Me2135 THUYẾT MINH ĐỒ ÁN THIẾT KẾ ĐỀ SỐ 17 THIẾT KÉ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI PHƯƠNG ÁN SỐ 6

THUYẾT MINH ĐỒ ÁN THIẾT KẾ ĐỀ SỐ 17 THIẾT KÉ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI PHƯƠNG ÁN SỐ 6 Các yêu cầu kỹ thuật cho máy - Lực vòng trên băng tải, ?(?): 26500 - Vận tốc băng tải, ?(?/?): 0,49 - Số răng đĩa xích dẫn, ?(?ă??): 11 - Thời gian phục vụ, ?(?ă?): 7 - Số ngày làm/năm, ???(??à?): 246 - Số ca làm trong ngày (??): 1 - Quay một chiều, tải va đập nhẹ, 1 ca làm việc 8 giờ - Chế độ tải: ?1 = ?; ?2 = 0,8?; ?1 = 36 ??â?;?2 = 51 ??â�

GIỚI THIỆU ĐỒ ÁN

Giới thiệu máy thiết kế và hệ thống truyền động

Hệ thống dẫn động xích tải sử dụng hộp giảm tốc trục vít bánh răng (nằm trên) là một hệ thống truyền động cơ học dùng cặp trục vít – bánh răng để truyền động từ động cơ đến tải Hệ thống này có đặc điểm tỷ số truyền cao, momen xoắn lớn và độ tin cậy cao, phù hợp với các ứng dụng yêu cầu truyền động mạnh và làm việc ổn định Hộp giảm tốc trục vít bánh răng giúp điều chỉnh tốc độ và tăng mô-men quay, tối ưu hóa lực kéo và tuổi thọ của hệ thống Ứng dụng của hệ thống này rất đa dạng, từ băng tải và hệ truyền động công nghiệp tới các máy móc cần truyền động từ động cơ tới tải với khả năng giảm tốc hiệu quả.

Hệ thống này được sử dụng trong nhiều ứng dụng khác nhau, chẳng hạn như:

 Cẩu: Để nâng và hạ tải

 Máy móc xây dựng: Để vận hành máy móc xây dựng, chẳng hạn như máy xúc và máy ủi

 Máy móc công nghiệp: Để vận hành máy móc công nghiệp, chẳng hạn như máy ép và máy tiện Ưu điểm:

Hệ thống này có một số ưu điểm gồm, bao gồm:

 Tỷ số truyền cao: Hệ thống này có thể cung cấp tỷ số truyền cao, lên đến 1000:1

 Momen xoắn lớn: Hệ thống này có thể cung cấp momen xoắn lớn, lên đến 1000

 Độ tin cậy cao: Hệ thống này có độ tin cậy cao, với tuổi thọ lên đến 100.000 giờ Nhược điểm:

Hệ thống này cũng có một số nhược điểm, bao gồm:

 Kích thước lớn: Hệ thống này có kích thước lớn hơn các hệ thống dẫn động xích tải khác

 Chi phí cao: Hệ thống có chi phí cao hơn các hệ thống dẫn động xích tải khác

Các yêu cầu kỹ thuật cho máy

- Lực vòng trên băng tải, 𝑭(𝑵): 26500

- Số răng đĩa xích dẫn, 𝑍(𝑟ă𝑛𝑔): 11

- Số ca làm trong ngày (𝑐𝑎): 1

- Quay một chiều, tải va đập nhẹ, 1 ca làm việc 8 giờ

CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

CHỌN ĐỘNG CƠ

2.1.1 Chọn hiệu suất của hệ thống:

𝜂 𝑑 = 0,95: hiệu suất bộ truyền đai thang

𝜂 𝑡𝑣 = 0,75: hiệu suất bộ truyền trục vít

𝜂 𝑏𝑟 = 0,97: hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

𝜂 𝑛𝑡 = 0,98: hiệu suất nối trục đàn hồi

𝜂 𝑜𝑙 = 0,99: hiệu suất một cặp ổ lăn

2.1.2 Tính công suất cần thiết (làm việc với sơ đồ tải trọng thay đổi):

1) Công suất trên xích tải:

3) Công suất cần thiết của động cơ:

2.1.3 Xác định số vòng quay của động cơ:

1) Số vòng quay trên trục công tác (xích tải):

2) Tỷ số truyền chung của hệ thống:

2.1.4 Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền

Theo Bảng 3.1(1), ta chọn động cơ có công suất 𝑃 = 30(𝑘𝑊) Động cơ Số vòng quay động cơ, (vg/ph)

Tỷ số truyền chung, uch

Tỷ số truyền đai, ud

Tỷ số truyền hộp giảm tốc, uhgt

Tỷ số truyền trục vít, utv

Tỷ số truyền bánh răng, ubr34 ĐC 1475 53,19 1,7 31,5 12,5 2,5

Bảng 1.1 Bảng động cơ và phân phối tỷ số truyền

Dựa vào bảng, ta có động cơ với

12,5; 2,5 d hgt tv br n vg ph u u u u

TÍNH TOÁN CÁC CÔNG SUẤT, MOMEN XOẮN, SỐ VÒNG QUAY TRÊN CÁC TRỤC CỦA HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG

CÁC TRỤC CỦA HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG

2.2.1 Số vòng quay trên các trục:

2.2.2 Công suất trên các trục:

2.2.3 Momen xoắn trên các trục:

2.2.4 Bảng thông số tính toán

Bảng 1.2 Bảng đặc tính kỹ thuật hệ thống truyền động:

Thông số Động cơ Trục I Trục II Trục III Công tác

Số vòng quay, vg/ph

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG

Số liệu đầu vào

- Máy quay 1 chiều, tải va đập nhẹ, làm việc 7 năm (1 năm làm 246 ngày, 1 ngày làm

1 ca, mỗi ca làm 8 giờ)

Thiết kế

Dựa vào hình 4.22, với công suất P = 30 kW, tốc độ n_dc = 1475 vòng/phút và hệ số truyền động u_d = 1,7, ta chọn đai dạng C Dạng đai được chọn là đai vải cao su và các thông số kỹ thuật tham khảo được tra cứu trong bảng 4.3, trang 137 của tài liệu Cơ sở thiết kế máy.

