 31,75 mm là nth = 630 vòng/phút, nên điều kiện n < nth được thỏa mãn
7- Xác định vận tốc trung bình v của xích theo công thức
2,4 = 3202,5 𝑁 8- Tính toán kiểm nghiệm bước xích pc, với [po] chọn theo bảng 5.3 (tài liệu 1) là 29 MPa
Vì Pc = 31,75 mm nên điều kiện trên được thỏa
9- Chọn khoảng cách trục sơ bộ a= (30÷50).Pc = 40.31,75 = 1270 mm Số mắc xích X được tính theo công thức:
Vì số mắt xích luôn là số chẵn nên chọn X= 124 mắt xích
Chiều dài xích L = pc.X = 31,75.124= 3937 mm
Tính chính xác khoảng cách trục a theo công thức:
Và để bộ truyền làm việc bình thường nên giảm a một đoạn (0,002÷0,004).a
10- tính số lần va đập trong 1 giây:
15.124 = 2,44 ≤ [𝑖] = 16 Theo bảng 5.6 (tài li với bước xích pc = 31,75 mm ta chọn [i]
− Kiểm tra xích theo hệ số an toàn theo công thức:
3202,5 + 21,89 + 284,74 = 25,21 ≥ [𝑠] = (7,6 ÷ 8,9) Tải trọng phá hủy Q = 88,5 kN (theo bảng 5.2 tài liệu 2 ứng với pc = 31,75 mm)
Lực căng do lực ly tâm gây nên xác định theo công thức
𝐹 𝑣 = 𝑞 𝑚 𝑣 2 = 3,8 2,4 2 = 21,89 𝑁 Trong đó: qm = 3,8 (theo bảng 5.2 tài liệu 2)
Lực căng ban đầu của xích Fo xác định theo công thức
1000 3,8.9,81 = 284,74 𝑁 Trong đó: Kf = 6 – xích nằm ngang g = 9,81 – gia tốc trọng trường
11- Lực tác dụng lên trục được tính theo công thức:
𝐹 𝑟 = 𝐾 𝑚 𝐹 𝑡 = 1,15.3202,5 = 3682,87 𝑁 Trong đó: Km = 1,15 – bộ truyền nằm ngang
12- Xác định kích thước bộ truyền:
Bánh dẫn: 𝑑 𝑎1 = 𝑑 1 + 0,7 𝑝 𝑐 = 252,66 + 0,7.31,75 = 274,88 mm Bánh bị dẫn: 𝑑 𝑎2 = 𝑑 2 + 0,7 𝑝 𝑐 = 616,49 + 0,7.31,75 = 638,71 𝑚𝑚
BẢNG TÓM TẮT CÁC THÔNG SỐ
Số răng đĩa dẫn, Z1 Z1 = 25 răng
Số răng của đĩa dẫn là 61, với đường kính vòng chia đĩa dẫn là 252,66 mm và đường kính vòng chia đĩa bị dẫn là 616,49 mm Đường kính vòng đỉnh của đĩa dẫn đạt 274,88 mm, trong khi đường kính vòng đỉnh của đĩa bị dẫn là 638,71 mm.
Số mắt xích, X X = 124 mắt xích
Bước xích, pc pc = 31,75 mm
Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng
Tính toán bộ truyền cấp nhanh
− Số vòng quay bánh dẫn: n1 = 2907 vòng/phút
1: Vật liệu và nhiệt luyện bánh răng
Ta chọn loại vật liệu hai cấp của bánh răng như nhau (thép C45 thường hóa) Ta chọn như sau:
- Độ rắn bánh nhỏ là H1 = 250 HB
- Độ rắn bánh nhỏ là H2 = 230 HB
2: Ứng suất cho phép a: Ứng suất tiếp xúc cho phép
Khi chưa có kích thước bộ truyền ta có thể tính sơ bộ theo công thức
𝑆 𝐻 Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với chu kì cơ sở được cho trong bảng 6.13 tài liệu 1
Hệ số tuổi thọ KHL được xác định theo công thức:
Số chu kỳ làm việc tương đương được xác định theo công thức:
NHE = 60.c.n.Lh với số chu kỳ làm việc Lh = 4.290.1.8 = 9280 h
11 | P a g e c= 1 có 1 lần ăn khớp bánh răng trong mỗi vòng quay
Suy ra NHE1 = 60.1.2907.9280 = 1,62.10 9 chu kỳ
Số chu kỳ làm việc cơ sở được tính bằng: NHO = 30.HB 2,4
Vì NHE1 > NHO1, NHE2 > NHO2 nên KHL1 = KHL2 = 1
Hệ số an toàn có giá trị theo bảng 6.13 (tài liệu 1): sH = 1,1 Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ của từng bánh răng:
Do bộ truyền cấp chậm là bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng nên:
[σH] = [σH]min = [σH2] = 433,64 MPa b) Ứng suất uốn cho phép
Khi chưa có kích thước bộ truyền ta có thể chọn sơ bộ theo công thức:
Giới hạn mỏi uốn, tương ứng với chu kỳ cơ sở NFO, phụ thuộc vào độ rắn bề mặt và phương pháp nhiệt luyện, được tra cứu theo bảng 6.13 trong tài liệu 1.
