Chọn công suất động cơ Công suất trên trục động cơ điện là Pctvà được tính theo công thức : Pct = t P trong đó : Pt là công suất tính toán trên trục máy công tác kw là hiệu suất truyề
TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
Tính chọn động cơ điện
1.1.1 Chọn kiểu loại đông cơ
Với hệ dẫn đông cơ khí (hệ dẫn động bang tải, xích tải, vít tải… dùng với các hộp giảm tốc) nên sử dụng loại đông cơ điện xoay chiều 3 pha roto lồng sóc.
1.1.2 Chọn công suất động cơ
Công suất trên trục động cơ điện là Pctvà được tính theo công thức :
trong đó : Pt là công suất tính toán trên trục máy công tác (kw)
là hiệu suất truyền của cả toàn bộ hệ thống Công suất làm việc khi tải trọng thay đổi theo bậc ta có :
Trong đó : P1 là công suất lớn nhất trong các công suất tác dụng lâu dài trên trục máy công tác
P1 = P × v 1000 = 7100× 1000 0 , 65 = 4,615 (kw) Theo chế độ tải có P=T ω mà vận tốc góc ω không đổi → P tỉ lệ với T (momen quay) Thay số ta có: ¿> P td = P1 √ ( ∑ P t P ck 1 i ) 2 t i = 4,615 √ 1 2 4 8 + 0 , 8 2 3 8 = 3 , 96 ¿
Dựa vào bảng 2.3 trang 19.Trị số hiệu suất các loại bộ truyền và ổ ta chọn :
+ Hiệu suất của bộ truyền xích (che kín): x 0 , 96
+ Hiệu suất của cặp bánh răng trụ (được che kín) : br 0 , 97
+ Hiệu suất của 1 cặp ổ lăn: η ol =0,99
+Hiệu suất của khớp nối trục k 0 , 99
Vậy ta tính đươc hiệu suất của toàn bộ hệ thống η theo công thức :
1.1.3 Chọn tốc độ đồng bộ của đông cơ
- Gọi nlv là số vòng quay của trục máy công tác (trục tang quay hoặc đĩa xích tải) và được tính theo công thức: n lv = 60000 × v z × p = 60000 × 0 , 65
9 ×125 4 , 6( vòng/ phút ) Trong đó: v- vận tốc của xích tải, m/s;
Z- Số răng đĩa xích tải, mm; p- Bước xích, mm;
+ Tra bảng 2.4 ( trang 21) để chọn tỉ số truyền nên dùng cho các bộ truyền trong hệ, từ đó tính số vòng quay đồng bộ dựa vào số vòng quay của máy công tác. u t : Tỉ số truyền chung của toàn hệ thống dẫn động u t = u x ×u h
- Theo bảng 2.4 Tỷ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng 2 cấp u h , tỷ số truyền động xích (2…5) → u t =( 2 …5 ) 20 = 40 … 100
- Ta xác định số vòng quay sơ bộ theo công thức: n sb = n lv × u t = 34 , 6 × ( 40 …100 )= 1384 … 3460(vòng/phút)
Ta biết: Động cơ điện có số vòng quay đồng bộ phổ biến là 750; 1000; 1500; 3000 (vòng/phút).
Như vậy: Ta chọn được n đb ứng với dải tốc độ của n sb đã tính phía trên là n đb 000( vòng/ phút ).
Phân phối tỷ số truyền
Với điều kiện chọn động cơ là :
dn k mm sb db ct dc
- Từ bảng P1.3: CÁC THÔNG SỐ KỸ THUẬT CỦA ĐỘNG CƠ 4A (trang 236) sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí (tập 1)của Trịnh Chất – Lê Văn Uyển.
Ta chọn được động cơ: 4A100L2Y3 có: n đc =2 880 ; P đc =5 , 5 kW ; T k
T dn =2 , 2; Kiểm tra điều kiện mở máy:
1.2 Phân phối tỷ số truyền
1.2.1 Tỉ số truyền bên trong hộp giảm tốc
Tỷ số truyền của hệ: u= n đc n lv
Như trên ta có : n đc =2 8 80 ( vg ph ) ; n lv = 3 4 ,6 ( vg / ph )
=> u= 3 4 2880 , 6 , 2 -Tính tỉ số truyền cấp nhanh (u1)và tỉ số truyền cấp chậm (u2) : u = u x u h với u x = 2 … 5 u h = u u x = 83 ,2
- Với hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng trụ: u h =u 1 u 2
- Đối với hộp giảm tốc khai triển ta có: u1= 1,2u2 (2), theo công thức 3.11/43 [TL1] ¿>27 ,7=1 , 2u 2 2 => u1 = 5,8 và u2 = 4,8
1.2.2 Tính tỉ số truyền bên ngoài hộp giảm tốc
Tính toán thông số trên các trục
1.3.1 Tính công suất trên các trục
Vì tải trọng thay đổi nên: Plv = Ptd = 3,96 kW
Công suất trên trục III là: P III = P lv η ol η x = 3 , 96
Công suất trên trục II là: P II = P III ƞ ol ƞ br = 4 , 1
Công suất trên trục I là: P I = P II ƞ br ƞ ol = 4 , 2
1.3.2 Tính số vòng quay trên các trục
Số vòng quay của động cơ là: n đ c =2 880
Số vòng quay của trục I là: n I = n đ c = 2880 ¿vòng/phút)
Số vòng quay của trục II là: n II = n I u 1 = 2880
Số vòng quay của trục III là: n III = n II u 2 = 496 ,6
1.3.3 Tính mômen xoắn trên các trục
Ta có: T i =9 , 55.10 6 p i n i (i = 1;2;3) do đó ta tính được: Momen xoắn của động cơ là
2880 237 , 8 ( N mm )Momen xoắn trên trục I là:
2880 = 14590 , 2 ( N mm ) Momen xoắn trên trục II là:
496 , 5 = 80785 , 5 ( N mm ) Momen xoắn trên trục III là:
Trục Thông số ĐỘNG CƠ I II III
THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG
Tính toán bộ truyền xích
2.1.1 Các thông số ban đầu:
Chọn xích ống con lăn( loại xích này có zmin- 19 đối với xích con lăn vận tốc trung bình, zmin = 13 - 15 khi vận tốc thấp).Vì tải trọng không lớn và vận tốc nhỏ, nên ta chọn xích ống con lăn.Xích ống con lăn có ưu điểm là: độ bền mòn của xích ống con lăn cao hơn xích ống, chế tạo nó không phức tạp; do đó, nó được dùng rất rộng rãi trong kĩ thuật.