2) Đường kính bánh đai nhỏ: 𝑑 1 = 1,2𝑑 𝑚𝑖𝑛 = 1,2.200 = 240

4) Đường kính bánh đai lớn:

Chọn hệ số trượt tương đối: 𝜉 = 0,02

250(1 − 0,02)= 1,63 Sai lệch so với thông số kỹ thuật: 4,12%

⇔ 1300 ≥ 𝑎 ≥ 371 Chọn sơ bộ khoảng cách trục a1, 2d 2 1, 2.400480mm khi u  1, 63

8) Số vòng chạy của đai trong 1s:

2 = 9,655𝑠 −1 < [𝑖] = 10𝑠 −1 , do đó điều kiện được thoả

9) Tính lại khoảng cách trục:

Giá trị a vẫn thoả mãn trong khoảng cho phép

10) Góc ôm bánh đai nhỏ:

11) Các hệ số sử dụng:

- Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc:

- Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm đai:

- Hệ số xét đến ảnh hưởng của tỷ số truyền u:

𝐶 𝑢 = 1,11 vì 𝑢 = 1,62 (chọn theo bảng giữa khoảng u  1, 4và u  1,8)

- Hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài đai L:

6 = 0,9 với L o - chiều dài đai thực nghiệm, mm bảng (4.8)[2]

L - chiều dài thật của đai, mm

- Hệ số xét đến sự ảnh hưởng của sự phân bố tải trọng giữa các dây đai:

- Hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng:

𝐶 𝑟 = 0,75 (làm việc 1 ca, tải trọng va đập nhẹ)

Theo bảng 4.8, ta chọn [𝑃 𝑜 ] = 9,18𝑘𝑊 khi:

Số dây đai được xác định theo công thức:

Sau khi kiểm nghiệm lại, ta chọn số đai z = 6

Theo bảng (4.4) tài liệu số [2] chọn 𝐵 = 5,7𝑚𝑚; 𝑒 = 25,5𝑚𝑚; 𝑓 = 17𝑚𝑚

𝐵 = (𝑧 − 1) 𝑒 + 2 𝑓 = (6 − 1) 25,5 + 2.17 = 161,5𝑚𝑚 Đường kính ngoài bánh đai:

- Lực căng đai ban đầu: 𝐹 𝑜 = 𝐴 𝜎 𝑜 𝑧 = 230.1,5.6 = 2070𝑁 (do bộ truyền đai thang nên chọn 𝜎 𝑜 = 150𝑀𝑃𝑎)

- Lực căng đai ban đầu trên mỗi dây đai:

- Lực vòng có ích tác dụng lên mỗi dây đai:

- Lực tác dụng lên trục: 𝐹 𝑟 ≈ 2𝐹 𝑜 𝑠𝑖𝑛 ( 𝛼 1

- Chọn hệ số ma sát trong đai là 𝑓 = 0,11; góc chêm đai 𝛾 = 40 𝜊 , hệ số ma sát tương đương: 𝑓′ = 𝑓

𝑠𝑖𝑛( 40𝜊 2 )= 0,33 Kiểm tra điều kiện trượt trơn:

𝑒 0,33.2,83 −1= 1782,75𝑁 Vậy thoả điều kiện trượt trơn

14) Ứng suất lớn nhất trong dây đai: max 1 v F 1 o 0,5 t v F 1

- 𝜎 𝑣 = 𝜌𝑣 2 10 −6 = 1200.19,31 2 10 −6 = 0,45𝑀𝑃𝑎 là ứng suất do lực căng phụ gây nên (trong đó là khối lượng riêng của đai, chọn 𝜌 = 1200𝑘𝑔/𝑚 3 )

6.230 = 1,13𝑀𝑃𝑎 là ứng suất có ích sinh ra trong đai

- 𝜎 𝑜 = 150𝑀𝑃𝑎 là ứng suất do lực căng đai ban đầu gây nên

250 100 = 3,84𝑀𝑃𝑎 là ứng suất uốn tuân theo định luật Hooke (trong đó E là modun đàn hồi, chọn 𝐸 = 100𝑁/𝑚 2 )

Ta có giới hạn mỏi của đai thang: 𝜎 𝑟 = 9𝑀𝑃𝑎

Số mũ của đường cong mỏi: 𝑚 = 8

Các thông số đã tính:  max 6, 35MPa i, 9, 655s  1

Bảng 3.1 Bảng thông số bộ truyền đai

Thông số Bánh dẫn Bánh bị dẫn Đường kính d 1 250mm d 2 400mm

Dạng đai Đai thang loại C

Chiều dài đai L mm , L2000mm

Chiều rộng bánh đai B mm , 𝑩 = 𝟏𝟔𝟏, 𝟓𝒎𝒎

Số vòng chạy của đai trong 1 giây, 1/s 𝒊 = 𝟗, 𝟔𝟓𝟓𝒔 −𝟏 Đường kính ngoài 𝒅 𝒂𝟏 = 𝟐𝟖𝟎𝒎𝒎 𝒅 𝒂𝟐 = 𝟒𝟎𝟎𝒎𝒎

Lực tác dụng lên trục F N r , 𝑭 𝒓 = 𝟒𝟎𝟗𝟎, 𝟖𝟐𝑵

Lực tác dụng lên nhánh căng F N 1 , 𝑭 𝟏 = 𝟐𝟖𝟒𝟔, 𝟖𝑵

Lực tác dụng lên nhánh chùng F N 2 , 𝑭 𝟐 = 𝟏𝟐𝟗𝟑, 𝟐𝑵 Ứng suất lớn nhất max,MPa 𝜎 𝑚𝑎𝑥 = 6,35𝑀𝑃𝑎

Tuổi thọ đai tính bằng giờ L h h , 𝐿 ℎ = 2342,42ℎ

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRỤC VÍT CẤP NHANH

 Tổng thời gian làm việc: 𝐿 ℎ = 7.246.1.8 = 13776 (giờ)

Thiết kế

1) Dựa vào vận tốc trượt v s theo công thức (7.8):

10 4 3 √1916,6 = (4 ÷ 5) ≈ 5𝑚/𝑠 Trong đó: T 2 - momen xoắn trên bánh vít

Tương ứng, vận tốc trượt v s 5 /m sta chọn cấp chính xác 8 bảng (7.4)

Với vận tốc trượt v_s ≤ 5 m/s, ta chọn đồng thanh không thiếc BCuAl9Fe4 được đúc trong khuôn kim loại với giới hạn chịu lực σ_ch = 200 MPa và σ_b = 500 MPa (bảng 7.8), đáp ứng yêu cầu cơ tính cho chi tiết chịu lực Vật liệu cho trục vít được chọn là thép 40CrNi được tôi luyện để đạt độ rắn >45 HRC, sau đó được mài và đánh bóng ren vít để đảm bảo kích thước và chất lượng bề mặt.