Hệ số tuổi thọ KFL xác định theo công thức:
Số chu kỳ cơ sở: NFO = 5.10 6 chu kỳ
Số chu kỳ làm việc:
Do toàn bộ số chu kỳ làm việc tương đương đều lớn hơn số chu kỳ làm việc cơ sở nên ta có: KFL1 = KFL2 = 1
Hệ số an toàn có giá trị theo bảng 6.13: sF = 1,75 Ứng suất uốn cho phép sơ bộ của từng bánh răng:
3 Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng: a) Chiều rộng vành răng Ψbe:
Chiều rộng vành răng được xác định theo tiêu chuẩn: Ψbe = 0,285 b) Hệ số tập trung tải trọng tính:
Từ Ψbe ta suy ra tỉ số sau: Ψ 𝑏𝑒 𝑢
Giả sử trục được lắp trên ổ đũa côn, tra bảng 10.13 tài liệu 2 ta được hệ số tập trung tải trọng: KHβ = 1,13
Giá trị KFβ có thể xác định gần đúng theo công thức:
Ta chọn sơ bộ hệ số tải trọng tính KH = KHβ
4 Đường kính vòng chia ngoài: Đường kính vòng chia ngoài được xác định theo công thức:
5 Môđun vòng ngoài:Từ giá trị de1 tìm được và giá trị tỉ số truyền đã có, ta chọn giá trị theo bảng 6.20 tài liệu 1 ta có: z1p= 16
Vì H1 và H2 ≤ 350 ta có: z1 = 1,6.z1p = 1,6.16 = 25,6 chọn z1 = 26 răng z2 = u.z1 = 4,56.26 = 118,56, chọn z2 = 118 răng
Sai số tương đối tỉ số truyền:∆𝑢 = 𝑢 𝑚 −𝑢
Môđun vòng chia ngoài được tính theo công thức:
26 = 2,14 𝑚𝑚 Theo tiêu chuẩn chọn: me = 2,5 mm
6 Xác định kích thước bộ truyền: Đường kính vòng chia ngoài:
Chiều dài côn trung bình:
𝑚 𝑚 = 𝑚 𝑒 (1 − 0,5 Ψ 𝑏𝑒 ) = 2,5 (1 − 0,5.0,285) = 2,14 𝑚𝑚 Đường kính vòng chia trung bình:
7 Chọn cấp chính xác cho bộ truyền: vận tốc vòng theo đường kính trung bình được tính theo công thức:
60000 = 8,46 𝑚/𝑠 Dựa theo bảng 6.3 tài liệu 1: ta chọn cấp chính xác bộ truyền là 6
8 Lực tác dụng lên bộ truyền:
Lực vòng Ft, lực hướng tâm Fr và lực dọc trục Fa tác dụng lên bộ truyền được xác định bởi công thức:
9 Hệ số tải trọng động:
Với vận tốc v = 8,46 m/s và cấp chính xác 6 tra bảng 6.18 tài liệu 1 ta xác định được hệ số tải trọng động: KHV = KFV = 1,07
10 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc: Ứng suất tiếp xúc tính toán được xác định bởi công thức:
0,85 𝑑 𝑚1 2 𝑏 𝑢 Trong đó: ZM = 275 MPa 1/2 : Vật liệu là thép
Hệ số ảnh hưởng của tổng chiều dài tiếp xúc theo công thức:
Hệ số tải trọng tính: KH = KHβ.KHv = 1,13.1,07 = 1,209
Suy ra ứng suất tiếp xúc:
Tính lại ứng suất tiếp xúc cho phép theo công thức:
Hệ số ảnh hưởng của độ nhám bề mặt: ZR = 0,95
Hệ số ảnh hưởng vận tốc vòng, do HB ≤ 350 nên Zv = 0,85.v 0,1 = 0,85.8,46 0,1 = 1,05
Hệ số xét đến ảnh hưởng của điều kiện bôi trơn, thông thường chọn Kl = 1
Hệ số ảnh hưởng của kích thước răng:
Vì 𝜎 𝐻 = 396,85 𝑀𝑃𝑎 < [𝜎 𝐻 ] = 491,19 𝑀𝑃𝑎 Vậy bộ truyền thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc
11 Kiểm nghiệm ứng suất uốn: Ứng suất uốn cho phép theo công thức
Hệ số xét đến ảnh hưởng khi quay hai chiều đến độ bền mỏi: KFC = 1: khi quay 1 chiều
Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám: YR = 1 khi phay và mài răng
Hệ số kích thước: Yx = 1,05 – 0,005.m = 1,05 – 0,005.2,5 = 1,0375
Hệ số độ nhạy vật liệu bánh răng đến sự tập trung ứng suất:
1,75 = 248,88 𝑀𝑃𝑎 Trong đó, hệ số dạng răng được tính bằng công thức thực nghiệm
𝑧 𝑣 + 0,092 𝑥 2 Xác định số răng tương đương:
𝑧 𝑣2 = 𝑧 2 cos 𝛿 2 = 118 cos(77,63)= 550,82 x=0: không có dịch chỉnh
550,82= 3,49 Đặt tính so sánh độ bền uốn các bánh răng:
Ta kiểm nghiệm độ bền uốn cho bánh dẫn là bánh có độ bền uốn thấp hơn
Giá trị ứng suất uốn tại chân răng được tính theo công thức:
Hệ số tải trọng tính: KF = KFβ.KFv = 1,195 1,05 = 1,255 Ứng suất uốn tính toán:𝜎 𝐹1 =3,97.983,66.1,255
Vì 𝜎 𝐹1 = 62,58 𝑀𝑃𝑎 < [𝜎 𝐹1 ] = 270,52 𝑀𝑃𝑎 Nên độ bền uốn được thỏa.
Bộ truyền cấp chậm
− Số vòng quay bánh dẫn: n3 c7,5 vòng/phút
1 Vật liệu và nhiệt luyện bánh răng
Ta chọn loại vật liệu hai cấp của bánh răng như nhau thép C45 thường hóa Ta chọn như sau:
- Độ rắn bánh nhỏ là 250 HB
- Độ rắn bánh lớn là 235 HB
Tính toán tương tự bộ truyền cấp nhanh a) Ứng suất tiếp xúc cho phép
Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với chu kì cơ sở được cho trong bảng 6.13 tài liệu 1
Số chu kỳ làm việc tương đương được xác định theo công thức:
Số chu kỳ làm việc cơ sở được tính bằng: NHO = 30HB 2,4
Do NHE1 > NHO1, NHE2 > NHO2 nên KHL1 = KHL2 = 1
Tương tự bộ truyền bánh răng côn ta có: sH =1,1
18 | P a g e Ứng suất tiếp xúc sơ bộ cho từng bánh răng:
2 (466,36 + 441,82) = 454,09 𝑀𝑝𝑎 [σH]min ≤ [σH] ≤ 1,25[σH]min ⟺ 441,82 ≤ 454,09 ≤ 1,25.441,82 thỏa điều kiện b) Ứng suất uốn cho phép
Giới hạn mỏi uốn, tương ứng với chu kỳ cơ sở NFO, phụ thuộc vào độ rắn bề mặt và phương pháp nhiệt luyện, được tra cứu theo bảng 6.13 trong tài liệu 1.