2.1.3 Chọn số răng đĩa xích
Ta có công thức z1= 29 - 2u ( trang 80 tài liệu 'tính toàn hệ dẫn động cơ khí'), ta có: z1= 29 - 2u = 29 - 2.3 = 23 ≥ 19 => z1 = 23 z2 = u z1 = 3.23 = 69≤ zmax = 120 => z2 = 69
2.1.4 Xác định bước xích Để đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích ta có:
Pt= P.k.kn .kz [P] (công thức 5.3 theo tài liệu 'tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí')
Với + P : Là công suất cần truyền qua bộ truyền xích P= P3= 4,1 KW.
+ Pt: là công suất toán (kw)
+[P]: là công suất cho phép(kw)
+kn :Làhệ số vòng quay Chọn số vòng quay của đĩa cơ sở của đĩa nhỏ là: n01= 200 (vòng/phút)® kn=n01/n3 0/103,5 = 1,9
+kz : Là hệ số răng : k z = z o 1 z 1 = 23
+k = kđ.k0.ka.kđc.kbt.kc; trong đó: k đ : hệ số tải trọng động Đề bài cho tải trọng va đập êm, nên ta chọn kđ = 1,25 k 0 : hệ số ảnh hưởng của kích thước bộ truyền.Do đường nối tâm cácđĩa xích trùng với phương ngang Nên k0 = 1. k a : hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích ;chọn a = (30 ÷ 50).p; suy ra ka = 1 Chọn a = 30 k đc : hệ số kể đến việc điều chỉnh lực căng xích Do điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích Nên kđc = 1. k bt :hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn Vì môi trường làm việc có bụi, bôi trơn đạt yêu cầu nên chọn k bt =1,3. k c : hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền ; kc = 1 (làm việc 1 ca) ị k = 1,35 ì 1 ì 1 ì 1 ì 1,3 ì 1 = 1,755
Như vậy ta có : Pt = P × k × kn × kz= 4,1 × 1,75 5 × 1,9 × 1,7 kW Tra bảng 5.5 (tài liệu'tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí'), với n01 0(vòng/phút).chọn bộ truyền xích một dãy có: bước xích : p = 25,4 mm ; đường kính chốt : dc=7,95mm ; chiều dài ống : B",61 mm ; công suất cho phép : [P] kW.
Thỏa mãn điều kiện mòn: Pt [P] kW Đồng thời nhỏ hơn bước xích cho phép : p < pmax
2 1.5 Xác định khoảng cách trục và số mắt xích
Khoảng cách trục sơ bộ: a0.p0.25,4v2mm
Theo công thức 5.12 (tài liêu tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí') số mắt xích: x =2.a/p + (z1 + z2)/2 + (z2- z1) 2 p/(4 π 2 a) ¿> x = 2.762
Lấy số mắt xích chẵn : Xc 8
Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13(tài liêu tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí'): a
Z Z X p c c a ¿ = 0 ,25.25 , 4 { 108 − 0 , 5 ( 23 + 69 )+ √ [ 108 − 23 + 2 69 ] 2 − 2 ( 69 − π 23 ) 2 } ≈ 764 , 8 ( mm ) Để xích không chịu lực căng quá lớn ta phải giảm khoảng cách trục một lượng
Vậy lấy khoảng cách trục : a = a * - Da= 764,8– 2,3 v2,5(mm).
Số lần va đập của bản lề xích trong một giây, tính theo công thức (5.14): i = z 1 n III
15.108 = 1 , 5 < i max = 30 (bảng 5.9 theo tài liệu' tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí')
2.1.6 Tính kiểm nghiệm về độ bền xích.
Kiểm nghiệm quá tải theo hệ số an toàn (chịu tải trọng lớn khi mở máy và chịu va đập khi vận hành)
Theo bảng ( 5.2) theo tài liệu' tính toán thiết kế hệ dẫn đọng cơ khí' tập 1 , ta có: Q = 56700 N ; q1 = 2,6 kg ;
Hệ số tải trọng động: Kđ = 1,25
Fv :lực căng do lực li tâm gây ra: Fv = q1.v 2 = 2,6 1,65 2 = 7,07 N
F0 :lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra :
(hệ số võng : kf = 6 do bộ truyền nằm ngang (trang 85 tài liệu' tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)).