2) Xác định các ứng suất

- Ứng suất tiếp xúc cho phép   H bánh vít theo công thức (7.25):

- Ứng suất uốn cho phép   F bánh vít theo công thức (7.28):

= 54,89𝑀𝑃𝑎 Trong đó: Số chu kỳ tải trọng tương đương N FE :

3) Chọn số mối ren z 1 4với tỷ số truyền u tv 12,5(mục 7.3) Số răng bánh vít 𝑧 2 𝑢 𝑡𝑣 𝑧 1 = 12,5.4 = 50 răng, tính chính xác tỷ số truyền: 𝑢 𝑡𝑣 = 𝑧 2

4 = 12,5 Chọn hệ số đường kính 𝑞 ≈ 0,26𝑧 2 = 0,26.50 = 13, chọn 𝑞 = 12,5 bảng (7.2)

4) Chọn sơ bộ  theo công thức (7.11):

5) Tính khoảng cách trục a w theo độ bền tiếp xúc theo công thức (7.42a):

= 303,61𝑚𝑚 Trong đó: Hệ số tải trọng tính 𝐾 𝐻 = 𝐾 𝐻𝛽 𝐾 𝐻𝑉 với 𝐾 𝐻𝛽 = 1,1và 𝐾 𝐻𝑉 = 1,4 bảng (7.6)

- Tính modun 𝑚 = 2𝑎 𝑤 /(𝑧 2 + 𝑞) = 2.303,61/(50 + 12,5) = 9,7, ta chọn 𝑚 10𝑚𝑚 theo tiêu chuẩn

- Tính lại khoảng cách trục: 𝑎 𝑤 = 0,5 𝑚 (𝑞 + 𝑧 2 ) = 0,5.10 (12,5 + 50) 312,5𝑚𝑚

Vì khoảng cách trục không là số nguyên nên ta cần phải dịch chỉnh:

10 − 0,5(12,5 + 50) = 0,25 Chọn khoảng cách trục theo tiêu chuẩn: 𝑎 𝑤 = 315𝑚𝑚

6) Xác định các kích thước chính của bộ truyền

Bảng 4.1 Bảng thông số kích thước bộ truyền trục vít

Thông số hình học Công thức

Trục vít Đường kính vòng chia 𝑑 1 = 𝑚𝑞 = 10.12,5 = 125𝑚𝑚 Đường kính vòng lăn 𝑑 𝑤1 = (𝑞 + 2𝑥)𝑚 = (12,5 + 2.0,25)10

= 130𝑚𝑚 Đường kính vòng đỉnh 𝑑 𝑎1 = 𝑑 1 + 2𝑚 = 125 + 2.10 = 145𝑚𝑚 Đường kính vòng đáy 𝑑 𝑓1 = 𝑑 1 − 2,4𝑚 = 125 − 2,4.10 = 101𝑚𝑚

12,5 = 17,74 𝜊 Chiều dài phần cắt ren trục vít 𝑏 1 ≥ (𝐶 1 + 𝐶 2 𝑧 2 )𝑚 = (12,5 + 0,09.50) 10

Bánh vít Đường kính vòng chia 𝑑 2 = 𝑚𝑧 2 = 10.50 = 500𝑚𝑚 Đường kính vòng đỉnh 𝑑 𝑎2 = 𝑚(𝑧 2 + 2 + 2𝑥)

= 315𝑚𝑚 Đường kính lớn nhất bánh vít

7) Vận tốc trượt xác định theo công thức (7.7):

 Chọn lại cấp chính xác là 8

- Hệ số tải trọng tính theo bảng (7.6): K V 1, 4; K  1,1

- Hiệu suất  theo công thức (7.9):

𝑡𝑎𝑛(17,74 + 1,45)= 0,87 Trong đó góc ma sát 'có thể tra (bảng 7.5) hoặc tính theo công thức:

8) Tính toán lại ứng suất tiếp xúc cho phép:

≈ 150𝑀𝑃𝑎 Giá trị này phù hợp với giá trị đã chọn

9) Xác định số răng tương đương bánh vít:

𝑐𝑜𝑠 3 (17,74)= 57,87 Chọn hệ số 𝑌 𝐹2 = 1,4 theo bảng (7.10)

- Kiểm nghiệm độ bền uốn của bánh vít theo công thức (7.43)

500.97,15.10 = 10,21𝑀𝑃𝑎 < [𝜎 𝐹 ] = 55,84𝑀𝑃𝑎 Vậy độ bền uốn được thoả

10) Tính toán nhiệt theo công thức (7.47):

= 71,78 𝜊 ≤ [𝑡 1 ] = 95 𝜊 Trong đó: t o : nhiệt độ môi trường xung quanh, lấy 𝑡 𝑜 = 30 𝜊

K T : hệ số toả nhiệt có giá trị 12 ÷ 18𝑊/(𝑚 2 𝜊 𝐶)

A : diện tích bề mặt thoát nhiệt   m 2 có giá trị gần bằng 20𝑎 𝑤 1,7 , với 𝑎 𝑤 là khoảng cách trục tính bằng mét

 : hệ số thoát nhiệt qua bệ máy, thông thường bằng 0,3

Vậy nhiệt độ nằm trong phạm vi cho phép, không cần tăng cường thoát nhiệt

11) Giá trị các lực tính theo các công thức (7.13 – 7.17):

12) Kiểm nghiệm độ bền uốn của trục vít theo công thức (7.48)

𝜋 101 3 = 6,92 𝑀𝑃𝑎 ≤ [𝜎 𝐹 ] = 80𝑀𝑃𝑎 Vậy độ bền uốn trục vít được thoả

13) Kiểm nghiệm độ bền cứng của trục vít theo công thức (7.50):

= (0,1 ÷ 0,05)𝑚𝑚 Với: J e : momen quán tính tương đương mặt cắt trục vít, mm 4

= 6498859,496𝑚𝑚 4 Vậy độ bền cứng trục vít được thoả

Bảng 4.2 Bảng thông số bộ truyền trục vít

Thông số hình học Giá trị

Số mối ren trục vít, bánh vít 𝑧 1 = 4 𝑧 2 = 50

Chiều dài phần cắt ren trục vít 𝑏 1 = 170𝑚𝑚

Chiều rộng bánh vít 𝑏 2 = 97,15𝑚𝑚 Đường kính vòng chia 𝑑 1 = 125𝑚𝑚 𝑑 2 = 500𝑚𝑚 Đường kính vòng đỉnh 𝑑 𝑎1 = 145𝑚𝑚 𝑑 𝑎2 = 525𝑚𝑚 Đường kính vòng đáy 𝑑 𝑓1 = 101𝑚𝑚 𝑑 𝑓2 = 481𝑚𝑚 Đường kính ngoài bánh vít 𝑑 𝑎𝑀2 = 535𝑚𝑚

Các giá trị lực tác dụng 𝐹 𝑡2 = 𝐹 𝑎1 = 7666,4𝑁;

Tính toán kiểm nghiệm Thông số Giá trị cho phép Giá trị tính toán Nhận xét

Hiệu suất  0,87 Ứng suất tiếp xúc  H ,MPa 150 150 Thoả Ứng suất uốn  F ,MPa 80 6,92 Thoả

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG NGHIÊNG CẤP CHẬM

 Tổng thời gian làm việc: 𝐿 ℎ = 7.246.1.8 = 13776 (giờ)

Thiết kế

Với bộ truyền bánh răng được bôi trơn tốt và kín, để tránh hiện tượng tróc rỗ bề mặt răng, ta chọn phương án thiết kế dựa trên độ bền mỏi tiếp xúc và kiểm nghiệm theo độ bền mỏi uốn Ở đây cả hai bánh răng cấp chậm đều chịu công suất P > 7,5 kW.