Số chu kỳ cơ sở: NFO = 5.10 6 chu kỳ
Số chu kỳ làm việc: NHE1 = 60.1.637,5.9280 = 0,355.10 9 chu kỳ
Do tất cả các chu kỳ làm việc tương đương đều lớn hơn chu kỳ làm việc cơ sở, ta có KFL1 = KFL2 = 1 Ứng suất uốn cho phép sơ bộ của từng bánh răng được xác định dựa trên điều này.
3 Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng: a) Chiều rộng vành răng
Chiều rộng vành răng được xác định theo tiêu chuẩn dựa vào bảng 6.15 tài liệu 1 ta có: Ψba = 0,315
Ta suy ra giá trị Ψbd dựa vào công thức: Ψbd = Ψ 𝑏𝑎 (𝑢±1)
2 = 0,71 b) Hệ số tập trung tải trọng Kβ: Dựa vào Ψbd, tra bảng 6.4 tài liệu 1, xác định được hệ số tập trung tải trọng: KHβ = 1,05; KFβ =1,09
Tính toán cho bánh răng trụ răng nghiêng ta dùng công thức:
Theo tiêu chuẩn ta chọn aw = 160 mm
5 Thông số ăn khớp: a) Môđun m m = (0,01 ÷ 0,02).aw = 1,6 ÷ 3,2 mm
Theo tiêu chuẩn chọn m = 2,5 mm b) Số răng các bánh răng
Số răng bánh bị dẫn z2 z2 = z1.u = 28.3,51 = 98,28 răng Chọn z2 =95 răng
Tính lại giá trị khoảng cách trục aw
Ta tính lại tỉ số truyền thực: um = 𝑧 2
Sai số tương đối tỉ số truyền: ∆𝑢 = 𝑢 𝑚 −𝑢
Góc nghiêng răng 𝛽 được tính theo công thức:
6 Xác định kích thước bộ truyền: Đường kính vòng chia: d1 = 𝑚.𝑧1
𝑐𝑜𝑠𝛽 = 2,5.95 cos17,61 = 249,18 mm Đường kính vòng lăn: dw1 = d1; dw2 = d2 Đường kính vòng đỉnh: da1 = d1 + 2.m = 70,81+ 2.2,5= 75,81 mm da2 = d2 + 2.m = 249,18 + 2.2,5 = 254,18 mm Đường kính vòng đáy răng: df1 = d1 – 2,5.m = 70,81 – 2,5.2,5 = 64,56 mm df2 = d2 – 2,5.m = 249,18– 2,5.2,5= 242,93 mm
Bề rộng răng: b2 = aw.ψba = 160.0,315 = 50,4 mm b1 = b2 + 5mm = 55,4 mm
7 Chọn cấp chính xác cho bộ truyền:
Vận tốc vòng bánh răng:
60000 = 2,36 𝑚/𝑠 Dựa theo bảng 6.3 tài liệu 1: ta chọn cấp chính xác bộ truyền là 9
8 Lực tác dụng lên bộ truyền:
Lực vòng Ft và lực hướng tâm Fr tác dụng lên bộ truyền được xác định bởi công thức:
9 Hệ số tải trọng động:
Với vận tốc vòng v1 = 2,36 m/s; tra bảng 6.6 ta xác định được hệ số tải trọng động: KHv
10 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc: Ứng suất tiếp xúc tính toán:
Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc:
Với αtw là góc ăn khớp trong mặt ngang: tan 𝛼 𝑡𝑤 = tan 𝛼 𝑛𝑤
Nếu cặp bánh răng bằng thép thì: ZM = 275 MPa 1/2
Hệ số ảnh hưởng của tổng chiều dài tiếp xúc:𝑍 𝜀 = √ 4−𝜀 𝑎
Với hệ số trùng khớp ngang:𝜀 𝑎 = [1,88 − 3,2 ( 1
Hệ số tải trọng tính: KH = KHβ.KHv.KHα = 1,05.1,08.1 = 1,134
Tính lại ứng suất tiếp xúc cho phép:
𝑠 𝐻 Tương tự như cách tính bộ truyền cấp nhanh, ta có: ZR = 0,95; Zv = 0,85.v 0,1 = 0,94;
Vì 𝜎 𝐻 = 485,69 MPa < [𝜎 𝐻 ] = 489,38 Vậy bộ truyền thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc
11 Kiểm nghiệm ứng suất uốn Ứng suất uốn cho phép theo:
Hệ số xét đến ảnh hưởng khi quay hai chiều đến độ bền mỏi: KFC = 1 khi quay 1 chiều
Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám: YR = 1 khi phay và mài răng
Hệ số kích thước: Yx = 1,05 – 0,005.m = 1,05 – 0,005.2,5 = 1,04
Hệ số độ nhạy vật liệu bánh răng đến sự tập trung ứng suất:
1,75 = 253,89 𝑀𝑃𝑎 Trong đó, hệ số dạng răng được tính bằng công thức thực nghiệm
Với zv: số răng tương đương:𝑧 𝑣1 = 𝑧 1
𝑐𝑜𝑠 3 17,61= 114,33 x: hệ số dịch chỉnh, khi không dịch chỉnh thì x = 0
114,33= 3,58 Đặt tính so sánh độ bền uốn các bánh răng:
Ta kiểm nghiệm độ bền uốn cho bánh dẫn là bánh có độ bền uốn thấp hơn
Giá trị ứng suất uốn được tính theo công thức:
Hệ số tải trọng tính: KF = KFβ.KFv = 1,09 1,25 = 1,3625 Ứng suất uốn tính toán:𝜎 𝐹1 =3,89.3226,3.1,3625
Vì 𝜎 𝐹1 = 135,71 𝑀𝑃𝑎 < [𝜎 𝐹1 ] = 270,10 𝑀𝑃𝑎 Nên độ bền uốn được thỏa
III Kiểm tra điều kiện bôi trơn ngâm dầu Đối với bộ truyền bánh răng côn thì mức dầu phải ngập ít nhất 2/3 bề rộng chân răng Chúng ta có thể tính gần đúng bằng cách dựa vào hình vẽ sau:
Mức dầu thấp nhất tính từ tâm thỏa mãn điều kiện bôi trơn bánh răng côn được tính gần đúng bằng:
Hoặc ta cũng có thể lấy gần đúng tại điểm ngậm 2b/3 mặt chia: 𝑑 𝑒2
3 𝜓 𝑏𝑒 ) 119,45 𝑚𝑚 Sai số giữa hai cáchtính này không đáng kể trong trường hợp bôi trơn nên ta có thể sử dụng một trong hai cách trên
Mức dầu cao nhất cho phép đối với bánh răng côn: 𝑑 𝑎𝑒2
Mức cao nhất và thấp nhất đối với bánh răng trụ tính từ tâm bánh răng lần lượt là:( 249,52