Do đó s= 1 , 25.2484 56700 , 8 + 116 , 7 + 7 , 07 , 6 ị s >[s] = 9,3 (theo bảng 5.10 tài liệu' tớnh toỏn thiết kế hệ dẫn đọng cơ khí')
Vậy bộ truyền xích làm việc đủ bền
2.1.7 Xác định thông số của đĩa xích
Theo công thức ( 5.17 ) , Đường kính vòng chia: d 1 = p sin ( π
U8 , 1mm Đường kính vòng đỉnh đĩa xích: da1 = p.[0,5 + cotg(180/Z1)] %,4.[ 0,5 + cotg(180/23)] 198,66mm da2 = p.[0,5 + cotg(180/Z2)] = 25,4.[ 0,5 + cotg(180/69)] 561,34mm
Bán kính đáy: r = 0,5025dl + 0,05 =0,5025.15,88+ 0,05 = 8,03 mm Với dl = 15,88 mm ( tra bảng 5.2/78) Đường kính vòng chân đĩa xích: df1 = d1- 2r = 187,34 – 2.8,03 = 186,5(mm) df2 = d2- 2r T8,76 - 2.8,03 = 460,95 (mm)
2.1.8 Xác định lực tác dụng lên trục
Fr = kx.Ft; trong đó: kx:hệ số xét đến tải trọng của xích kx= 1,15 - do bộ truyền năm ngang );
2.1.9 Các thông số của bộ truyền xích :
*) Bảng thông số bộ truyền xích
Thông số ký hiệu giá trị loại xích - Xích ống con lăn bước xích p 25,4 mm số mắt xích x 108 chiều dài xích L khoảng cách trục a 762,5 mm số rằn đĩa xích nhỏ Z1 23 số răng đĩa xích lớn Z2 69 vật liệu đĩa xích - Thép C45 (tôi cải thiện) đường kính vòng chia đĩa xích nhỏ d1 186,5 mm đường kính vòng chia đĩa xích lớn d2 558,1 mm đường kính vòng đỉnh đĩa xích nhỏ da1 198,76 mm đường kính vòng đỉnh đĩa xích lớn da2 561,34 mm bán kính đáy r 8,03 mm đường kính chân răng đĩa xích nhỏ df1 186,5 mm đường kính chân răng đĩa xích lớn df2 460,95 mm lực tác dụng lên trục Fr 2857,52 N
Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh (Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng)
Với đặc tính của động cơ đã chọn cùng yêu cầu của đầu bài ra và quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế nên ta chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như nhau
Cụ thể theo bảng 6-1/92[TL1] ta chọn :
Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 285 có
Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB1 = 250
Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192 240 có
Do tốc độ quay và cường độ làm việc nhỏ hơn bánh nhỏ nên chọn độ rắn bánh lớn thấp hơn 10-15 Chọn độ rắn bánh răng lớn là HB2 235
Theo bảng 6-2/94[TL1], với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn 180 350 ta có:
Trong đó σ H o lim và σ F o lim :là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở
SH , SF là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn
Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB1 = 250
Chọn độ rắn bánh răng lớn là HB2 = 235
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 uốn:
(Vì chọn vật liệu là thép) Xác định hệ số tuổi thọ:
; mH,mF:bậc của đường cong mỏi khi thu về tiếp xúc và uốn.
Do chọn độ rắn mặt răng HB NHo2 do đó lấy hệ số tuổi thọ KHL2 = 1;
NFE2 > NFo2 do đó lấy hệ số tuổi thọ KFL2 = 1, tương tự:
KFL1 =1 Tính bánh răng chủ động:
Nên lấy hệ số tuổi thọ KHL1 = 1; KFL1 = 1 Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức:
ZR :Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc
ZV :Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
( Độ rắn mặt răng HB < 350, ZV=0,85.v 0,1 )
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 ảnh hưởng của vật liệu đối với tập trung ứng suất.
KxF :Hệ số xét đến kích thước của bánh răng ảnh hưởng đối với độ bền uốn.
KFC :Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải Bộ truyền quay 1 chiều =>
KHL; KFL :Hệ số tuổi thọ
SH ; SF : Hệ số an toàn khi tính tiếp xúc bền uốn.
:Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở
Flim :Ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở
Khi thiết kế sơ bộ ta lấy ZR.ZV.KxH = 1 và YR.Ys.KxF = 1
Thay số: Ứng suất quá tải cho phép:
*) Xác định khoảng cách trục cho bộ truyền.
Xác định sơ bộ khoảng cách trục.
Khoảng cách trục được xác định theo công thức sau :
(6.15a) trong đó : Ka - hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng tra ở bảng 6.5 trang 96 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”.
T1 - mômen xoắn trên trục bánh chủ động, Nmm
[ H ] - ứng suất tiếp xúc cho phép u - tỉ số truyền w w ba a
- là hệ số, bw – là chiều rộng vành răng tra ở bảng 6.6 trang 97 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ” Ta chọn ; ba 0 , 3
KH - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc tra ở bảng 6.7 trang 98 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”. do đó theo bang 6.7 KH =1,12 và sơ đồ bố trí là sơ đồ 3, ta có KF= 1,24
2.2.2 Xác định các thông số ăn khớp. a Xác định môđun.
Theo bảng 6.8 trang 99 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ” chọn m =2 b Xác định số răng, góc nghiêng và hệ số dịch chỉnh x.
Giữa khoảng cách trục aw, số răng bánh nhỏ z1, số răng bánh lớn z2, góc nghiêng của răng và môđun trong bộ truyền ăn khớp ngoài, liên hệ với nhau theo công thức.