Theo bảng (6.13), ta chọn thép 40Cr được tôi cải thiện Bánh dẫn ta chọn độ rắn trung bình 𝐻𝐵 1 = 300, bánh bị dẫn ta chọn độ rắn trung bình 𝐻𝐵 2 = 250

2) Số chu kỳ làm việc cơ sở:

3) Số chu kỳ làm việc tương đương, xác định theo chế độ tải trọng thay đổi:

2,5 = 1,64.10 7 chu kỳ Với: c1 vì bánh răng ăn khớp một lần mỗi vòng quay

H 6 m  , bậc của đường cong mỏi

2,5 = 1,32.10 7 chu kỳ Với: 𝑚 𝐹 = 6 vì độ rắn 𝐻 ≤ 350𝐻𝐵

4) Theo bảng (6.13), giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng được xác định như sau: 0 lim

5) Ứng suất tiếp xúc cho phép:

  s ; khi tôi cải thiện thì 𝑠 𝐻 = 1,1

1,1 = 466,36𝑀𝑃𝑎 Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán:

[𝜎 𝐻 ] = √0,5([𝜎 𝐻3 ] 2 + [𝜎 𝐻4 ] 2 ) = √0,5(548,18 2 + 466,36 2 ) = 508,92𝑀𝑃𝑎 Điều kiện:   H min   H 1, 25   H min với   H min   H 2 466,36MPa

Vậy thoả điều kiện, ta chọn [𝜎 𝐻 ] = 508,92𝑀𝑃𝑎

6) Ứng suất uốn cho phép:

  với 𝐾 𝐹𝐶 = 15do máy quay 1 chiều, 𝑠 𝐹 = 1,75 theo bảng

7) Vì các bánh răng được bố trí đối xứng trên trục nên 𝛹 𝑏𝑎 = 0,3 ÷ 0,5 (bảng 6.15) Chọn 𝛹 𝑏𝑎 = 0,4theo tiêu chuẩn, khi đó:

8) Khoảng cách trục tính theo công thức (6.90):

Chọn a w 400mm theo tiêu chuẩn

9) Modun răng tính theo công thức (6.68a)

10) Điều kiện góc nghiêng răng: 8 𝜊 ≤ 𝛽 ≤ 20 𝜊

11) Tỷ số truyền sau khi chọn số răng: 𝑢 = 𝑧 4

12) Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền:

- Khoảng cách trục thực tế:

Theo bảng (6.3), ta chọn cấp chính xác của bộ truyền bánh răng là 9

14) Lực tác dụng lên bộ truyền:

15) Chọn hệ số tải trọng động với v  0,831 / m s và cấp chính xác bộ truyền là 9

16) Hệ số phân bố tải trọng không đều giữa các răng:

Theo bảng (6.11), với 𝑣 = 0,831𝑚/𝑠 và cấp chính xác bộ truyền là 9, ta chọn

𝜋 6 = 2,8 > 1 Khi hệ số trùng khớp dọc   1 thì tính theo công thức (6.27):

17) Kiểm nghiệm độ tiếp xúc theo công thức (6.86):

- Hệ số xét đến cơ tính vật liệu:

𝜋[𝐸 2 (1−𝜇 1 2 )+𝐸 2 (1−𝜇 2 2 )], vì cặp bánh răng đều bằng thép nên 𝐸 1 = 𝐸 2 = 2,1.10 5 𝑀𝑃𝑎; 𝜇 1 = 𝜇 2 = 0,3; khi đó 𝑍 𝑀 = 190𝑀𝑃𝑎 1/2

- Hệ số xét đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc:

- Hệ số xét đến tổng chiều dài tiếp xúc:

160.2,5 = 182,54𝑀𝑃𝑎 Tính lại ứng suất cho phép theo công thức (6.39):

- Hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám bề mặt: 𝑍 𝑅 = 0,9

- Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng: 𝑍 𝑣 = 0,85.0,831 0,1 = 0,83

- Hệ số xét đến ảnh hưởng điều kiện bôi trơn: 𝐾 𝑙 = 1

- Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng:

Vậy điều kiện bền tiếp xúc được thoả

18) Xác định số răng tương đương và hệ số dạng răng:

Tính lại ứng suất uốn cho phép theo công thức (6.52)

- Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám: 𝑌 𝑅 = 1 khi phay và mài răng,

- Hệ số kích thước: khi tôi bề mặt và thấm nitơ

- Hệ số độ nhạy vật liệu bánh răng đến sự tập trung tải trọng:

𝑌 𝛿 = 1,082 − 0,172 𝑙𝑔 𝑚 = 1,082 − 0,172 𝑙𝑔 6 = 0,95 Đặc tính so sánh độ bền uốn các bánh răng:

Ta kiểm nghiệm độ bền uốn theo bánh bị dẫn vì có độ bền thấp hơn

19) Kiểm nghiệm độ bền uốn theo công thức (6.92):

- Hệ số xét đến ảnh hưởng của trùng khớp ngang: 𝑌 𝜀 = 1

- Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc nghiêng răng: 𝑌 𝛽 = 1 − 𝜀 𝛽 𝛽

160.6 = 22,28𝑀𝑃𝑎 ≤ [𝜎 𝐹2 ] = 249,17𝑀𝑃𝑎 Vậy độ bền uốn được thoả

Bảng 5.1 Bảng thông số bộ truyền bánh răng

Thông số hình học Giá trị

Góc nghiêng răng 𝛽 = 19, 1 𝜊 Đường kính vòng chia 𝑑 𝑤3 = 𝑑 3

= 571,46𝑚𝑚 Đường kính vòng đỉnh 𝑑 𝑎3 = 240,58𝑚𝑚 𝑑 𝑎4 = 583,46𝑚𝑚 Đường kính vòng đáy 𝑑 𝑓3 = 213,58𝑚𝑚 𝑑 𝑓4 = 556,46𝑚𝑚 Chiều rộng vành răng 𝑏 3 = 165𝑚𝑚 𝑏 𝑤 = 𝑏 4 = 160𝑚𝑚

Các giá trị lực tác dụng 𝐹 𝑡3 = 𝐹 𝑡4 = 16769,34𝑁

Tính toán kiểm nghiệm Thông số Giá trị cho phép Giá trị tính toán Nhận xét Ứng suất tiếp xúc  H , MPa 385,5 182,54 Thoả Ứng suất uốn,  F ,MPa 249,17 22,88 Thoả

KIỂM TRA ĐIỀU KIỆN BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC

Sơ đồ bố trí hộp giảm tốc và điều kiện bôi trơn

Hình 6.1 Sơ đồ bố trí mức dầu bôi trơn

Chọn phương pháp bôi trơn

Để tránh mất mát công suất do khuấy dầu, mất mát công suất do tăng nhiệt độ và oxy hoá dầu, ta nên áp dụng phương pháp bôi trơn ngâm trong dầu khi vận tốc trượt của bộ truyền trục vít – bánh vít đạt 5,96 m/s và vận tốc quay của bộ truyền bánh răng nghiêng đạt 0,831 (đơn vị phù hợp) Nhờ bôi trơn bằng dầu và ngâm trong dầu, hệ truyền sẽ giảm hao phí năng lượng và kéo dài tuổi thọ dầu cùng các thành phần truyền động.