2 − 10) = 137,5 𝑚𝑚 Mức dầu từ 98,69 mm đến 137,5 mm thỏa mãn điều kiện bôi trơn ngâm dầu
Bảng tóm tắt của bộ truyền bánh răng
Thông số bánh răng Bánh răng cấp nhanh Bánh răng cấp chậm
Số vòng quay, n 2907 vòng/phút 637,5 vòng/phút
Môđun, m 2,5 mm 2,5 mm Đường kính vòng chia, d Bánh dẫn: 65 mm
Bánh dẫn: 70,81 mm Bánh bị dẫn: 249,18 mm Đường kính vòng đỉnh, da Bánh dẫn
Bánh dẫn: 75,81 mm Bánh bị dẫn: 254,18 mm Chiều rộng vành răng, b Bánh dẫn: 48,05 𝑚𝑚
Bánh dẫn: 55,4 mm Bánh bị dẫn: 50,4 mm
Chọn vật liệu
Phác thảo kết cấu trục và chọn các kích thước đường kính, chiều dài
Ta lấy trục II ra để tính trước:
Tra bảng 10.2 tài liệu 2, ta chọn bo = 23 mm b13 H,05
Chiều dài may ơ bánh răng trụ răng nghiên: lm22 = (1,2 1,5).d3 = (1,2 1,5).55 = (66 82,5) = 75 mm
Chiều dài may ơ bánh răng côn:
Theo bảng 10.3 tài liệu 2: ta chọn các trị số của các khoảng cách k1, k2:
Tra bảng 10.2 tài liệu 2, ta chọn bo = 19 mm và ta có: b13= 48,05
Chiều dài may ơ bánh răng côn: lm13 = (1,2…1,4).d = (1,2…1,4).30 = (36…42) Chọn lm13 = 40 mm chiều dài may ơ của nửa khớp nối: lm12= (1,4…2,5).dkn= (1,4…2,5).20 = (28…50) Chọn lm12 = 35 mm
Theo bảng 10.3 tài liệu 2: ta chọn các trị số của các khoảng cách k1, k2, k3, hn: Ta chọn k1
= 10; k2 = 8; k3 = 15, hn = 15 l11 = (2,5…3).d1= (2,5…3).30 = (75…90) mm chọn l11 = 80 mm l13 = l11+k1+k2+lm13+0,5.(bo–b13.cos12,48) = 80+10+8+40+0,5.(19 – 48,05.cos12,48)
= 124,04 mm chọn l13 = 125 mm l12 = – lc21= –(0,5.(lm12+b0)+k3+hn) = –(0,5.(35+19)+15+15) = –57 mm
Tra bảng 10.2 tài liệu 2, ta chọn bo = 29 mm và ta có: lm33 = (1,2…1,5).dx = (1,2…1,5).50 = (60…75) Chọn lm33 = 60 mm
Theo bảng 10.3 tài liệu 2, ta chọn các trị số của các khoảng cách k1, k2, k, hn: ta chọn k3 hn: l31 = l21 = 209 mm l32 = l22 = 67 mm
–lc33 = –(0,5.(lm33+bo)+k3+hn) = –(0,5.(60+29)+15+15) = –74,5 mm Chọn lc33 = -75mm l33 = l31 + lc33 = 209 + 80 = 289 mm
Tính phản lực gói đỡ và biểu đồ mômen
2 = 2502,5 𝑁𝑚𝑚 Tại C là khớp nối trục đàn hồi chọn theo sơ bộ Tra bảng 16.10a/68 với
Lực trên khớp nối: Fkn = 0,2.Ft = 0,2 2.𝑇 1
Ta có kích thước chiều dài đoạn trục: ⟹ CA = 57 mm; AB = 80 mm; BD = 45mm
Kết quả tính từ MDSolid, ta có:
RAy = 165,37N (RAy hướng xuống); RBy Q4,97 N (RBy hướng lên)
RAx = 817,19 N (RAx hướng xuống); RBx = 1646,81 N (RBx hướng lên)
Tính đường kính tại các đoạn trục:
Vậy tiết diện nguy hiểm là tại B:
Tại B: Mtđ= √𝑀 2 + 0,75 𝑇 2 = √46199,38 2 + 0,75.27365,5 2 = 51923,36 𝑁𝑚𝑚 Tra bảng 10.2 ta chọn [σ] = 90 MPa
Theo tiêu chuẩn và để phù hợp với kết cấu bánh răng ta chọn: dA=dB = 20 mm
Theo tiêu chuẩn và để phù hợp với kết cấu ta chọn: dC = 15 mm, dD= 15 mm (lắp then phải tăng thêm 5-10% độ lớn đường kính)
Kiểm nghiệm điều kiện bền dập và bền cắt đối với then bằng:
Với các tiết diện trục dùng mối ghép then cần kiểm nghiệm mối ghép về độ bền dập và độ bền cắt theo công thức sau:
Tra theo bảng 9.5 tài liệu 2: ta chọn được [σd] = 100 MPa và cho phép lớn hơn giá trị cho phép 5 % và [τc] = 40 ÷ 60 MPa là ứng suất cắt cho phép
Bảng kiểm nghiệm then: Đường kính
Chiều dài làm việc của then lt
4.2.3 Kiểm nghiệm trục I theo hệ số an toàn:
Vật liệu trục thép C45, tôi cải thiện
Tra bảng 6.1 tài liệu 1: ta chọn được,giới hạn bền σb = 850 MPa, giới hạn chảy σch = 580 MPa σ -1 = 0,4.σb = 0,4.850 = 340 MPa τ -1 = 0,223.σb = 0,223.850 = 189,55 MPa
Hệ số xét đến ảnh hưởng tập chung tải trọng: Kσ, Kτ
Tra theo bảng 10.9 tài liệu 1: ta chọn được: Kσ =2,05, Kτ = 1,9
Hệ số tăng bề mặt: β = 1,7 tra theo bảng 10.5 tài liệu 1: ứng với trường hợp phun bi
Hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình:
Tra theo bảng 10.7 tài liệu 2: ta chọn được các giá trị sau:𝜓 𝜎 = 0,1,𝜓 𝜏 = 0,05
Moment cản xoắn Wo bxh t1
2 𝑑 Bảng kiểm nghiệm hệ số an toàn s:
Trong đó: [s] hệ số an toàn cho phép nằm trong khoảng 1,5÷ 2,5 khi [s] = 2,5 ÷ 3 ta không cần kiểm nghiệm trục Đường kính
𝜀 𝜎 ,𝜀 𝜏 , là hệ số kích thước tra trong bảng 10.4 tài liệu 1: ta có 𝜀 𝜎 =0,91; 𝜀 𝜏 = 0,89
𝜎a; τa là biên độ của ứng suất tính theo:
𝑠 𝜎 ;𝑠 𝜏 : là hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất uốn và ứng suất xoắn:
Khi đó hệ số an toàn kiểm nghiệm cho trục là:
Kết quả kiểm nghiệm cho thấy các đoạn trục đều đạt tiêu chuẩn về hệ số an toàn, đảm bảo độ bền mỏi và độ cứng cần thiết.