(6.19) Đối với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, ta chọn góc nghiêng
= 10 o ,từ (6.31) xác định được số răng bánh nhỏ : z 1 = 2 a w m ( u+1) = 2.10 0
Tổng số răng zt = z1 + z2 = 14 + 81= 95 do đó tỉ số truyền thực là : tính lại khoảng cách trục a w = m Z t
Hệ số dịch chỉnh của bánh 2 là: x 1 =0 , 3x2= -0,3
2.2.3 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc. Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau:
Trong đó : ZM - hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, trị số của ZM = 274MPa 1/3 tra ở bảng 6.5 trang 96 - “Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí’’
: tgβb= cos α t tg β βb: góc nghiêng = w = arctg(tg α /cos β ) = ar ctg ( tg 0 , 20 95 ° ) ,37 0
tgβb= cos α t tg β = cos20,37 0 tg11,47 0 = 0,19=> βb= 10,77 0
ZH - hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
ZH = = = 1,72 trong đó b - góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
Trị số của ZH cũng có thể tra trong bảng 6.12 trang 106 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”
Z - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, xác định như sau :
Z khi 1 với - hệ số trùng khớp dọc, tính theo công thức (6.37) ta có: ε β = b w sin β m π = 30 ,3 sin 0
Theo công thức (6.38b) trang 105 ta có hệ số trùng khớp ngang: ε α = [1,88 - 3,2(1/z1 + 1/z2)]cosβ
Vậy Đường kính vòng lăn bánh nhỏ d w 1 = 2 a w u m +1 = 2.101
Vận tốc vòng của bánh nhỏ: v = π d w 1 n 1
Trong đó n1 – là số vòng quay của bánh nhỏ (bánh chủ động)
Với v = 6,12 m/s theo bảng 6.13 trang 106 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ” dùng cấp chính xác 7
KH - hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
KH = KH.KH.KHv = 1,12.1.1,17 = 1,31 trong đ ó : KHβ - là hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng, tra ở bảng 6.7 trang 98 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí
KH - là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, trị số của KH đối với bánh răng thẳng
KHv - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn kớp, trị số KHv tính theo công thức sau:
2 14590 , 2 1 , 12 1 = 1,17 (với K Hβ =1,15) trong đó : ν H = δ H g 0 v √ a u w m =0,004.47 6 , 12 √ 101 4 , 2 =5 , 73 với v = 6,12 tính được ở trên, H - hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra trong bảng 6.15 trang 107 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”, g0 - hệ số kẻ đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2, tra bảng 6.16 trang 107 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ” T a có δ H =0,004 ; g0 = 47
Thay các giá trị vừa tính được vào (6.33) ta được : σ H '4.1 , 76.0 , 77 √ 2.17518 30 , ,3 4 14.1, , 2.4 0 31 ( 4 2 ,2 + 1 ) 96 , 18 MPa
Ta thấy H [ H ]vậy thõa mãn đồ bền tiếp xúc.
2.2.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải
Bánh răng khi làm việc có thể bị quá tải, thí dụ lúc mở máy, hãm máy với hệ số quá tải
= 1,4 σ Hmax =σ H × √ K qt 96 , 18 × √ 1 , 4 = 468,7 MPa ≤ [ σ H ] max 60 MPa
Theo CT6.49 : σ F1max =σ F1 × K qt σ F1 max =¿108,91 ×1,4 = 152,5 (MPa) ¿ [ σ F1 ] = 464(MPa) σ F2 max =¿111,02 ×1,4 = 155,4 (MPa) ¿ [ σ F1 ] = 360(Mpa)
Bảng các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng trụ
*) CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN CỦA BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH (CẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG)
Khoảng cách trục : aw1 = 100 (mm) Môđun pháp : m = 2 (mm) Chiều rộng vành răng : bw = 30 (mm)
Tỉ số truyền : um = 4,2 Góc nghiêng của răng: β = 11,47 0
Hệ số dịch chỉnh : x1 = 0.3 ; x2 = -0,3 Khoảng cách trục chia: a= 0,5.(d2 + d1 )
= 0,5m(z2 + z1)/cosβ6 Theo các công thức trong bảng 6.11 trang 104 ta có: Đường kính vòng chia: d 1 = m Z 1 cosβ ≈ 40 , 77 mm , d 2 = m Z 2 cosβ ≈ 163 , 23(mm) Đường kính đỉnh răng : da1 = d1 + 2(1 + x1 - y)m ≈ 44.77 (mm) da2 = d2 + 2(1 + x2 - y)m ≈ 167,23 (mm) Đường kính đáy răng: df1 = d1 - (2,5 - 2x1)m ≈ 36,07 (mm) df2 = d2 - (2,5 - 2x2)m ≈ 158,03 (mm)
Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm (Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng)
Theo bảng 6-2/94[TL1], với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn 180 350 ta có:
Trong đó σ H o lim và σ F o lim :là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở
SH , SF là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn
Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB3 = 250
Chọn độ rắn bánh răng lớn là HB4 = 235
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 uốn:
(Vì chọn vật liệu là thép) Xác định hệ số tuổi thọ:
; mH,mF:bậc của đường cong mỏi khi thu về tiếp xúc và uốn.
Do chọn độ rắn mặt răng HB NHo4 do đó lấy hệ số tuổi thọ KHL4 = 1;
Thay số ta được : NFE4 = 10,5.10 7
NFE4 > NFo4 do đó lấy hệ số tuổi thọ KFL4 = 1, tương tự:
KFL3 =1 Tính bánh răng chủ động:
Nên lấy hệ số tuổi thọ KHL3 = 1; KFL3= 1 Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức:
ZR :Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc
ZV :Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
( Độ rắn mặt răng HB < 350, ZV=0,85.v 0,1 )
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 ảnh hưởng của vật liệu đối với tập trung ứng suất.