Xác định mức dầu bôi trơn

- Mức dầu cao nhất đối với hộp giảm tốc trục vít – bánh răng có trục vít nằm trên

- Khoảng cách giữa mức dầu thấp nhất và cao nhất h max h min 10 15mm

Đối với bộ truyền bánh răng nghiêng, mức dầu thấp nhất phải ngập chiều cao chân răng của bánh bị dẫn, với h_m từ 2,25 mm đến 4 mm Bánh có đường kính vòng đỉnh tối thiểu là 10 mm, và mức dầu không được vượt quá 1/6 đường kính vòng đỉnh.

Vậy mức dầu bôi trơn phải nằm trong khoảng sau để thoả mãn điều kiện bôi trơn:

Xác định lượng dầu bôi trơn

Thể tích dầu bôi trơn 𝑉 𝑚 = (0,3 ÷ 0,7)𝑃 = (0,3 ÷ 0,7)13,38 = (4,014 ÷ 9,366), trong đó công suất P tính bằng kW

Tỉ số truyền chung / Tỉ số truyền HGT

Tỉ số truyền trục vít u tv

Tỉ số truyền bánh răng nghiêng

2 d a Đường kính d a 4 Điều kiện bôi trơn

12,5 2,5 0,4 525𝑚𝑚 583,46𝑚𝑚 Bôi trơn bằng dầu và ngâm trong dầu

THIẾT KẾ TRỤC

Thiết kế

1) Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép:

Chọn vật liệu là thép C45 Theo bảng (10.1), ta có các thông số cơ tính vật liệu:

Theo bảng (10.2), chọn     70;65MPa ứng với đường kính trục 50;100mm

2) Phân tích các lực tác dụng lên trục

- Lực do bánh đai tác dụng lên trục: 𝐹 𝑟𝑑 = 4090,82𝑁

- Lực do trục vít – bánh vít tác dụng lên trục:

- Lực do cặp bánh răng nghiêng tác dụng lên trục:

- Lực do khớp nối tác dụng lên trục:

3) Xác định sơ bộ đường kính trục:

Theo tài liệu [2], chọn     20 25MPa  với trục đầu vào (I) và trục đầu ra (III)

     10 15MPa với trục trung gian (II)

Theo tiêu chuẩn chọn, ta chọn 𝑑 1 = 45𝑚𝑚; 𝑑 2 = 100𝑚𝑚; 𝑑 3 = 120𝑚𝑚

Từ đường kính dta xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn b o theo bảng 10.2[4]

4) Chọn kích thước dọc trục:

- Chiều dài mayơ bánh đai (10.10[4]):

- Chiều dài mayơ bánh vít (10.11[4]):

- Chiều dài mayơ bánh răng trụ (10.10[4]):

- Chiều dài mayơ nửa khớp nối của vòng đàn hồi (10.13[4]):

- Khoảng cách từ mặt nút của bánh vít đến thành trong của hộp: 𝑘 1 = 10

- Khoảng cách từ mặt nút của ổ đến thành trong của hộp: 𝑘 2 = 10

- Khoảng cách từ mặt nút của chi tiết quay đến nắp ổ: 𝑘 3 = 15

- Chiều cao nắp ổ và đầu bulong: ℎ 𝑛 = 15

5) Vẽ biểu đồ momen uốn và xoắn:

Hình 7.2 Biểu đồ momen trục I

- Tiết diện nguy hiểm nhất là tại điểm C

- Momen tương đương tại điểm C:

- Đường kính tại tiết diện nguy hiểm:

- Kích thước trục tại tại các tiết diện

Ta có bảng giá trị momen và đường kính trục tại các tiết diện:

Tiết diện M x , N.m M y , N.m T, N.m M tđ , N.m d min , mm

- Tại D là bánh đai có lắp then nên tăng đường kính lên 5% ⇒ 𝑑 𝐷 ≥ 31,1𝑚𝑚

Từ các kết quả trên ta thấy các đường kính chọn sơ bộ đều thoả điều kiện của d min và    Ta có:

+ Tiết diện A và B được lắp ổ lăn và có đường kính 50mm

+ Tiết diện C được lắp trục vít và có đường kính 60mm

+ Tiết diện D được lắp bánh đai và có đường kính 40mm

Hình 7.3 Biểu đồ momen trục II

- Tiết diện nguy hiểm nhất là tại điểm G

- Momen tương đương tại điểm G:

- Tại G và H là bánh vít và bánh răng nên có lắp then, tăng đường kính lên 5%

+ Tiết diện E và F được lắp ổ lăn và có đường kính 90mm

+ Tiết diện G được lắp bánh răng nghiêng và có đường kính 100mm

+ Tiết diện H được lắp bánh vít và có đường kính 100mm

Hình 7.4 Biểu đồ momen trục III

- Tiết diện nguy hiểm nhất là tại điểm J

- Momen tương đương tại điểm J:

- Tại L và J là nối trục và bánh răng nên có lắp then, tăng đường kính lên 5%

⇒ 𝑑 𝐿 ≥ 90𝑚𝑚; 𝑑 𝐽 ≥ 95𝑚𝑚 Theo tiêu chuẩn chọn d L 105mm d; J 120mm

+ Tiết diện L được lắp nối trục và có đường kính 105mm

+ Tiết diện I và K được lắp ổ lăn và có đường kính 110mm

+ Tiết diện J được lắp bánh răng nghiêng và có đường kính 120mm.