Ft3 = 3226,3 𝑁 Lực hướng tâm: Fr2 = 77 N
Fr3 = 1292,58𝑁 Lực dọc trục: Fa2 = 349,6 N
Ta có kích thước chiều dài đoạn trục:
⟹ AC = 67 mm; CD = 48 mm; DB = 94 mm
❖ Kết quả tính từ MDSolids, ta có:
RAy = 1263,79 N (RAy hướng xuống); RBy = 48,21 N (RBy hướng lên)
RAx = 2634,44 N (RAx hướng lên); RBx = 1575,52 N (RBx hướng lên )
Tính đường kính tại các đoạn trục:
Vậy tiết diện nguy hiểm là tại C:
Tại C: Mtđ= √𝑀 2 + 0,75 𝑇 2 = √195766,5 2 + 0,75.119843,14 2 = 221576,86 𝑁𝑚𝑚 Tra bảng 10.1 ta chọn [σ] = 75 MPa
Theo tiêu chuẩn và để phù hợp với kết cấu bánh răng ta chọn: dC = 36 mm
Theo tiêu chuẩn và để phù hợp với kết cấu ta chọn: dB = dA = 30 mm
Theo tiêu chuẩn và để phù hợp với kết cấu ta chọn: dD = 36 mm
Vẽ kết cấu trục II:
4.2.5 Kiểm nghiệm then trục II:
Kiểm nghiệm điều kiện bền dập và bền cắt đối với then bằng:
Với các tiết diện trục dùng mối ghép then cần kiểm nghiệm mối ghép về độ bền dập và độ bền cắt theo công thức sau:
Tra theo bảng 9.5 tài liệu 2: ta chọn được [σd] = 100 MPa và cho phép lớn hơn giá trị cho phép 5 % và [τc] = 40 ÷ 60 MPa là ứng suất cắt cho phép
Bảng kiểm nghiệm then: Đường kính
Chiều dài làm việc của then lt (mm)
4.2.6 Kiểm nghiệm trục II theo hệ số an toàn:
Vật liệu trục thép C45, tôi cải thiện
Tra bảng 6.1 tài liệu 1: ta chọn được,giới hạn bền σb = 850 MPa, giới hạn chảy σch = 580 MPa σ -1 = 0,4 σb = 0,4.850 = 340 MPa τ -1 = 0,223 σb = 0,223.850 = 189,55 MPa
Hệ số xét đến ảnh hưởng tập chung tải trọng: Kσ, Kτ
Tra theo bảng 10.9 tài liệu 1: ta chọn được: Kσ =2,05, Kτ = 1,9
Hệ số tăng bề mặt: β = 1,7 tra theo bảng 10.5 tài liệu 1: ứng với trường hợp phun bi
Hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình:
Tra theo bảng 10.7 tài liệu 2 ta chọn được các giá trị sau:𝜓 𝜎 = 0,1, 𝜓 𝜏 = 0,05
Moment cản xoắn Wo bxh t1
2 𝑑 Bảng kiểm nghiệm hệ số an toàn s:
Trong đó: [s] hệ số an toàn cho phép nằm trong khoảng 1,5÷ 2,5 khi [s] = 2,5 ÷ 3 ta không cần kiểm nghiệm trục Đường kính
𝜀 𝜎 ,𝜀 𝜏 , là hệ số kích thước tra trong bảng 10.4 tài liệu 1: ta có 𝜀 𝜎 =0,88; 𝜀 𝜏 = 0,81
𝜎a; τa là biên độ của ứng suất tính theo:
𝑠 𝜎 ;𝑠 𝜏 : là hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất uốn và ứng suất xoắn:
Khi đó hệ số an toàn kiểm nghiệm cho trục là:
Kết quả kiểm nghiệm cho thấy các đoạn trục đều đạt tiêu chuẩn về hệ số an toàn theo độ bền mỏi, đồng thời đảm bảo độ cứng cần thiết.