KxF :Hệ số xét đến kích thước của bánh răng ảnh hưởng đối với độ bền uốn.
KFC :Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải Bộ truyền quay 1 chiều =>
KHL; KFL :Hệ số tuổi thọ
SH ; SF : Hệ số an toàn khi tính tiếp xúc bền uốn.
:Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở
Flim :Ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở
Khi thiết kế sơ bộ ta lấy ZR.ZV.KxH = 1 và YR.Ys.KxF = 1
Bộ truyền cấp chậm là bộ truyền bánh răng nghiêng nên theo công thức 6-12 ta có Ứng suất quá tải cho phép:
Xác định sơ bộ khoảng cách trục.
Khoảng cách trục được xác định theo công thức sau :
(6.15a) trong đó : Ka - hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng tra ở bảng 6.5 trang 96 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ” Ka
T2 - mômen xoắn trên trục bánh chủ động, Nmm
[ H ] - ứng suất tiếp xúc cho phép u - tỉ số truyền w w ba a
- là hệ số, bw – là chiều rộng vành răng tra ở bảng 6.6 trang 97
- “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”
KH - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc tra ở bảng 6.7 trang 98 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”. do đó theo 6.7 KH = 1,03
Ta có: aw2 C.(4,8+1).√ 3 504 80785 , 5 2 ,5 1 4 ,8 0 , 03 , 4 8 , 23(mm) ta lấy a w 2 = 1 40 ; b w 3 = 56
2.3.2 Xác định các thông số ăn khớp a Xác định môđun.
Theo bảng 6.8 trang 99 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ” chọn m = 2,5 b Xác định số răng, góc nghiêng và hệ số dịch chỉnh x.
Chọn sơ bộ góc nghiêng β o
Giữa khoảng cách trục aw, số răng bánh nhỏ z1, số răng bánh lớn z2, góc nghiêng của răng và môđun trong bộ truyền ăn khớp ngoài, liên hệ với nhau theo công thức.
(6.18) Đối với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, ,từ (6.31) xác định được số răng bánh nhỏ : z 1 = 2 a w 2 cos β m (u+ 1) = 2.1 40 cos1 0 o
Số răng bánh lớn : z2 = u.z1 = 3,5.37= 129,5 Lấy z2 = 130
Tổng số răng zt = z1 + z2 = 37 + 130 = 167 do đó tỉ số truyền thực là :
2.3.3 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc. Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau:
[ H ] (6.33) Trong đó : ZM - hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, trị số của ZM = 274MPa 1/3 tra ở bảng 6.5 trang 96 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”
Theo (6.35) ta có: α t = α tw = arctg( tg α /cos β )=arctg (tg20/cos8)= 20,18 và tg β b = cos α t tg β = cos(20,18).tg(8)= 0,13 vậy β b = 7 o
ZH - hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc trong đó b - góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
Trị số của ZH cũng có thể tra trong bảng 6.12 trang 106 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”
Z - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, xác định như sau :
Z khi 1 với - hệ số trùng khớp dọc, tính theo công thức (6.37) ta có:
Theo công thức (6.38b) trang 105 ta có hệ số trùng khớp ngang: ε α = [1,88 - 3,2(1/z1 + 1/z2)]cosβ
Vậy Đường kính vòng lăn bánh chủ động d w 3 = 2 a w u m + 1 = 2.122
3 , 5+1 Vmm Vận tốc vòng của bánh chủ động: v = π d w3 n 2
60000 = π 60000 56 255 = 0,74 (m/s) trong đó n2 – là số vòng quay của bánh chủ động
Với v = 0,74 m/s theo bảng 6.13 trang 106 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ” dùng cấp chính xác 9
KH - hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
KH = KH.KH.KHv = 1,03.1,13.1,02 = 1,19 trong đ ó : KHβ - là hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng, tra ở bảng 6.7 trang 98 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”
KH - là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, trị số của KH đối với bánh răng nghiêng tra ở bảng 6.14 trang 107 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”, KH = 1,13.
