ME2135 ĐỀ 10:ĐỒ ÁN THIẾT KẾ THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI

1.1. Giới thiệu Hệ thống dẫn động xích tải có nhiệm vụ truyền công suất và mô-men từ động cơ đến cơ cấu công tác, đảm bảo quá trình vận chuyển vật liệu diễn ra ổn định, liên tục và hiệu quả. Trong các lĩnh vực công nghiệp, xích tải được ứng dụng rộng rãi nhờ khả năng truyền tải lớn, tốc độ ổn định, độ tin cậy cao và thích hợp với môi trường làm việc khắc nghiệt. Việc lựa chọn phương án truyền động tối ưu cần xem xét các yếu tố như tải trọng, tốc độ, hiệu suất, độ bền, khả năng bảo trì và chi phí chế tạo. Bài viết này sẽ trình bày quá trình thiết kế hệ thống dẫn động xích tải, bao gồm các bước lựa chọn động cơ, thiết kế hộp giảm tốc, tính toán bộ truyền xích và các chi tiết liên quan. Đồng thời, quá trình thiết kế còn xem xét đến điều kiện làm việc thực tế, từ đó đưa ra giải pháp tối ưu, đảm bảo hệ thống hoạt động ổn định và bền bỉ. Mục đích của đề tài là thiết kế hệ thống dẫn động xích tải sử dụng động cơ điện xoay chiều ba pha kết hợp với hộp giảm tốc bánh răng trụ và bộ truyền xích ,đáp ứng được các điều kiện làm việc cho trước

GIỚI THIỆU ĐỒ ÁN

Giới thiệu

Hệ thống dẫn động xích tải có nhiệm vụ truyền công suất và mô-men từ động cơ đến cơ cấu công tác, đảm bảo quá trình vận chuyển vật liệu diễn ra ổn định, liên tục và hiệu quả Trong các lĩnh vực công nghiệp, xích tải được ứng dụng rộng rãi nhờ khả năng truyền tải lớn, tốc độ ổn định và độ tin cậy cao, đồng thời phù hợp với môi trường làm việc khắc nghiệt Việc lựa chọn phương án truyền động tối ưu cần xem xét các yếu tố như tải trọng, tốc độ, hiệu suất, độ bền, khả năng bảo trì và chi phí chế tạo để tối ưu hóa chi phí vận hành và hiệu quả sản xuất.

Trong bài viết này, chúng ta trình bày quy trình thiết kế hệ thống dẫn động xích tải, từ việc lựa chọn động cơ phù hợp với tải và vận tốc đến thiết kế hộp giảm tốc tối ưu và tính toán bộ truyền xích cùng các chi tiết liên quan Quá trình thiết kế cũng xem xét đến điều kiện làm việc thực tế để đưa ra các giải pháp tối ưu, bảo đảm hệ thống vận hành ổn định và bền bỉ, đồng thời tối ưu chi phí và gia tăng độ tin cậy cho ứng dụng công nghiệp.

Mục tiêu của đề tài là thiết kế hệ thống dẫn động xích tải, sử dụng động cơ điện xoay chiều ba pha kết hợp với hộp giảm tốc bánh răng trụ và bộ truyền xích, nhằm đáp ứng đúng các điều kiện làm việc được đặt ra Hệ thống này được tối ưu hóa để truyền động tải, đảm bảo độ tin cậy, hiệu suất và độ bền cơ học phù hợp với yêu cầu vận hành trong công nghiệp Việc tích hợp động cơ AC ba pha với hộp giảm tốc và bộ truyền xích giúp giảm tiếng ồn, tối ưu hóa tiêu thụ điện năng và thuận tiện trong bảo dưỡng, lắp đặt và vận hành.

Sơ đồ động và giải thích

Hình 1.1 H ệ th ố ng truy ền độ ng

Yên cầu thiết kế

Tính toán thiết kế hệ thống truyền động băng tải theo các số liệu của phương án 18 cho sẵn đáp ứng các thông số sau:

Hình 1.2 Hình ả nh minh h ọ a h ệ th ố ng d ẫn độ ng xích t ả i

LỰA CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN CỦA HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG

Chọn động cơ

2.1.1 Hi ệ u su ấ t toàn b ộ h ệ th ố ng

Theo bảng 1.(Hiệu suất các bộ truyền chủ yếu), tài liệu [1], chọn:

- Hiệu suất sơ bộ của khớp nối trục : 𝜂 𝑘𝑛 = 0,98

- Hiệu suất sơ bộ của bộ truyền bánh răng: 𝜂 𝑏𝑟 = 0,98

- Hiệu suất mỗi cặp ổ lăn: 𝜂 𝑜𝑙 = 0,99

- Hiệu suất sơ bộ của bộ truyền xích (được che kín): 𝜂 𝑥 = 0,96

- Hiệu suất toàn bộ hệ thống:

2.1.2 Công su ấ t c ầ n thi ế t trên tr ục động cơ

Công suất bộ phận công tác, tính theo công thức (3.1) tài liệu [1]:

❖ Vì tải trọng thay đổi theo bậc như hình [1.1], ta có thể xác định lại công suất tương đương theo công thức sau:

❖ Tính theo công thức (2), tài liệu [1]:

2.1.3 Xác đị nh s ố vòng quay sơ bộ và ch ọn động cơ điệ n

Số vòng quay trục tang trống băng tải:

Tỷ số tryền của hệ thống: 𝑢 ℎ𝑡 = 𝑢 ℎ𝑔𝑡 𝑢 𝑥

❖ Chọn tỉ số truyền theo tiêu chuẩn ở bảng [2.4] tài liệu [4] ta có:

𝑢 𝑥 = 2 : Tỉ số truyền bộ truyền xích

𝑢 ℎ𝑔𝑡 = 9 : Tỉ số truyền bộ truyền bánh răng trụ

Số vòng qua sơ bộ của động cơ:

𝑝ℎ Động cơ điện phải có thông số thỏa mãn:

𝑝ℎ Tra bảng P1.3 tài liệu [4] ta chọn được: Động cơ 4A180M2Y3

Các thông số của động cơ điện:

B ả ng 2.1 Các thông s ố c ủa động cơ điệ n

Tên động cơ Công suất

Hình 2.1 Hình ả nh minh h ọa động cơ điệ n

Phân phối tỉ số truyền

Tính toán trên cơ sở dữ liệu đông cơ đã chọn

Tính theo công thức công thức (3.6), tài liệu [1]:

2.2.2 T ỷ s ố truy ề n c ủ a các b ộ truy ề n trong h ệ th ố ng truy ền độ ng

Trong đó:𝑢 𝑥 = 2– tỷ số truyền bộ truyền xích chọn theo bảng (3.2) tài liệu [1]

Tỷ số truyền của hộp giảm tốc là :

Mà có: 𝑢 ℎ𝑔𝑡 = 10 Dựa vào tra bảng (3.1) tài liệu số [4]:

Ta được: 𝑢 12 = 3,58 – tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

𝑢 34 = 2,79 – tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng Kiểm tra sai số cho phép của tỉ số truyền hệ thống:

2.2.3 Đặ c tính k ỹ thu ậ t h ệ th ố ng truy ền độ ng

Tính toán công suất trên các trục:

 Vậy tại trục động cơ có 𝑃 đ𝑐 = 29,68 𝑘𝑊 < 30 𝑘𝑊 (𝐻ợ𝑝 𝑙ý)

Số vòng quay trên các trục:

Mô men xoắn các trục:

B ảng 2.2 Đặ c tính k ỹ thu ậ t h ệ th ố ng truy ền độ ng

Thông số Động cơ I II III Công tác

Số vòng quay (vg/ph) 2943 2943 822,07 294,65 147,33

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ VÀ KIỂM NGHIỆM BỘ TRUYỀN XÍCH

Trình tự tính toán thiết kế bộ truyền xích

- Số vòng quay 𝑛 𝐼𝐼𝐼 = 294,65 vg/ph

3.1.2 Ch ọ n lo ại xích và xác đị nh các thông s ố c ủ a xích và b ộ truy ề n

1 Chọn loại xích: Bộ truyền xích ống con lăn

2 Chọn số răng của đĩa xích dẫn và đĩa xích lớn theo công thức:

- Theo bảng 5.4 tài liệu [4], với 𝑢 𝑥 = 2, chọn số răng đĩa nhỏ:

3 Xác định các hệ số điều kiện sử dụng xích K theo công thức (5.22) tài liệu [2]:

Chọn xích một dãy, cho nên 𝐾 𝑥 = 1

Theo bảng 5.4 tài liệu [2]: theo cột 𝑛 01 = 200 𝑣𝑝/𝑝ℎ ta chọn bước xích 𝑝 𝑐 = 38,1 𝑚𝑚 thỏa mãn điều kiện bền mòn:

Theo bảng 5.2 số vòng quay tới hạn tương ứng bước xích 38,1mm là 𝑛 𝑡ℎ = 500 𝑣𝑝/𝑝ℎ nên điều kiện 𝑛 < 𝑛 𝑡ℎ được thỏa

5 Xác định vận tốc trung bình v của xích theo công thức (5.10) tài liệu [2]:

6 Tính toán kiểm nghiệm bước xích 𝑝 𝑐 theo công thức (5.26) với [𝑝 𝑐 ] chọn theo bảng 5.3 tài liệu [2] là 20 MPa:

Do 𝑝 𝑐 = 38,1 𝑚𝑚 nên thỏa mãn điều kiện trên

7 Chọn khoảng cách sơ bộ của trục 𝑎 = (30 ÷ 50)𝑝 𝑐 = 40.38,1 = 1524 𝑚𝑚

Số mắt xích X theo công thức (5.8) tài liệu [2] là:

Tính chính xác khoảng cách trục theo công thức (5.9) tài liệu [2]:

Ta chọn khoảng cách trục 𝑎 = 1520 𝑚𝑚 (ta giảm khoảng cách trục (0,002 ÷ 0,004) 𝑎)

8 Kiểm nghiệm theo số lần va đập xích trong 1 giây:

15.118 = 4,16 ≤ [𝑖] = 14 Theo bảng (5.6) tài liệu [2] với bước xích 𝑝 𝑐 = 38,1 𝑚𝑚 ta chọn [𝑖] = 14

Kiểm tra xích theo hệ số an toàn theo công thức (5.28) tài liệu [2]:

- Tải trọng phá hủy Q = 160 kN = 160 000 N (tra theo phục lục 4.1 [55] )