2 = 127587,64𝑁𝑚𝑚 Lực tác dụng lên xích: Fx 682,87N
Ta có kích thước chiều dài đoạn trục:
⟹ AC = 67 mm; CB = 142 mm; BD = 75 mm
❖ Kết quả tính từ MDSolids, ta có:
RAy = 1589,35 N (RAy hướng lên); RBy = 3979,64 N (RBy hướng xuống)
RAx = 2192,03 N (RAx hướng xuống); RBx = 134,27 (RBx hướng xuống)
Tính đường kính tại các đoạn trục:
Vậy tiết diện nguy hiểm là tại B:
= 445969,5 𝑁𝑚𝑚 Tra bảng 10.1 ta chọn [σ] = 75 MPa
Theo tiêu chuẩn và để phù hợp với kết cấu bánh răng ta chọn: dC P mm
Theo tiêu chuẩn và để phù hợp với kết cấu ta chọn: dB = dA = 45 mm
Theo tiêu chuẩn và để phù hợp với kết cấu ta chọn: dD = 40 mm
Vẽ kết cấu trục III:
4.2.8 Kiểm nghiệm then trục III:
Kiểm nghiệm điều kiện bền dập và bền cắt đối với then bằng:
Với các tiết diện trục dùng mối ghép then cần kiểm nghiệm mối ghép về độ bền dập và độ bền cắt theo công thức sau:
Tra theo bảng 9.5 tài liệu 2: ta chọn được [σd] = 100 MPa và cho phép lớn hơn giá trị cho phép 5 % và [τc] = 40 ÷ 60 MPa là ứng suất cắt cho phép
Bảng kiểm nghiệm then: Đường kính
Chiều dài làm việc của then lt (mm)
4.2.9 Kiểm nghiệm trục III theo hệ số an toàn:
Vật liệu trục thép C45, tôi cải thiện giới hạn chảy σch = 580 MPa σ -1 = 0,4 σb = 0,4.850 = 340 MPa τ -1 = 0,223 σb = 0,223.850 = 189,55 MPa
Hệ số xét đến ảnh hưởng tập chung tải trọng: Kσ, Kτ
Tra theo bảng 10.9 tài liệu 1: ta chọn được: Kσ =2,05, Kτ = 1,9
Hệ số tăng bề mặt:
42 | P a g e β = 1,7 tra theo bảng 10.5 tài liệu 1: ứng với trường hợp phun bi
Hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình:
Tra theo bảng 10.7 tài liệu 2: ta chọn được các giá trị sau:𝜓 𝜎 = 0,1,𝜓 𝜏 = 0,05
Moment cản xoắn Wo bxh t1
2 𝑑 Bảng kiểm nghiệm hệ số an toàn s:
Trong đó: [s] hệ số an toàn cho phép nằm trong khoảng 1,5÷ 2,5 khi [s] = 2,5 ÷ 3 ta không cần kiểm nghiệm trục Đường kính
𝜀 𝜎 ,𝜀 𝜏 , là hệ số kích thước tra trong bảng 10.4 tài liệu 1: ta có 𝜀 𝜎 =0,84; 𝜀 𝜏 = 0,78
𝜎a; τa là biên độ của ứng suất tính theo:
𝑠 𝜎 ;𝑠 𝜏 : là hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất uốn và ứng suất xoắn:
Khi đó hệ số an toàn kiểm nghiệm cho trục là:
Kết quả kiểm nghiệm cho thấy các đoạn trục đều đạt yêu cầu về hệ số an toàn theo tiêu chuẩn độ bền mỏi, đồng thời đảm bảo độ cứng cần thiết.
Tính toán lựa chọn ổ lăn
Ổ lăn Trục I
Số vòng quay: n = 2907 vòng/ phút
1 Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A:
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B:
Ta có lực tác dụng dọc trục: Fa = 81,63N là khá nhỏ so với FR
(ta có Fa/ Fr = 77/1725,45 = 0,045 < 0,3) → Ta chọn loại ổ đũa côn
Ta chọn loại cỡ trung:
Theo bảng 11.3 tài liệu 1: hệ số tải trọng dọc trục: e = 1,5tgα = 1,5tg(11,17) = 0,296 Thành phần lực dọc trục phụ sinh ra do lực hướng tâm gây nên:
Nên ta có: Fa1 = S2 – Fa = 423,91 – 77 = 346,91 N
→ Ta chọn ổ theo ổ bên phải (ổ lăn tại B) vì tải trọng lực tác dụng lớn hơn
Tính tỷ số Fa2 / (V.FRB) = 423,91 /(1.1725,45) = 0,246 < e nên tra theo bảng 11.3 tài liệu
+ V = 1 ứng với vòng trong quay
+ Kt = 1 hệ số xét ảnh hưởng nhiệt độ đến tuổi thọ của ổ
+ Kσ = 1,3 hệ số ảnh hưởng đến đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ổ
Vì chế độ tải trọng thay đổi theo bậc nên tải trọng quy ước tương đương QE được xác định theo công thức:
2 Thời gian làm việc tính bằng triệu vòng quay:
3 Khả năng tải động tính toán:
Như vậy, ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động
4 Khi đó tuổi thọ chính xác của ổ là:
5 Tuổi thọ ổ lăn tính bằng giờ:
6 Kiểm tra khả năng tãi tỉnh của ổ:
− Tải trọng tĩnh quy ước Q0 được xác định theo công thức:
− Chọn một trong hai giá trị lớn nhất sau đây:
− Theo bảng 11.6 tài liệu 1 đối với ổ đũa côn:
→ Ta thấy Q0 = 1725,45 N < C0 = 20600 N, do đó ổ được thỏa điều kiện bền tĩnh
7 Xác định vòng quay tới hạn của ổ:
Ta có [𝐷 𝑝𝑤 𝑛] 10 −5 = 2,5(tra bảng 11.7 tài liệu 2: khi bôi trơn bằng mỡ) với 𝐷 𝑝𝑤 = (𝐷+𝑑)
Do đó ổ được chọn thỏa số vòng quay tới hạn.