KHv - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn kớp, trị số KHv tính theo công thức sau: KHV = 1+ 2T V H b w d w 3
KHv = 1+ (2 × 107109 1 ,79 ×37 , 8 × ,8 1 , × 03 56 × 1 ,13 ) = 1,02 trong đó : ν H = δ H g 0 v √ a u w m = 0,002.73 0 , 74 √ 122 3 , 5 = 1 ,79 với v = 0,74 tính được ở trên, H - hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra trong bảng 6.15 trang 107 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”, g0 - hệ số kẻ đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2, tra bảng 6.16 trang 107 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ” T a có δ H =0,002 ; g0 = 73
Thay các giá trị vừa tính được vào (6.33) ta được : σ H '4 1 , 75 0 , 76 √ 2 80785 37 , 8.3 , 5 1 , 5.56 , 19 2 4 , 25 = 492,3 Mpa
Ta thấy H [ H ] vậy thoả mãn độ bền tiếp xúc
2.3.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Ứng suất sinh ra tại chân răng phải thoả mãn điều kiện sau :
(6.43) trong đó : T2 – mômen xoắn trên bánh chủ động m – môđun pháp bw - chiều rộng vành răng dw2 - đường kính vòng lăn bánh chủ động
Y = 1/ - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với là hệ số trùng khớp ngang
Y - hệ số kể đến độ nghiêng của răng, Y = 1-( β
YF3, YF4 - hệ số dạng răng của bánh 3 và 4, phụ thuộc vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh, tra trong bảng 6.18 trang 109 -
“ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”
KF - hệ số tải trọng khi tính về uốn :
KF = KF.KF.KFv = 1,08.1,37.1,05 = 1,55 với KF là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn, tra ở bảng 6.7 trang 98 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ” KFβ = 1,08
KF là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, trị số của KF đối với bánh răng nghiêng tra ở bảng 6.14 trang 107 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”, với bánh răng nghiêng KF = 1,37
KFv - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn kớp khi tính về uốn, trị số KFv tính theo công thức sau: trong đó : với v = 2,04 tính được ở trên, F =0,006- hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra trong bảng 6.15 trang 107 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”, g0 s- hệ số kẻ đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2, tra bảng 6.16 trang 107 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”
Ta có T2 p694 MPa, m = 1,5mm, bw 7,8mm, dw3 = 56mm với 1,75,
Số răng tương đương : zv3 = z3 /cos 3 β = 37/0 , 99 3 ≈ 38,13 9 zv4 = z4 /cos 3 β = 130/0 , 99 3 ≈ 133,97 = 134 theo bảng 6.18 trang 109 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ” ta được YF3 = 3,8, YF4 3,6
Thay các giá trị vừa tính được vào (6.43) ta được : σ F3 = 2.T2 K b F Y ε Y β Y F1 w m d w1 = 2 80785,5 1,55.0,94.0,57.3,8
MPa MPa với YS = 1, YR = 1 ( bánh răng phay)
Ta thấy σ F3 0 , 6 MPa < MPa σ F 4 = 152 , 1MPa < MPa vậy thoả mãn về độ bền uốn
2.3.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải
Bánh răng khi làm việc có thể bị quá tải, thí dụ lúc mở máy, hãm máy với hệ số quá tải
Bảng các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng trụ
*) CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN CỦA BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ CẤP CHẬM
Khoảng cách trục : aw2 0 (mm) Môđun pháp : m = 2,5 (mm) Chiều rộng vành răng : bw = 56 (mm) Tỉ số truyền : um = 4,8 Góc nghiêng của răng: β = 19,85 0
Hệ số dịch chỉnh : x3 = 0 ; x4 = 0 Khoảng cách trục chia a = 0,5m(z4 + z3)/cosβ = 140 Theo các công thức trong bảng 6.11 trang 104 ta có: Đường kính vòng chia:d3 = mz3/cosβ = 56,06(mm) ,d4 mz4/cosβ 6,96(mm) Đường kính đỉnh răng : da3 = d3 + 2(1 + x3 - y)m = 57,22 (mm) da4 = d4 + 2(1 + x4 - y)m = 192,77 (mm) Đường kính đáy răng: df3 = d3 - (2,5 - 2x3)m = 50,47 (mm) df4 = d4 - (2,5 - 2x4)m = 186,02 (mm)
THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI
Thiết kế trục
Sử dụng thép C45, tôi cải thiện,
Vật liệu chế tạo trục I ,II và trục III b= 800 Mpa, Ứng suất xoắn cho phép [] = 10 30 Mpa
3.1.1 Tính sơ bộ đường kính trục
(mm) -Trục I chọn [] = 15Mpa, TI = 14590,2 N.mm
-Trục II chọn [] = 20 Mpa, TII = 80785,5 N.mm
Trục III chọn [] = 30 Mpa, TIII = 378309,1 N.mm
Suy ra: d 1 ≥ √ 3 0 , 2× T 1 [ τ ] = √ 3 30115 0 , 2× 15 , 3 !,57 ; Chọn theo tiêu chuẩn d1
(mm) d 2 ≥ √ 3 0 , 2× T 2 [ τ ] = √ 3 80785 0 ,2 × 20 ,5 ≈ 27,23(mm) ; Chọn theo tiêu chuẩn d2
0(mm) d 3 ≥ √ 3 0 , 2× T 3 [ τ ] = √ 3 378309 0 , 2 ×30 , 1 ≈ 39,8(mm); Chọn theo tiêu chuẩn d2
Chọn sơ bộ đường kính trục là:
- Chọn d1sb mm,theo bảng (10.2), ta được chiều rộng ổ lăn b01mm.
- Chọn d2sb0mm, theo bảng (10.2), ta được chiều rộng ổ lăn b02mm.
- Chọn d3sb@mm, theo bảng (10.2), ta được chiều rộng ổ lăn b03#mm.
2.2.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Ứng suất sinh ra tại chân răng phải thoả mãn điều kiện sau :
trong đó : T1 – mômen xoắn trên bánh chủ động m – môđun pháp bw - chiều rộng vành răng dw1 - đường kính vòng lăn bánh chủ động
Y = 1/ ε α - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với là hệ số trùng khớp ngang
Y - hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng Y = 1
YF1, YF2 - hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh, tra trong bảng 6.18 trang 109 -
“ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”
KF - hệ số tải trọng khi tính về uốn :
KF = KF.KF.KFv = 1,24.1.1,45 = 1,8 với KF là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn, tra ở bảng 6.7 trang 98 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ” KFβ = 1,24
KF là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, với bánh răng thẳng KF = 1
KFv - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn kớp khi tính về uốn, trị số KFv tính theo công thức sau:
2.30115 , 3 1 , 24.1 = 1 , 45 trong đó : với v = 6,12 tính được ở trên, F - hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra trong bảng 6.15 trang 107 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ” F =0,011, g 0 G- hệ số kẻ đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2, tra bảng 6.16 trang 107 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”
Ta có T1518,14 MPa, m = 2mm, bw 1,2mm, dw1 = 40mm với 1,68,
Số răng tương đương : zv1 = z1 /cos 3 β zv2 = z2 /cos 3 β = 84theo bảng 6.18 trang 109 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ” ta được YF1 = 3,61, YF2 = 3,68
Thay các giá trị vừa tính được vào (6.43) ta được : σ F1 = 2.30115 ,3.1 , 8.0 , 6.1.3 , 61
Ta thấy σ F1 Qo=> Q=0,771kNloại ổ lăn này thỏa mãn khả năng tải tĩnh.