- Lực căng do lực ly tâm gây nên xác định theo công thức (5.16) tài liệu [2]:

- Lực căng ban đầu của xích 𝐹 𝑜 xác định theo công thức (5.17) tài liệu [2]:

9 Tính lực tác dụng lên trục theo công thức (5.19) tài liệu [2]:

10 Đường kính của đĩa xích:

Bảng thông số bộ truyền xích

Loại xích Bộ truyền xích ống con lăn

Số răng đĩa xích dẫn 𝑧 1 = 25 𝑟ă𝑛𝑔

Số răng đĩa xích bị dẫn 𝑧 2 = 50 𝑟ă𝑛𝑔

Số mắt xích 𝑋 = 118 mắt xích

Khoảng cách trục a = 1520 mm; đường kính vòng chia đĩa xích dẫn d1 = 303,19 mm; đường kính vòng chia đĩa xích bị dẫn d2 = 606,38 mm; đường kính vòng đỉnh đĩa xích dẫn da1 = 329,86 mm; đường kính vòng đỉnh đĩa xích bị dẫn da2 = 633,05 mm.

Lực tác dụng lên trục 𝐹 𝑟 = 6943,54 𝑁

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

Trình tự tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng nghiêng – bánh răng cấp nhanh

- Tuổi thọ tính theo giờ :𝐿 ℎ = 5 274.8.1 = 9880

Chế độ làm việc của thiết bị được thiết kế với quay một chiều và tải va đập nhẹ, áp dụng cho 1 ca làm việc 8 giờ Thời gian phục vụ dự kiến là 5 năm, với 274 ngày làm việc mỗi năm và 1 ca làm việc trong ngày.

- Theo bảng 5.2 và 5.3, tài liệu [1], ta chọn thép 40Cr tôi cải thiện với các số liệu sau:

- Xác định số chu kỳ làm việc cơ sở

❖ Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép

Giả xử bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng với tải trọng thay đổi theo chu kỳ giống hình 6.26 sau đây :

- Số chu kỳ làm việc tương đương:

- Tính sơ bộ ứng suất tiếp xúc cho phép theo công thức trang 118 tài liệu [1]:

❖ Xác định ứng suất uốn cho phép

- Tính sơ bộ ứng suất uốn cho phép theo công thức trang 119 tài liệu [1]:

1,75= 236,57 𝑀𝑃𝑎 Dựa theo các tính toán, ta có bảng thông số vật liệu bánh răng:

B ả ng 4.1 V ậ t li ệu bánh răng nghiêng

Chi tiết Mác thép Nhiệt luyện HB1 [𝜎 𝐻 ], Mpa sH [𝜎 𝐹 ], Mpa sF

Bánh dẫn 40Cr Tôi cải thiện 265 490,91 1,1 272,57 1,75 Bánh bị dẫn 40Cr Tôi cải thiện 230 433,64 1,1 236,57 1,75

 Ta tính toán thiết kế dựa trên độ bền tiếp xúc và theo bánh có độ bền thấp hơn là bánh bị dẫn

1- Theo bảng 6.15 tài liệu [2] do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên 𝜓 𝑏𝑎 = 0,3 ÷ 0,5

- Chọn theo bảng 6.4 tài liệu [2]: 𝐾 𝐻𝛽 = 1,04; ]: 𝐾 𝐹𝛽 = 1,08

2- Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng xác định theo công thức

 Theo tiêu chuẩn ta chọn 𝑎 𝑤 = 160 𝑚𝑚

Từ đó tính được mô đun răng 𝑚 𝑛 = (0,01 ÷ 0,02)𝑎 𝑤 = 1,6 ÷ 3,2 𝑚𝑚

 Theo tiêu chuẩn ta chọn 𝑚 𝑛 = 3 𝑚𝑚

4- Từ điều kiện của góc nghiêng là từ 40 𝑜 ≥ β ≥ 30 𝑜 :

 Ta chọn 𝑧 1 = 19 răng, suy ra số răng bánh bị dẫn :

Tính lại góc nghiêng răng: β = arccos𝑚 𝑛 (𝑧 1 + 𝑧 2 )

5- Tính lại tỷ số truyền sau khi thiết kế

19= 3,63 Kiểm tra sai lệch tỉ số truyền:

 Sai số có thể chấp nhận được

6- Tính lại khoảng cách trục:

2 = 159,99 ≈ 160 𝑚𝑚 7- Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền bánh răng nghiêng: Đường kính vòng chia:

𝑐𝑜𝑠𝛽 = 3.19 cos34,41°= 69,1 mm d 2 = 𝑑 𝜔2 = mz 2 cosβ= 3.69 cos34,41°= 250,9 𝑚𝑚 Đường kính vòng đỉnh:

𝑏 1 = 𝑏 𝜔1 = 𝑏 2 + 5 = 64 + 5 = 69 𝑚𝑚 8- Vận tốc vòng bánh răng:

60000 = 10,64 𝑚/𝑠 9- Theo bảng 6.3 tài ta chọn cấp chính xác 7 với 𝑣 𝑔ℎ = 15 𝑚/𝑠

10- Các lực tác dụng lên bộ truyền

1- Hệ số tải trọng động theo bảng 6.5 tài liệu [2] , ta chọn:

- Theo bảng 6.6, tài liệu [2], chọn hệ số tải trọng động:

- Theo bảng 6.11, tài liệu [2], chọn hệ số phân bố tải trọng:

𝐾 𝐹𝛼 = 1,25 2- Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc

𝑍 𝑀 = 190 MPa 1 2 : hệ số kể đến cơ tính vât liệu của bánh răng ăn khớp (thép – thép, trang 104 tài liệu [1])

Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc:

𝑍 𝜀 : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, Với 𝜀 𝛼 là hệ số trùng khớp ngang

𝐾 𝐻 = 𝐾 𝐻𝛽 𝐾 𝐻𝛼 𝐾 𝐻𝑣 = 1,07.1,08.1,18 = 1,36: hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc cho phép

𝑍 𝑅 − Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt; 𝑍 𝑅 = 0,95 (chọn 𝑅 𝑎 = 1,25 ÷ 2,5)

𝑍 𝑉 = 0,85𝑣 0,1 = 0,85 11,605 0,1 = 1,086 − Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

𝐾 𝑙 = 1 − Hệ số xét đến ảnh hưởng của điều kiện bôi trơn

𝐾 𝑥𝐻 − Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng:

𝑠 𝐻 = 1,1 −Hệ số an toàn tra bảng 5.3 [1]

 Do đó điều kiện bền tiếp xúc được thỏa

- Đối với bánh bị dẫn : 𝑌 𝐹2 = 3,47 +13,2

69 =3,66 Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng ( độ bền uốn ):

Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh dẫn có độ bền thấp hơn

4- Ứng suất uốn tính toán theo công thức :

Do đó độ bền uốn thỏa

5- Điều kiện bôi trơn và hệ thống bôi trơn

𝜎 𝐻 = 306,66 𝑀𝑃a Độ cứng bề mặt là 230HB"0HV

10,64 = 19,44 Theo đồ thị 13.9a [2] ta chọn dầu bôi trơn có 𝑣 50 = 45 10 −6 𝑚 2 /𝑠 Khi đó độ nhớt ở 40°C là

50) 3 = 22,82 𝑐𝑆𝑡 Theo bảng 13.1 [2] ta chọn dầu bôi trơn ISO VG 22

4.1.5 B ả ng thông s ố thi ế t k ế bánh răng nghiêng

B ả ng 4.2 B ả ng thông s ố hình h ọ c c ủa bánh răng nghiêng

Dạng răng Bánh răng trụ răng nghiêng

Số răng của bánh dẫn 𝑧 1 = 19 răng

Số răng của bánh bị dẫn 𝑧 2 = 69 răng

Thông số hình học Kích thước (mm) Đường kính vòng chia Bánh dẫn 69,10

Bánh bị dẫn 250,90 Đường kính vòng đỉnh Bánh dẫn 75,1

Bánh bị dẫn 256,90 Đường kính vòng đáy Bánh dẫn 61,60

Chiều rộng vành răng Bánh dẫn 64

B ả ng 4.3 Thông s ố tính toán ki ể m nghi ệ m c ủa bánh răng nghiêng

Thông số Giá trị cho phép Giá trị tính toán Kết quả Ứng suất tiếp súc

574,56 427,56 Thỏa điều kiện bền tiếp xúc Ứng suất uốn

❖ Phân tích lực sơ bộ của bánh răng nghiêng

Hình 4.1 Sơ đồ l ự c tác d ụ ng lên bánh răng nghiêng

Trình tự tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng thẳng– bánh răng cấp chậm

- Tuổi thọ tính theo giờ :𝐿 ℎ = 5 274.8.1 = 9880

Chế độ làm việc quay một chiều với tải va đập nhẹ, dành cho 1 ca làm việc 8 giờ Thời gian phục vụ dự kiến là 5 năm, với 274 ngày làm việc mỗi năm và 1 ca làm việc mỗi ngày.

- Theo bảng 5.2 và 5.3, tài liệu [1], ta chọn thép 40Cr tôi cải thiện với các số liệu sau:

- Xác định số chu kỳ làm việc cơ sở

❖ Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép

Giả xử bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng với tải trọng thay đổi theo chu kỳ giống hình 6.26 sau đây :

- Số chu kỳ làm việc tương đương:

- Tính sơ bộ ứng suất tiếp xúc cho phép theo công thức trang 118 tài liệu [1]:

❖ Xác định ứng suất uốn cho phép

- Tính sơ bộ ứng suất uốn cho phép theo công thức trang 119 tài liệu [1]:

1,75= 236,57 𝑀𝑃𝑎 Dựa theo các tính toán, ta có bảng thông số vật liệu bánh răng:

B ả ng 4.4 V ậ t li ệu bánh răng th ẳ ng

Chi tiết Mác thép Nhiệt luyện HB1 [𝜎 𝐻 ], Mpa sH [𝜎 𝐹 ], Mpa sF

Bánh dẫn 40Cr Tôi cải thiện 265 490,91 1,1 272,57 1,75 Bánh bị dẫn 40Cr Tôi cải thiện 230 433,64 1,1 236,57 1,75

 Ta tính toán thiết kế dựa trên độ bền tiếp xúc và theo bánh có độ bền thấp hơn là bánh bị dẫn

1- Theo bảng 6.15 tài liệu [2] do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên 𝜓 𝑏𝑎 = 0,3 ÷ 0,5