Ổ lăn Trục II
Số vòng quay n = 637,5 vòng/ phút
1 Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A:
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B:
Ta có lực tác dụng dọc trục: Fa = 674,46 N là khá nhỏ so với FR
(ta có Fa/ Fr = 674,46/1576,26 = 0,42>0,3) → vì có bánh răng côn nên ta chọn loại ổ đũa côn
Theo bảng 11.3 tài liệu 1: hệ số tải trọng dọc trục : e = 1,5tgα = 1,5tg(13,5) = 0,36
Thành phần lực dọc trục phụ sinh ra do lực hướng tâm gây nên:
Tính tỷ số Fa1 / (V.FRA) = 873,06 /(1.2921,89) = 0,29 > e = 0,36 nên tra theo bảng
Tính tỷ số Fa2/(V.FRA) = 1547,52 / (1.1576,26) = 0,98 > e = 0,36 nên tra theo bảng
11.3 tài liệu 1: ta chọn X = 0,4, Y = 0,4.cotα = 0,4.cot(13,5) = 1,67
+ V = 1 ứng với vòng trong quay
+ Kt = 1 hệ số xét ảnh hưởng nhiệt độ đến tuổi thọ của ổ
+ Kσ = 1,3 hệ số ảnh hưởng đến đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ổ
Vậy ta chọn tính theo ổ 2 vì tải trọng lực lớn hơn:
Vì chế độ tải trọng thay đổi theo bậc nên tải trọng quy ước tương đương QE được xác định theo công thức:
2 Thời gian làm việc tính bằng triệu vòng quay:
3 Khả năng tải động tính toán:
1 10/3 = 22547,19 𝑁 < 𝐶 = 40000𝑁 Như vậy, ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động
4 Khi đó tuổi thọ chính xác của ổ là:
5 Tuổi thọ ổ lăn tính bằng giờ:
6 Kiểm tra khả năng tãi tỉnh của ổ:
- Tải trọng tĩnh quy ước Q0 được xác định theo công thức:
- Chọn một trong hai giá trị lớn nhất sau đây:
- Theo bảng 11.6 tài liệu 1: đối với ổ bi đỡ chặn với
→ Ta thấy Q0 = 2212,22 N < C0 = 29900 N, do đó ổ được thỏa điều kiện bền tĩnh
7 Xác định vòng quay tới hạn của ổ:
Ta có [𝐷 𝑝𝑤 𝑛] 10 −5 = 2,5(tra bảng 11.7 tài liệu 2: khi bôi trơn bằng mỡ) với 𝐷 𝑝𝑤 = (𝐷+𝑑)
Do đó ổ được chọn thỏa số vòng quay tới hạn.
Ổ lăn Trục III
Số vòng quay n = 181,6 vòng/ phút
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A:
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B:
Ta có lực tác dụng dọc trục: Fa = 1024,06 N là khá nhỏ so với FR
(ta có Fa/ Fr = 1024,06/2707,59 = 0,37 > 0,3) → Ta chọn loại ổ bi đỡ - chặn
Ta chọn ổ cỡ trung với α = 12 °
Ta có: Fa/ C0 = 1024,06 /37700 = 0,03 tra bảng 11.3 tài liệu 1: ta chọn e = 0,34
- Thành phần lực dọc trục phụ sinh ra do lực hướng tâm gây nên:
→ Ta chọn ổ theo ổ bên phải (ổ lăn tại B) vì tải trọng lực tác dụng lớn hơn
Tính tỷ số Fa2 / (V.FRB) = 1353,9/(1.3981,9) = 0,34 = e = 0,34 nên tra theo bảng
+ V = 1 ứng với vòng trong quay
+ Kt = 1 hệ số xét ảnh hưởng nhiệt độ đến tuổi thọ của ổ
+ Kσ = 1,3 hệ số ảnh hưởng đến đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ổ
Vì chế độ tải trọng thay đổi theo bậc nên tải trọng quy ước tương đương QE được xác định theo công thức:
2 Thời gian làm việc tính bằng triệu vòng quay:
3 Khả năng tải động tính toán:
Như vậy, ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động
4 Khi đó tuổi thọ chính xác của ổ là:
5 Tuổi thọ ổ lăn tính bằng giờ:
6 Kiểm tra khả năng tãi tỉnh của ổ:
- Tải trọng tĩnh quy ước Q0 được xác định theo công thức:
- Chọn một trong hai giá trị lớn nhất sau đây:
- Theo bảng 11.6 tài liệu 1: đối với ổ bi đỡ chặn với α = 12 °: X0 = 0,6; Y0 = 0,5
→ Ta thấy Q0 = 3981,9 N < C0 = 37700 N, do đó ổ được thỏa điều kiện bền tĩnh
7 Xác định vòng quay tới hạn của ổ:
Ta có [𝐷 𝑝𝑤 𝑛] 10 −5 = 4,5(tra bảng 11.7 tài liệu 2: khi bôi trơn bằng mỡ) với 𝐷 𝑝𝑤 = (𝐷+𝑑)
Do đó ổ được chọn thỏa số vòng quay tới hạn.
Tính toán thiết kế vỏ hộp giảm tốc
Thiết kế khớp nối
Với T3 = 404192,18 (Nmm), theo bảng 16-10a và 16-10b tài liệu 3: ta chọn nối trục có các thông số chính sau D0 = 130 mm, 𝑙 1 = 34 (mm), 𝑙 2 = 15(mm), 𝑙 0 = 𝑙 1 + 𝑙 2
- Điều kiện bền dập của vòng đàn hồi:
8.130.14.28 = 2,37 2 4 (MPa), với k = 1,2 1,5 ; ta tra theo bảng 16-1tài liệu 3 Chọn k = 1,2
Vậy điều kiện bền dập của vòng được thoả mãn
- Điều kiện bền của chốt :
Vậy điều kiện bền của chốt được thoả.
Yêu cầu
Vỏ hộp giảm tốc giữ vai trò quan trọng trong việc duy trì vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận của máy Nó không chỉ tiếp nhận tải trọng từ các chi tiết lắp trên vỏ mà còn chứa dầu bôi trơn và bảo vệ các chi tiết khỏi bụi bẩn.
- Chi tiêu cơ bản của hộp giảm tốc là khối lượng nhỏ và độ cứng cao
- Chọn vật liệu để đúc hộp giảm tốc là gang xám có kí hiệu là GX15-32
- Chọn bề mặt lắp ghép giữa nắp hộp và thân hộp đi qua các trục để lắp các chi tiết thuận tiện và dễ dàng hơn
- Bề mặt lắp nắp và thân được cạo sạch hoặc mài , để lắp sít , khi lắp có một lớp sơn mỏng hoặc sơn đặc biệt
- Mặt đáy hộp giảm tốc nghiêng về phía lỗ dầu với độ dốc khoảng 1 và ngay tại chỗ tháo dầu lõm xuống.