TÍNH TOÁN KIỂM NGHIỆM TRỤC, NỐI TRỤC, THEN VÀ Ổ

Tính toán kiểm nghiệm then

 Kiểm nghiệm then theo độ bền dập, theo công thức (16.1):

- Chiều dài làm việc của then l mm 1 , (then đầu tròn l 1  l b, then đầu bằng l 1 l)

- Độ sâu rãnh then trên mayơ t 2 0, 4 ,h mm

- Lực vòng F N, Xác định theo công thức F 2 10 T 3

- Ứng suất dập cho phép   d , MPa

Chọn   d 180 MPa khi hộp giảm tốc làm việc với tốc độ trung bình

 Kiểm nghiệm độ bền cắt, theo công thức (16.2):

- Chọn ứng suất cắt   c 90 MPa khi chịu tải trọng va đập nhẹ

- Chọn then bằng cho trục I:

Theo bảng phụ lục 13.1[3], ta có: Đường kính trục d, mm

Kích thước then Chiều sâu rãnh then Bán kính góc lượn r b h Trục t1 Mayơ t2 Nhỏ nhất Lớn nhất

Chiều dài then chọn l70mm theo tiêu chuẩn

- Kiểm nghiệm theo điều kiện dập và điều kiện bền của then:

 Then đã chọn thoả điều kiện dập

- Kiểm nghiệm theo độ bền cắt của then:

 Then đã chọn thoả điều kiện bền cắt

- Chọn then bằng cho trục II:

Kích thước ren Chiều sâu rãnh then Bán kính góc lượn r b h Trục t1 Mayơ t2 Nhỏ nhất Lớn nhất

Chiều dài then chọn l G 140mm l; H 70mm theo tiêu chuẩn

- Kiểm nghiệm thep độ bền cắt của then:

 Then đã chọn thoả điều kiện bền cắt

- Chọn then bằng cho trục III:

Kích thước ren Chiều sâu rãnh then Bán kính góc lượn r b h Trục t1 Mayơ t2 Nhỏ nhất Lớn nhất

Chiều dài then chọn l160mm theo tiêu chuẩn

- Kiểm nghiệm thep độ bền cắt của then:

 Then đã chọn thoả điều kiện bền cắt.

Tính toán kiểm nghiệm nối trục

- Chọn nối trục đàn hồi cho trục III:

Hệ số chế độ làm việc 𝐾 = 1,45

Theo phụ lục 11.6[2], ta chọn nối trục đàn hồi có thể truyền 𝑇 𝐼𝐼𝐼 = 4608𝑁 𝑚, chọn nối trục vòng đàn hồi có đường kính:

+ Kiểm tra độ bền uốn chốt theo công thức (14.15):

+ Kiểm nghiệm điều kiện bền dập giữa chốt và vòng cao su (14.14):

Do đó điều kiện bền uốn và điều kiện bền dập được thoả.

Tính toán kiểm nghiệm độ bền trục

Kiểm nghiệm theo độ bền mỏi

 Trục I: Tiết diện nguy hiểm là phần trục có lắp trục vít

- Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng, ta có:

Momen cản uốn được tính theo công thức (10.23): 3 1  1  2

- Khi trục quay một chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động, do đó:

Momen cản xoắn được tính theo công thức (10.23): 3 1  1  2

- Bảng giá trị các momen cản:

Tiết diện d, mm b x h, mm t, mm W, mm 3 W o , mm 3

Bảng biên độ và giá trị trung bình các ứng suất:

Tiết diện  a , MPa  m ,MPa  a  m ,MPa

- Tại D có sự tập trung ứng suất là rãnh then

+ Hệ số   0,1;  0, 05, với thép carbon trung bình tra theo bảng trang 411 + Hệ số tăng bền bề mặt  2, ứng với tôi bề mặt bằng tần số cao

+ Theo bảng (10.6 – 10.9), ta chọn K  ;K  với  b 785MPa800MPa

+ Theo bảng (10.4), ta chọn    ;  với vật liệu thép carbon:

- Xác định hệ số an toàn theo công thức (10.16):

+ Hệ số an toàn cho phép   s Chọn   s  1,5

+ Hệ số an toàn chỉ xét riêng cho ứng suất uốn và ứng suất xoắn s  , s  được xác định theo công thức 1 ; 1 a a m m s s

- Từ các số liệu, ta tính toán hệ số an toàn tại các tiết diện:

Ở các tiết diện đảm nhận cùng vai trò trong hệ truyền động—ví dụ như lắp ổ lăn và truyền động cùng loại bánh răng—do đường kính của chúng bằng nhau nên chỉ cần kiểm tra tiết diện chịu tải trọng lớn nhất Đối với các vị trí không chịu tải trọng, ta có thể bỏ qua trong quá trình đánh giá.

Do đó điều kiện độ bền mỏi tại các tiết diện của trục I được thoả

 Trục II: Tiết diện nguy hiểm là phần trục có lắp bánh răng nghiêng

Momen cản uốn được tính theo công thức (10.23):

- Tại G và H có sự tập trung ứng suất là rãnh then

Ở các tiết diện có cùng vai trò trong hệ thống truyền động — như lắp ổ lăn và truyền động giữa các bánh răng cùng loại — do đường kính bằng nhau, chỉ cần kiểm tra tiết diện chịu tải trọng lớn nhất; các vị trí không chịu tải trọng có thể bỏ qua trong quá trình phân tích.

Do đó điều kiện độ bền mỏi tại các tiết diện của trục II được thoả

 Trục III: Tiết diện nguy hiểm là phần trục có lắp bánh răng nghiêng

Momen cản uốn được tính theo công thức (10.23): 3 1  1  2

- Tại L và J có sự tập trung ứng suất là rãnh then

Ở các tiết diện có cùng vai trò, như lắp ổ lăn và truyền động bằng bánh răng cùng loại, do đường kính ở các vị trí này là bằng nhau nên chỉ cần kiểm tra tiết diện chịu tải trọng lớn nhất; các tiết diện không chịu tải trọng có thể bỏ qua trong quá trình phân tích và thiết kế.

Do đó điều kiện độ bền mỏi tại các tiết diện của trục III được thoả.

Tính toán chọn và kiểm nghiệm ổ lăn

- Các thông số đầu vào:

- Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ:

Trục I của hộp giảm tốc trục vít bánh răng chịu lực dọc trục lớn và được đặt trên một gối đỡ trục vít Trên gối đỡ này lắp hai ổ đũa côn đối nhau để hạn chế di chuyển dọc trục về hai phía Gối đỡ còn lại dùng ổ tuỳ động là ổ bi, đỡ một dãy và cho phép trục dịch chuyển tùy ý do giãn nở vì nhiệt.

Thông số của ổ lăn chọn sơ bộ:

Vị trí ổ Loại ổ Kí hiệu ổ d mm   D mm   B mm   C kN   C kN o  

- Tải trọng quy ước tác dụng lên ổ tính theo công thức (11.20)

- Tổng các lực hướng tâm và lực dọc trục tác dụng lên ổ F F N r , a  

- Hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ K  , chọn K  1, 2

- Hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ   t C  đến tuổi thọ K t , chọn K t 1

- Hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục X Y, do F a 0, chọn X 1,Y 0

- Hệ số tĩnh đến vòng quay V , chọn V 1với vòng trong quay

Do chế độ tải trọng thay đổi theo bậc, nên ta được tải trọng quy ước tương đương tính theo công thức (11.22):

- Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay theo công thức (11.25b):

- Khả năng tải động tính toán tính theo công thức (11.27):

𝐶 𝑡𝑡 = 𝑄 𝐸 𝑚 √𝐿 = 2646,21 √717,16 3 = 23686,25𝑁 = 23,7𝑘𝑁 < 𝐶 = 48,5𝑘𝑁 Với m3: số mũ đối với ổ bi