3.2.2 Chọn ổ lăn cho trục II.
Có lực dọc trục trên trục II nên ta chọn ổ lăn là ổ bi đỡ chặn một dãy :
502 Bad GatewayUnable to reach the origin service The service may be down or it may not be responding to traffic from cloudflared
Tính tỉ số : i.Fa3 / C0 với : +i : số dãy con lăn, i= 1
=> tra bảng 11.4 , nội suy ta được e= 0,32 ; góc tiếp xúc α = 12 (độ)
Lực dọc trục hướng tâm sinh ra trên các ổ
Phản lực hướng tâm tác dụng lên ổ lăn bên trái bánh răng
Phản lực hướng tâm tác dụng lên ổ lăn bên phải bánh răng
Suy ra , tra bảng 11.4/216 ta chọn được : X0 = 1
Tính tải trọng quy ước, tải trọng tương đương của ổ bi đỡ chặn.
Kiểm nghiệm ổ lăn theo khả năng tải động
Với : m: bậc của đường cong mỏi, m=3 do tiếp xuc điểm ;
L: Tuổi thọ của ổ bi đỡ Với Lh= 10000 giờ
=> Loại ổ lăn đã chọn đảm bảo khả năng tải động.
Kiểm nghiệm theo khả năng tải tĩnh
=>loại ổ lăn này thỏa mãn khả năng tải tĩnh.
3.2.3 Chọn ổ lăn cho trục III.
Chọn ổ lăn: có lực dọc trục trên trục III nên ta chọn ổ lăn là ổ bi đỡ chặn một dãy :
502 Bad GatewayUnable to reach the origin service The service may be down or it may not be responding to traffic from cloudflared
Tính tỉ số : i.Fa4 / C0 với : +i : số dãy con lăn, i= 1
=> tra bảng , nội suy ta được e= 0,3 ; góc tiếp xúc α = 12 (độ)
Lực dọc trục hướng tâm sinh ra trên các ổ:
Phản lực hướng tâm tác dụng lên ổ lăn bên trái bánh răng
Phản lực hướng tâm tác dụng lên ổ lăn bên phải bánh răng
Suy ra , tra bảng 11.4/216 ta chọn được : X0 = 0,45
Tính tải trọng quy ước, tải trọng tương đương của ổ bi đỡ chặn.
Kiểm nghiệm ổ lăn theo khả năng tải động
Với : m: bậc của đường cong mỏi, m=3 do tiếp xuc điểm ;
L: Tuổi thọ của ổ bi đỡ Với Lh= 10000 giờ
=> Loại ổ lăn đã chọn đảm bảo khả năng tải động.
Kiểm nghiệm theo khả năng tải tĩnh
=>loại ổ lăn này thỏa mãn khả năng tải tĩnh.
Tính chọn khớp nối
Nối trục đàn hồi dùng để nối hai trục động cơ và trục I để truyền chuyển động mà giảm được rung động:
Số vòng quay n= 945 vòng/phút Đường kính vào của hộp giảm tốc d mm
Mômen xoắn truyền qua trục nối :
Chọn hệ số tải động k=1,5 Theo bảng 16.1
502 Bad GatewayUnable to reach the origin service The service may be down or it may not be responding to traffic from cloudflared
M,845 Nm d mm; Dq mm; dm(mm; L mm; l@ mm; d12 mm
Chốt: thép CT45 thường hóa
Vòng đàn hồi bằng cao su: Ứng suất dập cho phép của vòng cao su: Ứng suất uốn của chốt Điều kiện về sức bền dập của vòng cao su: σ d = 2.k.T
=>Thỏa mãn điều kiện về sức bền dập Điều kiện sức bền của chốt: σ u = k.T.l 0
=>Thỏa mãn điều kiện sức bền của chốt
THIẾT KẾ VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ CHỌN CHẾ ĐỘ LẮP TRONG HỘP
Thiết kế vỏ hộp giảm tốc
4.1.1.Tính kết cấu của vỏ hộp
Chỉ tiêu của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ.Chọn vật liệu để đúc hộp giảm tốc là gang xám có kí hiệu là GX15-32.
Chọn bề mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục.
Dùng phương pháp đúc để chế tạo nắp ổ, vật liệu là GX15-32.