Xác định kích thước của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc
Tên gọi Biểu thức tính toán
Chiều cao gân, h h 5. = 5.8 = 40 (mm) < 58 (mm) Độ dốc Khoảng 2 Đường kính
= 0,04.160 + 10 = 16,4 > 12 (mm) Chọn 𝒅 𝟏 = 16 (mm), chọn bulông M16
Bulông ghép bích nắp và thân 𝑑 3
Vít ghép nắp cửa thăm , 𝑑 5 𝑑 5 = ( 0,5 0,6 ) 𝑑 2
Chiều dày bích thân hộp , 𝑆 3
Mặt bích ghép nắp và thân
Chiều dày bích nắp hộp , 𝑆 4
Bề rộng bích nắp hộp và thân , 𝐾 3
Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ, 𝐾 2
Tâm lổ bulông cạnh ổ : 𝐸 2 và 𝑅 2
Chiều cao , h 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,
𝑆 1 và khi có phần lồi 𝐷 𝑑 , 𝑆 1 , 𝑆 2
𝐷 𝑑 xác định theo đường kính dao khoét
Bề rộng mặt đế hộp : 𝐾 1 và q
Khe hở giữa các chi tiết
Giữa bánh răng và thành trong hộp
Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp
Giữa các mặt bên bánh răng với nhau = 8 (mm)
Số lượng bu lông trên nền Z Z = ( L + B ) / ( 200 300 )
Sơ bộ chọn L = 850 (mm), B = 252 (mm)
( L , B : chiều dài và rộng của hộp )
Tính toán các chi tiết phụ
Vòng chắn dầu
Tác dụng : ngăn không cho dầu mỡ tiếp xúc nhau.
Chốt định vị
Mặt ghép giữa nắp và thân hộp phải nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục Lỗ trụ với đường kính D được gia công đồng thời trên nắp và thân để đảm bảo vị trí tương đối của chúng trước và sau khi gia công, cũng như khi lắp ghép.
Chốt định vị đóng vai trò quan trọng trong việc giữ cho bulông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ, nhờ đó giúp duy trì vị trí tương đối giữa nắp và thân Việc này loại trừ một trong những nguyên nhân chính dẫn đến hỏng hóc của ổ, góp phần nâng cao độ bền và tuổi thọ của thiết bị.
Nắp quan sát ( cửa thăm )
Để kiểm tra và quan sát các chi tiết máy trong hộp, cũng như để đổ dầu vào, trên đỉnh hộp được thiết kế một cửa thăm có nắp đậy Nắp này được trang bị thêm một nút thông hơi Theo bảng 18-5 trong tài liệu 3, các thông số kích thước của cửa thăm được lựa chọn như sau:
Nút thông hơi
Trong quá trình làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng cao, vì vậy để điều chỉnh áp suất và khí bên trong và bên ngoài, cần sử dụng nút thông hơi Nút thông hơi được lắp đặt trên nắp cửa thăm, theo các thông số kích thước được chọn từ bảng 18-6 trong tài liệu 3.
Nút tháo dầu
Sau một thời gian sử dụng, dầu bôi trơn trong hộp có thể bị bẩn hoặc biến chất do bụi bẩn và hạt mài, vì vậy cần thay dầu mới Để tháo dầu cũ, hộp được trang bị lỗ tháo dầu ở đáy, và trong quá trình làm việc, lỗ này được bịt kín bằng nút tháo dầu.
- Theo bảng 18-7 tài liệu 3, ta chọn có kết cấu và kích thước nút tháo dầu trụ như sau:
Que thăm dầu
Để kiểm tra mức dầu trong hộp, sử dụng que thăm dầu với cấu trúc và kích thước cụ thể Để giảm thiểu sóng dầu gây khó khăn trong việc kiểm tra, đặc biệt khi máy hoạt động liên tục 2 ca, que thăm dầu thường được trang bị vỏ bọc bên ngoài.
Bulông vòng (vít vòng hoặc móc vòng)
Để dễ dàng nâng và di chuyển hộp giảm tốc trong quá trình gia công hoặc lắp ghép, cần lắp bulông vòng trên nắp và thân Kích thước bulông vòng được xác định dựa trên khối lượng hộp giảm tốc Đối với hộp giảm tốc bánh răng côn – trụ có khối lượng Q = 300 KG, theo bảng 18-3a tài liệu 3, bulông vòng M12 là lựa chọn phù hợp với các thông số kích thước cụ thể.
Bảng dung sai lắp ghép
Dung sai và lắp ghép bánh răng trên trục
Chịu tải vừa , va đập nhẹ và mối ghép không yêu cầu tháo lắp thường xuyên, ta chọn kiểu lắp trung H7/k6.
Dung sai và lắp ghép ổ lăn
Để đảm bảo vòng trong ổ lăn chịu tải tuần hoàn hoạt động hiệu quả, cần lắp ghép theo hệ thống trục lắp trung gian nhằm ngăn chặn hiện tượng trơn trượt Việc lựa chọn mối lắp k6 và lắp trung gian với độ dôi thích hợp là rất quan trọng, giúp tạo điều kiện cho ổ mòn đều trong quá trình làm việc, từ đó nâng cao tuổi thọ và hiệu suất hoạt động của thiết bị.
Vòng ngoài của ổ lăn không quay và chịu tải cục bộ, vì vậy cần lắp theo hệ thống thông lỗ Để ổ có khả năng di chuyển dọc trục khi nhiệt độ tăng trong quá trình làm việc, kiểu lắp trung gian H7 được lựa chọn.
Dung sai khi lắp ghép vòng chắn dầu trên trục
Để dễ dàng cho việc tháo lắp , ta chọn kiểu lắp trung gian H7/Js6
Dung sai lắp ghép vòng lò xo ( bạc chắn ) trên trục
Vì bạc chắn chỉ có tác dụng chặn các chi tiết tên trục , ta chọn chế độ lắp có độ hở H8/h7
Dung sai lắp then trên trục
Theo chiều rộng, ta chọn kiểu lắp trên trục là E9/h8
Bảng dung sai lắp ghép
STT Tên mối ghép Kiểu lắp Sai lệch giới hạn của lỗ và trục (m)
1 Bánh răng bánh côn dẫn với trục I
2 Bánh răng bánh côn bị dẫn với trục II 36 𝐻7
3 Bánh răng bánh trụ răng nghiêng dẫn với trục II
4 Bánh răng bánh trụ răng nghiêng bị dẫn với trục III