 Vậy ổ bi đỡ chọn sơ bộ đáp ứng khả năng tải động, ta sử dụng ổ bi đỡ 310 với

C kN C  kNnhư khi chọn sơ bộ

- Xác định lại tuổi thọ của ổ theo công thức (11.23), (11.25a):

- Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh:

Tra bảng (11.6), ta có X o 0, 6và Y o 0, 5

Tải trọng tĩnh Q o được tính theo công thức (11.30):

Vậy ổ thoả mãn khả năng tải tĩnh

- Khi lắp ổ đũa côn kiểu chữ O, thì khả năng tải động tổng cộng:

- Khả năng tải động của mỗi ổ:

- Khi lắp ổ đũa côn kiểu chữ O, thì khả năng tải tĩnh tổng cộng:

- Khả năng tải tĩnh của mỗi ổ:

Do lắp hai ổ đũa côn đối nhau (kiểu chữ O), nên lực hướng tâm chia đều cho hai ổ:

Và ổ một không chặn lực dọc trục, ổ hai sẽ chặn toàn lực F a 1 hướng sang phải Khi đó:

- Tải trọng quy ước tác dụng lên ổ tính theo công thức (11.20):

- Tổng các lực hướng tâm và lực dọc trục tác dụng lên ổ 𝐹 𝑟 , 𝐹 𝑎 (𝑁)

- Hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ 𝐾 𝜎 , chọn 𝐾 𝜎 = 1,2

- Hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ (𝑡 𝜊 𝐶)đến tuổi thọ K t , chọn 𝐾 𝑡 = 1

- Hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục X Y, do 𝐹 𝑎 = 0

- Hệ số tĩnh đến vòng quay 𝑉, chọn 𝑉 = 1với vòng trong quay

Vì tải trọng ổ 2 lớn hơn ổ 1, nên ta chọn ổ đũa thứ 2 để tính toán

Ban đầu ta chọn sơ bộ ổ đũa 7611 và nhận thấy Ctt > C = 160000 N, nên ta áp dụng phương án giảm tuổi thọ của ổ đũa lên gấp 5 lần so với thời gian làm việc của hộp giảm tốc và thay ổ khi đến hạn Ctt = QEm√L = 16752,13√143,43.

Với 10 m 3 : số mũ đối với ổ đũa

 Vậy ổ đũa côn chọn sơ bộ đáp ứng khả năng tải động, ta sử dụng ổ đũa côn

7611 với 𝐶 = 160𝑘𝑁; 𝐶 𝑜 = 140𝑘𝑁như khi chọn sơ bộ

Tra bảng (11.6), ta có 𝑋 𝑜 = 0,5và 𝑌 𝑜 = 0,22 𝑐𝑜𝑡 𝛼 = 0,22 𝑐𝑜𝑡 1 2,04 = 1,03 Tải trọng tĩnh Q o được tính theo công thức (11.30):

Loại ổ Kí hiệu ổ d mm   D mm   B mm   C kN   C kN o   Ổ bi đỡ chặn 46318 90 190 43 129 125

- Do trục chịu lực dọc trục 𝐹 𝑎 = 3138,7𝑁 và trục II sử dụng bánh vít và bánh răng nghiêng nên ưu tiên dùng ổ bi đỡ chặn nếu chiều dài trục lớn

- Thành phần lực dọc trục sinh ra do lực hướng tâm gây nên:

- Xét tỉ số với giá trị e tra theo bảng (11.3):

- Tải trọng quy ước tác động lên ổ tính theo công thức (11.20):

- Hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục X Y,

Vì Q F Q E nên tính toán chọn ổ tại F

Với m3: số mũ đối với ổ bi

 Vậy ổ bi đỡ chọn sơ bộ đáp ứng khả năng tải động, ta sử dụng ổ bi đỡ chặn

46318 với C129kN C; o 125kNnhư khi chọn sơ bộ

Loại ổ Kí hiệu ổ d mm   D mm   B mm   C kN   C kN o   Ổ bi đỡ chặn 46122 110 170 28 74,4 74,9

- Do trục chịu lực dọc trục 𝐹 𝑎 = 5806,9𝑁nên ta chọn ổ bi đỡ chặn

- Thành phần lực dọc trục sinh ra do lực hướng tâm gây nên:

- Xét tỉ số với giá trị e tra theo bảng (11.3):

- Tải trọng quy ước tác động lên ổ tính theo công thức (11.20):

- Hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục X Y,

Vì Q I Q K nên tính toán chọn ổ tại I

Với m3: số mũ đối với ổ bi

 Vậy ổ bi đỡ chọn sơ bộ đáp ứng khả năng tải động, ta sử dụng ổ bi đỡ chặn

46122 với C74, 4kN C; o 74,9kNnhư khi chọn sơ bộ

Vậy ổ thoả mãn khả năng tải tĩnh.

Kết luận

Các then trong hộp giảm tốc đều có kích thước, độ cứng, độ bền, độ mòn phù hợp Các then có thể truyền lực và chịu tải tốt

Các trục trong hộp giảm tốc được thiết kế với kích thước phù hợp, độ cứng và độ bền cao, đồng thời có khả năng chống mòn và duy trì độ thẳng chuẩn, đảm bảo chất lượng truyền động Nhờ những đặc tính này, các trục có thể chịu tải tốt và vận hành ổn định trong suốt quá trình làm việc.

Trong hộp giảm tốc, các ổ lăn được thiết kế với kích thước, độ cứng, độ bền, mức mòn và mức ma sát phù hợp để phân bổ tải trọng đồng đều và duy trì vận hành trơn tru Các đặc tính này cho phép ổ lăn chịu tải tốt và giảm thiểu sự cố trong quá trình truyền động, từ đó tối ưu hiệu suất, độ tin cậy và tuổi thọ của hệ thống truyền động hộp giảm tốc.

Nhiệt độ của hộp giảm tốc trong quá trình kiểm tra nằm trong giới hạn cho phép Hộp giảm tốc không bị quá nhiệt.