- Chọn theo bảng 6.4 tài liệu [2]: 𝐾 𝐻𝛽 = 1,04; ]: 𝐾 𝐹𝛽 = 1,08

2- Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng xác định theo công thức

 Theo tiêu chuẩn ta chọn 𝑎 𝑤 = 200 𝑚𝑚

Từ đó tính được mô đun răng 𝑚 𝑛 = (0,01 ÷ 0,02)𝑎 𝑤 = 2 ÷ 4 𝑚𝑚

 Theo tiêu chuẩn ta chọn 𝑚 𝑛 = 4 𝑚𝑚

5- Tính lại tỷ số truyền sau khi thiết kế

6- Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền bánh răng nghiêng: Đường kính vòng chia:

(Do số răng lớn nên không cần dịch chỉnh) Đường kính vòng đỉnh:

Tính lại khoảng cách trục:

7- Vận tốc vòng bánh răng:

8- Theo bảng 6.3 tài ta chọn cấp chính xác 8 với 𝑣 𝑔ℎ = 6 𝑚/𝑠

9- Các lực tác dụng lên bộ truyền

1- Hệ số tải trọng động theo bảng 6.5 tài liệu [2] , ta chọn:

𝐾 𝐻𝑉 = 1,11 ; 𝐾 𝐹𝑉 = 1,21 2- Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc

Do đó điều kiện bền tiếp xúc được thỏa

- Đối với bánh bị dẫn : 𝑌 𝐹2 = 2,79 +13,2

72 =2,97 Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng ( độ bền uốn ):

Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh dẫn có độ bền thấp hơn

4- Ứng suất uốn tính toán theo công thức :

Do đó độ bền uốn thỏa

5- Điều kiện bôi trơn và hệ thống bôi trơn

𝜎 𝐻 = 306,66 𝑀𝑃a Độ cứng bề mặt là 230HB"0HV

4,82 = 42,92 Theo đồ thị 13.9a [2] ta chọn dầu bôi trơn có 𝑣 50 = 45 10 −6 𝑚 2 /𝑠 Khi đó độ nhớt ở 40°C là

50) 3 = 22,82 𝑐𝑆𝑡 Theo bảng 13.1 [2] ta chọn dầu bôi trơn ISO VG 22

4.2.5 B ả ng thông s ố thi ế t k ế bánh răng

B ả ng 4.5 B ả ng thông s ố hình h ọ c c ủa bánh răng th ẳ ng

Dạng răng Bánh răng trụ răng thẳng

Số răng của bánh dẫn 𝑧 3 = 28 𝑟ă𝑛𝑔

Số răng của bánh bị dẫn 𝑧 4 = 72 𝑟ă𝑛𝑔

Thông số hình học Kích thước (mm) Đường kính vòng chia Bánh dẫn 112

Bánh bị dẫn 288 Đường kính vòng đỉnh Bánh dẫn 120

Bánh bị dẫn 296 Đường kính vòng đáy Bánh dẫn 102

Chiều rộng vành răng Bánh dẫn 85

B ả ng 4.6 Thông s ố tính toán ki ể m nghi ệ m c ủa bánh răng th ẳ ng

Thông số Giá trị cho phép Giá trị tính toán Kết quả Ứng suất tiếp súc

395,1 267,87 Thỏa điều kiện bền tiếp xúc Ứng suất uốn

❖ Phân tích lực sơ bộ của bánh răng nghiêng

Hình 4.2 Sơ đồ l ự c tác d ụng lên bánh răng thẳ ng

4.2.6 Điề u ki ện bôi trơn hộ p gi ả m t ốc bánh răng trụ hai c ấ p:

Mức dầu thấp nhất ngập (0.75 ÷ 2) chiều cao răng ℎ 2 (ℎ 2 = 2.25) của bánh răng 2 (nhưng ít nhất 10 mm)

Khoảng cách giữa 2 mức dầu thấp nhất và mức dầu cao nhất:

ℎ 𝑚𝑎𝑥 − ℎ 𝑚𝑖𝑛 = 10 … 15 𝑚𝑚 Mức dầu cao nhất không được ngập quá 1/3 bán kính bánh răng 4 (𝑑 𝑎4 /6) Đối với hộp giảm tốc ta đang khảo sát ta có:

Tổng hợp ba điều kiện trên thì để đảm bảo điều kiện bôi trơn phải thỏa mãn bất đẳng thức sau:

Do đó kiểm nghiệm điều kiện bôi trơn bằng bất đẳng thức thứ 2:

3× 300 = 100 Bất đẳng thức thỏa mãn, do đó hộp giảm tốc đang khảo sát thỏa mãn điều kiện bôi trơn.

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN

Trình tự tính toán thiết kế trục

- Bộ truyền xích : Lực tác dụng lên trục ∶ 𝐹 𝑟 = 6943,54 𝑁

- Bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc 2 cấp:

- Lực tác dụng từ nối trục đàn hồi với 𝑇 𝐼 = 93,46 𝑁𝑚 theo bảng 16.10a tài liệu [4] ta chọn D

+ Lực tác dụng từ nối trục đàn hồi:

Vật liệu để chế tạo trục phải có độ bền cao, ít nhạy cảm với sự tập trung ứng suất, dễ gia công và có khả năng nhiệt luyện tốt; do đó thép cacbon và thép hợp kim là hai nhóm vật liệu chủ yếu được dùng để chế tạo trục Việc lựa chọn giữa thép hợp kim và thép cacbon phụ thuộc vào điều kiện làm việc của trục và mức tải trọng mà nó phải chịu Đối với trục của hộp giảm tốc làm việc ở điều kiện chịu tải trọng trung bình, vật liệu chế tạo được chọn là thép C45 cải tiến, tham khảo bảng 10.1 tài liệu [2].