Các kích thước của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc :
Chọn δ = 8 (mm) δ1 = 0,9.8 = 7,2 (mm) chọn δ1 =8 (mm)
Gân tăng cứng: Chiều dày, e
Chiều cao, h Độ dốc e = (0,8÷1)δ = 6,4 ÷ 8 mm Chọn e = 8 (mm) h< 58 mm, h= 5. =5.8@mm khoảng 2 0 Đường kính:
Bulông ghép bích nắp và thân, d3
Chọn d1 = 16 (mm) d2 = (0,7÷0,8)d1 = 11,2÷12,8 mm chọn d2 = 12(mm) d3 = (0,8÷0,9)d2 = 9,6÷10,8 mm chọn d3 = 10 (mm) d4 = (0,6÷0,7)d2 = 7,2÷8,4 chọn
Vít ghép nắp của thăm, d5 d4 = 8 (mm) d5 = (0,5÷0,6)d2 = 6÷7,2 chọn d5
= 7 (mm) Mặt bích ghép nắp và thân:
Chiều dày bích thân hộp, S3
Chiều dày bích nắp hộp, S4
Chiều rộng bích nắp và thân, K3
K3 = K2 - (3÷5) = 39- (3÷5) 36÷34 mm chọn K3 = 36 (mm) Kích thước gối trục: Đường kính ngoài và tâm lỗ vít, D3, D2
Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ, K2
Tâm lỗ bulông cạnh ổ, E2 và
C (k là khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ)
Trục I: D2 = 65 (mm), D3 = 80(mm) Trục II: D2 = 88(mm), D3 = 107 (mm)
R2 = 1,3d2 =1,3.12,6 (mm) chọn R2 = 16 (mm) k ≥ 1,2 d 2=1,2.12,4(mm) chọn k (mm)
Chọn h = 35 mm Mặt đế hộp:
Chiều dày: khi không có phần lồi S1 khi có phần lồi: Dd, S1 và S2
Bề rộng mặt đế hộp, K1 và q
K1 = 3d1 = 3.16H (mm), q ≥ K1 + 2δ H+2.7= 62 (mm) Khe hở giữa các chi tiết:
Giữa bánh răng với thành trong hộp
Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp
Giữa mặt bên của các bánh răng với
Nhau Δ ≥ (1÷1,2)δ= (1 1,2).7= 7÷8,4 chọn Δ = 8 (mm) Δ1 ≥ (3÷5)δ = (3 5).7!÷35 chọn Δ = 35 (mm) Δ2 =7 chọn 2=7 (mm)
Chọn Z=6 4.1.3 Nắp ổ Đường kính nắp ổ được xác định theo công thức :
Căn cứ vào bảng 18.2/tr88[2] ta có:
Vị trí D mm D mm 2 D mm 3 D mm 4 d mm 4 Z h
Thiết kế các chi tiết phụ
4.2.1 Cửa thăm Để kiểm tra qua sát các chi tiết máy trong khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp, trên đỉnh hộp có làm cửa thăm.Dựa vào bảng
18.5/tr92[2] ta chọn được kích thước cửa thăm như hình vẽ sau:
Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên.Để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và ngoài hộp, người ta dùng nút thông hơi.Nút thông hơi thường được lắp trên nắp cửa thăm Tra bảng 18.6/tr93[2] ta có kích thước nút thông hơi
Sau một thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp, bị bẩn (do
100 140150175 bụi bặm và do hạt mài), hoặc bị biết chất, do đó cần phải thay dầu mới.Để thay dầu cũ, ở đáy hộp có lỗ tháo dầu.Lúc làm việc, lỗ được bịt kín bằng nút tháo dầu Dựa vào bảng 18.7/tr93[2] ta có kích thước nút tháo dầu d b m f L c q D S D o
4.2.4 Que thăm dầu Để kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu có kết cấu kích thước như hình vẽ.
Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chữa đường tâm các trục.Lỗ trụ lắp ở thân hộp & trên nắp được gia công đồng thời, để đảm bảo vị trí tương đối giữa nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như khi lắp ghép, ta dùng 2 chốt định vị, nhờ có chốt định vị khi xiết bulong không làm biến dạng ở vòng ngoài của ổ.
4.2.6 Bu lông vòng Để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc trên nắp và thân thường lắp thêm bulông vòng Kích thước bulông vòng được chọn theo khối lượng hộp giảm tốc.Với hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp tra bảng18-3b[2] ta có Q = 160(kG), do đó theo bảng 18-3a/89[TL2] ta dùng bulông vòng M12
Bôi trơn cho hộp giảm tốc
4.3.1 Bôi trơn trong hộp giảm tốc
Do các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc đều có v < 12m/s nên ta chọn phương pháp bôi trơn ngâm dầu.Với vận tốc vòng của bánh răng trụ v=6,12 m/s, tra bảng 18-11[2] ta được độ nhớt 57 8 ở
Theo bảng 18-13 ta chọn được loại dầu bôi trơn là AK-20.
4.3.2 Bôi trơn ngoài hộp giảm tốc
Với bộ truyền ngoài hộp do không có thiết bị che đậy, hay bị bụi bặm bám vào, ta chọn bôi trơn định kì bằng mỡ.
Bảng thống kê giành cho bôi trơn
Thiết bị cần bôi trơn
Thời gian thay dầu hoặc mỡ
Dầu ô tô máy kéo AK-20
Bộ truyền trong hộp 0,6 lít/Kw 5 tháng
Mỡ T Tất cả các ổ và bộ 2/3chỗ 1 năm
Xác định chế độ lắp trong hộp
T Tên mối ghép Kiểu lắp
Sai lệch giới hạn của lỗ và trục(m)
1 Bánh trụ răng nghiêng 1 và trục I 25
3 Vòng trong ổ lăn với trục I 20k6 +15
4 Vòng ngoài ổ lăn trục I lắp với thân 52H7 +30 2 ổ lắp giống nhau
6 Trục I và vòng trong bạc chặn 16
7 Bánh trụ răng nghiêng 3 và trục II 32
8 Bánh trụ răng nghiêng 2 và trục II 32
Vòng trong ổ lăn với trục II 30k6 +18
Bánh trụ răng nghiêng 4 và trục III 50
6 Đĩa xích với trục III
Vòng trong ổ lăn với trục III 45k6 +18
Vòng ngoài ổ lăn trục III lắp với thân 100H7 +35 2 ổ lắp giống nhau