LỰA CHỌN CÁC CHI TIẾT VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP

Thiết kế vỏ hộp giảm tốc

- Vật liệu làm vỏ là gang xám (GX15), chế tạo bằng phương pháp đúc

- Hộp giảm tốc bao gồm: thân hộp, nắp hộp, gân, mặt bích, …

- Bề mặt ghép giữa nắp và thân được cạo sạch hoặc mài để lắp sít, khi lắp có một lớp sơn mỏng hoặc sơn đặc biệt

- Chọn bề mặt ghép nắp và thân: song song mặt đế

- Mặt đáy về phía lỗ tháo dầu với độ dốc khoảng 1  và ngay tại chỗ tháo dầu lõm xuống

 Chiều dày và các kích thước vỏ hộp:

Thông số Ký hiệu Giá trị tính toán

Chiều dày gân thân hộp  3 (0,8 ÷ 1)𝛿 = (0,8 ÷ 1) 18

Chiều dày mặt bích nắp hộp s 1 (1,5 ÷ 1,75)𝛿 1 = (1,5 ÷ 1,75) 15

= 23𝑚𝑚 Chiều dày mặt bích thân hộp s 2 2,35𝛿 = 2,35.18 = 42𝑚𝑚

Chiều dày mặt bích đáy hộp q 53mm

= 80𝑚𝑚 Khe hở nhỏ nhất giữa mặt đỉnh bánh răng và mặt trong thân hộp c 1 𝑐 ≈ (1,0 ÷ 1,2)𝑑 2

Vị trí bulong siết tại vị trí các mặt bích C i Chọn theo kết cấu

Khoảng cách từ mặt đáy thân hộp đến mặt ngoài bánh răng

Chiều dày nắp và thân HGT tại vị trí nắp ổ H 1 𝐻 1 ≥ 2(𝑠 1 + 𝑠 2 )𝑚𝑚

 Các bulong, vít liên quan HGT Đường kính bulong nền d 1 (0,03 ÷ 0,036)𝑎 𝑤 + 12

63 Đường kính bulong ghép thân và nắp hộp tại vị trí đỡ ổ d 2 (0,7 ÷ 0,75)𝑑 1 = (0,7 ÷ 0,75) 26 Chọn 𝑑 2 = 20𝑚𝑚 Đường kính bulong ghép thân và nắp hộp tại mặt bích d 3 (0,5 ÷ 0,6)𝑑 1 = (0,5 ÷ 0,6) 26

Chọn 𝑑 3 = 18𝑚𝑚 Đường kính và số vít xiết nắp ổ d 4 𝑑 4 = 10𝑚𝑚 Đường kính vít nắp cửa thăm d 5 𝑑 5 = 10𝑚𝑚

Số bulong nền z 6 Đường kính lỗ lắp bulong d oi Chọn theo tiêu chuẩn

Các chi tiết phụ

9.2.1 Que thăm dầu Để kiểm tra mức dầu trong HGT, ta dùng que thăm dầu tham khảo [1] Ta chọn que thăm dầu M12x1,25

9.2.2 Nút tháo dầu Để tháo dầu, ta dùng nút tháo dầu với vít có ren trụ tròn và với đầu lục giác ngoài Các kích thước của nút tháo dầu tham khảo [1] Ta chọn nút tháo dầu M20x1,5

Cửa thăm được dùng để kiểm tra lắp ráp và quan sát bên trong HGT khi vận hành Các kích thước của cửa thăm tham khảo [1]

Hình 9.3 Cửa thăm và nút thông hơi

9.2.4 Nút thông hơi cửa thăm

Khi làm việc trong thời gian dài, ma sát giữa các bề mặt tiếp xúc và quá trình khuấy dầu khiến nhiệt độ trong dầu và không khí tăng lên, làm áp suất bên trong HGT tăng lên Áp suất tăng gây xì dầu bôi trơn ở các vị trí tiếp giáp giữa phớt chắn dầu và mặt ghép Để ngăn ngừa hiện tượng này, ta lắp nút thông hơi trên cửa thăm Các kích thước của nút thông hơi được tham khảo từ [5] Ta chọn nút thông hơi gồm 2 chi tiết ghép, mang ren M48x3.

Hình 9.4 Nút thông hơi gồm 2 chi tiết ghép

9.2.5 Vít vòng Để nâng và vận chuyển thì trên nắp và thân HGT ta lắp thêm vít vòng Các kích thước của vít vòng tham khảo [5]

Vít tách nắp dùng để tháo nắp khỏi thân HGT khi hai chi tiết bị dính chặt

Chốt định vị dùng để cố định vị trí tương đối giữa nắp và thân HGT

9.2.8 Vòng phớt (Phớt chắn dầu)

Vòng phớt là loại lót kín gián tiếp nhằm bảo vệ ổ khỏi bụi bẩn, hạt cứng và các tạp chất khác xâm nhập vào ổ, từ đó làm giảm mài mòn và han gỉ cho các thành phần bên trong Nó đồng thời ngăn dầu chảy ra ngoài, giảm thiểu rò rỉ và bảo vệ hệ thống truyền động khỏi ô nhiễm Tuổi thọ của ổ lăn phụ thuộc rất nhiều vào vòng phớt, vì vòng phớt tốt sẽ giúp ổ vận hành ổn định và kéo dài thời gian sử dụng.

Vòng phớt được sử dụng rộng rãi nhờ kết cấu đơn giản và khả năng thay thế dễ dàng, giúp tối ưu hóa chi phí bảo dưỡng và vận hành Tuy nhiên, vòng phớt có nhược điểm là dễ mòn và sinh ma sát lớn khi bề mặt trục có độ nhám cao, ảnh hưởng đến hiệu suất và tuổi thọ của hệ thống; để khắc phục, nên chọn vật liệu vòng phớt phù hợp và xem xét gia công hoặc hoàn thiện bề mặt trục và áp dụng các lớp phủ giảm ma sát.

Vòng chắn dầu ngăn cho dầu bôi trơn từ các bộ truyền rơi vào trong ổ bôi trơn bằng mỡ

Một số dung sai lắp ghép

Vị trí Mối lắp Sai lệch giới hạn trên của trục

Sai lệch giới hạn dưới của trục

Sai lệch giới hạn trên của lỗ

Sai lệch giới hạn dưới của lỗ

Bánh răng – Trục III H7/n6 +52 +27 +40 0 Ổ bi đỡ I – Trục I k6 +21 +2 - - Ổ bi đỡ I – Vỏ hộp H7 - - +40 0 Ổ đũa I – Trục I k6 +21 +2 - - Ổ đũa I – Vỏ hộp H7 - - +40 0

Vòng chắn dầu trục I H7/k6 +21 +2 +40 0 Ổ bi đỡ II – Trục II k6 +25 +3 - -

67 Ổ bi đỡ II – Vỏ hộp H7 - - +46 0

Vòng chắn dầu trục II H7/k6 +25 +3 +46 0 Ổ bi đỡ III – Trục III n6 +52 +27 - - Ổ bi đỡ III – Vỏ hộp H7 - - +46 0

Vòng chắn dầu trục III H7/k6 +28 +3 +46 0

Then bằng – Bánh đai Js9/h9 0 -62 +21,5 -21,5

Then bằng – Nối trục Js9/h9 0 -100 +26 -26

Chiều sâu rãnh then trên trục Sai lệch trên: +0,2 Sai lệch dưới: 0

Chiều sâu rãnh then trên mayơ

Sai lệch trên: +0,2 Sai lệch dưới: 0

Bôi trơn, dầu bôi trơn và các chi tiết hệ thống bôi trơn

Bôi trơn bằng dầu và ngâm trong dầu, sử dụng loại dầu ISO VG 220

Định dạng
Số trang	68
Dung lượng	2,35 MB