- Ứng suất uốn cho phép [𝜎 𝑘 ] = 70 MPa

- Ứng suất xoắn cho phép [𝜏] = 20 Mpa

- Công thức (10.8) [2] xác định đường kính d theo ứng suất xoắn :

 Tra bảng 10.2, trang 189, [4] ta chọn sơ bộ đường kính trục là : 𝑑 2 = 30 𝑚𝑚 Đường kính trục II:

 Tra bảng 10.2, trang 189, [4] ta chọn sơ bộ đường kính trục là : 𝑑 2 = 45 𝑚𝑚 Đường kính trục III:

 Tra bảng 10.2, trang 189, [4] ta chọn sơ bộ đường kính trục là : 𝑑 3 = 65 𝑚𝑚

5.1.4 Xác đị nh kho ả ng cách gi ữ a các g ối đỡ và điểm đặ t l ự c

- Khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến thành trong hộp giảm tốc hoặc giữa các chi tiết quay 𝑘 1 = 8 ÷ 15 mm

- Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong hộp giảm tốc 𝑘 2 = 5 ÷ 15 mm

- Khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ 𝑘 3 = 10 ÷ 20 mm

Chiều cao nắp ổ và đầu bulông ℎ 𝑛 = 15 ÷ 20 mm

Chiều dài mayo nữa khớp nối trên trục I

𝑙 𝑚11 = (1,4 … 2,5) 𝑑 1𝑠𝑏 = (1,4 … 2,5) 30 = 42 … 75 ⟹ 𝐶ℎọ𝑛 𝑙 𝑚11 = 60 𝑚𝑚 Chiều dài mayo bánh răng trụ răng nghiêng 1 ở trục I

𝑙 𝑚12 = (1,2 … 1,5) 𝑑 1𝑠𝑏 = (1,2 … 1,5) 30 = 36 … 45 ⟹ 𝐶ℎọ𝑛 𝑙 𝑚12 = 40 𝑚𝑚 Chiều dài mayo bánh răng trụ răng nghiêng 2 ở trục I

𝑙 𝑚13 = (1,2 … 1,5) 𝑑 1𝑠𝑏 = (1,2 … 1,5) 30 = 36 … 45 ⟹ 𝐶ℎọ𝑛 𝑙 𝑚13 = 40 𝑚𝑚 Chiều dài mayo bánh răng trụ răng nghiêng 1 ở trục II

𝑙 𝑚22 = (1,2 … 1,5) 𝑑 2𝑠𝑏 = (1,2 … 1,5) 45 = 54 … 67,5 ⟹ 𝐶ℎọ𝑛 𝑙 𝑚22 = 65 𝑚𝑚 Chiều dài mayo bánh răng trụ răng thẳng ở trục II

Chiều dài mayo bánh răng trụ răng nghiêng 2 ở trục II

𝑙 𝑚24 = (1,2 … 1,5) 𝑑 2𝑠𝑏 = (1,2 … 1,5) 45 = 54 … 67,5 ⟹ 𝐶ℎọ𝑛 𝑙 𝑚24 = 65 𝑚𝑚 Chiều dài mayo bánh răng trụ răng thẳng ở trục III

𝑙 𝑚32 = (1,2 … 1,5) 𝑑 3𝑠𝑏 = (1,2 … 1,5) 65 = 78 … 97,5 ⟹ 𝐶ℎọ𝑛 𝑙 𝑚32 = 90 𝑚𝑚 Chiều dài mayo đĩa xích tải ở trục III

Theo bảng 10.2 tài liệu [4] với 𝑑 2 = 45 𝑚𝑚 thì chiều rộng ổ lăn là 𝑏 𝑜2 = 25 𝑚𝑚

Khoảng cách trục tính từ ổ 0 tới bánh răng trụ răng nghiêng đầu tiên:

𝑙 22 = 0,5 (𝑙 𝑚22 + 𝑏 02 ) + 𝑘 1 + 𝑘 2 = 0,5 (65 + 25) + 10 + 10 = 65 𝑚𝑚 Khoảng cách trục tính từ ổ 0 tới bánh răng trụ răng thẳng:

𝑙 23 = 0,5 (𝑙 𝑚22 + 𝑙 𝑚23 ) + 𝑘 1 + 𝑙 22 = 0,5 (65 + 65) + 15 + 65 = 145 𝑚𝑚 Khoảng cách trục tính từ ổ 0 tới bánh răng trụ răng nghiêng thứ hai:

𝑙 24 = 2 𝑙 23 − 𝑙 22 = 2 × 145 − 65 = 225 𝑚𝑚 Khoảng cách trục tính từ gối đỡ 0 đến gối đỡ thứ 1

Khoảng cách từ ổ 0 đến bánh răng trụ răng thẳng:

𝑙 32 = 𝑙 23 = 145 𝑚𝑚 Khoảng cách trục từ ổ 0 đến gối đỡ thứ 1:

𝑙 31 = 𝑙 21 = 290 𝑚𝑚 Khoảng cách từ ổ 1 đến xích tải:

Khoảng cách từ gối đỡ số 0 đến xích tải:

Khoảng cách trục từ ổ 0 đến gối đỡ thứ 1:

𝑙 11 = 𝑙 21 = 290 𝑚𝑚 Khoảng cách từ khớp nối đến ổ 0:

Khoảng cách trục tính từ ổ 0 tới bánh răng trụ răng nghiêng đầu tiên:

𝑙 12 = 𝑙 22 = 65 𝑚𝑚 Khoảng cách trục tính từ ổ 0 tới bánh răng trụ răng nghiêng thứ hai:

Bảng 5.1 thống kê các lực tác dụng lên trục, làm cơ sở cho quá trình phân tích tải trọng Áp dụng các phương trình cân bằng lực và cân bằng moment, ta xác định được giá trị lực mà các ổ lăn tác dụng lên trục, từ đó đánh giá phân bố tải và độ tin cậy của hệ thống truyền động.

Xét mặt phẳng yOz ta có:

- Phương trình cân bằng lực:

- Phương trình cân bằng moment tại điểm A

Xét mặt phẳng xOz ta có:

- Phương trình cân bằng moment tại điểm A

- Từ đó ta có biểu đồ mô men như sau:

Hình 5.1 Sơ đồ l ự c và bi ểu đồ mômen tính toán tr ụ c I

Theo biểu đồ thì tiết diện nguy hiểm nhất là tại C ( ứng với vị trí lắp bánh răng nghiêng số 1)

- Ta có mômen uốn tại C là :

- Từ đó ta tính đường kính trục tại C là :

Do tại tiết diện C có gắn bánh răng nên có sẽ rãnh then Để đảm bảo điều kiện bền thì đường kính tại tiếp diện này phải tăng thêm 5%

Theo tiêu chuẩn ta chọn đường kính các đoạn trục như sau :

Từ đó ta có kết cấu sơ bộ của trục như sau:

Bảng 5.2 thống kê các lực lên trục II Áp dụng các phương trình cân bằng lực và cân bằng moment, ta xác định được giá trị của lực do các ổ lăn tác dụng lên trục, từ đó đánh giá ảnh hưởng của chúng đến độ bền và hiệu suất của hệ truyền động.

- Phương trình cân bằng moment tại điểm E

Hình 5.3 Sơ đồ l ự c và bi ểu đồ mômen tính toán tr ụ c II

Theo biểu đồ thì tiết diện nguy hiểm nhất là tại M ( ứng với vị trí lắp bánh răng thẳng)

- Ta có mômen uốn tại M là :

- Từ đó ta tính đường kính trục tại M là :

Do tại tiết diện M có gắn bánh răng nên có sẽ rãnh then Để đảm bảo điều kiện bền thì đường kính tại tiếp diện này phải tăng thêm 5%

𝑑𝑀( 𝑇ℎự𝑐 𝑡ế) = 𝑑 𝑀 1,05% = 43,89.1,05% = 46,08 𝑚𝑚 Theo tiêu chuẩn ta chọn đường kính các đoạn trục như sau :

Hình 5.4 Phác th ả o k ế t c ấ u tr ụ c II

B ả ng 5.3 Th ố ng kê các l ự c lên tr ụ c III

- Phương trình cân bằng moment tại điểm U

Hình 5.5 Sơ đồ l ự c và bi ểu đồ mômen tính toán tr ụ c III

Theo biểu đồ thì tiết diện nguy hiểm nhất là tại K ( ứng với vị trí lắp bánh răng thẳng)

- Ta có mômen uốn tại K là :

- Từ đó ta tính đường kính trục tại M là :

Do tại tiết diện K có gắn bánh răng nên có sẽ rãnh then Để đảm bảo điều kiện bền thì đường kính tại tiếp diện này phải tăng thêm 5%

Theo tiêu chuẩn ta chọn đường kính các đoạn trục như sau :

Hình 5.6 Phác th ả o k ế t c ấ u tr ụ c III

Chọn và kiểm nghiệm then

Với các trục nằm trong hộp giảm tốc, ta chọn then bằng để định vị và cố định các chi tiết Để đảm bảo tính công nghệ và độ chuẩn xác gia công, chọn then bằng giống nhau trên cùng một trục nhằm đồng bộ liên kết và giảm sai số lắp ráp Đồng thời, chọn kiểu lắp K6 cho kết nối giữa các bộ phận, tối ưu hóa độ bền và thuận tiện cho thao tác tháo-lắp khi cần.

𝑊 𝑗 moment cản uốn được tính cho trục có 1 rãnh then

𝑊 𝑜 𝑗 là moment cản xoắn được tính cho trục có 1 rãnh then

Dựa vào bảng sau ta chọn được kích thước và lập bảng như dưới đây:

Bánh răng nghiêng (I) 30 10x8 5 3,3 2129.88 4780,60 Bánh răng nghiêng (II) 45 14x9 5,5 3,8 7611,30 16825,69 Bánh răng thẳng (II) 50 16x10 6 4,3 11850,93 25655,09 Bánh răng thẳng (III) 60 18x11 7 4,4 18256,30 39462,05

B ả ng 5.4 Thông s ố kích thướ c c ủ a then

Đặc tính tải trọng của hệ thống là va đập nhẹ và dạng lắp cố định, giúp bảo đảm sự ổn định và hạn chế rung động trong quá trình vận hành Vật liệu mayơ làm bằng thép nên ứng suất dập thép cho phép [σd] = 100 MPa và ứng suất cắt cho phép [τc] = 40–60 MPa Khớp nối trên trục I được thiết kế dựa trên những giới hạn chịu lực này để tối ưu hiệu suất và an toàn.

Bánh răng nghiêng trên trục I:

Bánh răng nghiêng trên trục II:

Bánh răng thẳng trên trục II:

Bánh răng thẳng trên trục III:

Xích tải trên trục III

Kiểm nghiệm độ bền dập theo

𝑑𝑙 𝑡 (ℎ − 𝑡 1 ) ≤ [𝜎 𝑑 ] (4.57) Kiểm nghiệm độ bền cắt theo

Giá trị ứng suất dập và cắt của then tại các tiết diện trên các trục:

B ả ng 5.5 Thông s ố kích thướ c c ủa then và độ b ề n u ốn, độ b ề n c ắ t

 Vậy tất cả các mối ghép then đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt.

Kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi và độ bền tĩnh

Đối với trục hộp giảm tốc làm việc ở điều kiện tải trọng trung bình, vật liệu chế tạo trục được lựa chọn là thép C45 cải tiến Các thông số tham khảo được rút từ bảng 10.1 trong tài liệu [2], cho thấy thép C45 có đặc tính cơ học phù hợp để đáp ứng yêu cầu chịu lực và độ bền của trục truyền động Việc áp dụng thép C45 cải tiến giúp cân bằng giữa hiệu suất tải trọng, độ bền dài hạn và chi phí sản xuất, từ đó tối ưu tuổi thọ và độ tin cậy của hệ truyền động.

- Trục có hai then , với các chỉ số như sau:

❖ Kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi :

✓ Tại vị trí tiếp diện E ta có :

93,46 10 3 1213,99 = 76,98 𝑀𝑃𝑎 + Khi đó ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động là :

Tại tiết diện E có sự tập trung ứng suất là rãnh then Theo bảng 10.9 tài liệu [1] ta chọn 𝐾 𝜎 2,05 ; 𝑣ớ𝑖 𝜎 𝑏= 736 𝑀𝑃𝑎 < 800 𝑀𝑃𝑎, 𝐾 𝜏 = 1,9

Theo bảng 10.4 tài liệu [1] ta chọn 𝜀 𝜎 = 0,88 ; 𝜀 𝜏 = 0,81

Hệ số 𝜓 𝜎 = 0,025 và 𝜓 𝜏 = 0,0175 tra theo hình (2.11) tài liệu [1]

- Xác định hệ số an toàn tại E theo công thức:

 Hệ số an toàn là :

Kết luận : Do đó điều kiện bền mỏi của trục tại tiếp diện E được thỏa

✓ Tại vị trí tiếp diện C ta có :

93,46 10 3 4780,60 = 19,54 𝑀𝑃𝑎 + Khi đó ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động là :

2 = 9,77 𝑀𝑃𝑎 Tại tiết diện C có sự tập trung ứng suất là rãnh then Theo bảng 10.9 tài liệu [1] ta chọn 𝐾 𝜎 2,05 ; 𝑣ớ𝑖 𝜎 𝑏= 736 𝑀𝑃𝑎 < 800 𝑀𝑃𝑎, 𝐾 𝜏 = 1,9

Theo bảng 10.4 tài liệu [1] ta chọn 𝜀 𝜎 = 0,84 ; 𝜀 𝜏 = 0,78

Hệ số 𝜓 𝜎 = 0,025 và 𝜓 𝜏 = 0,0175 tra theo hình (2.11) tài liệu [1]

- Xác định hệ số an toàn tại C theo công thức:

 Hệ số an toàn là :

Kết luận : Do đó điều kiện bền mỏi của trục tại tiếp diện C được thỏa

Kiểm nghiệm trục theo độ bền tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dẻo quá lớn hoặc hỏng hóc do quá tải đột ngột (ví dụ khi mở máy) Theo phương pháp này, giá trị ứng suất tương đương được tính bằng σ_td = sqrt(σ^2 + 3τ^2) Điều kiện để an toàn là σ_td ≤ [σ_qt] = 392 MPa, trong đó σ_qt là ứng suất cho phép khi quá tải; σ_qt được xác định bằng 0,8 σ_ch với σ_ch là giới hạn chảy của vật liệu.

𝜋 𝑑 3 Xét tại ví trị C là tiếp diện nguy hiểm nhất:

Kết luận : Trục II thỏa điều kiện theo độ bền tĩnh

 Làm tương tự như vậy với các trục II và III Từ đó ta sẽ lập được bảng như dưới đây

5.3.2 Bảng tổng hợp về trục

B ả ng 5.7 Thông s ố ki ể m nghi ệ m các tr ụ c

CHỌN Ổ LĂN VÀ NỐI TRỤC

Chọn ổ lăn trục I

- Số vòng quay ổ : n 1 = 2943 vg/ph

- Đường kính vòng trong : d A = d D = 25 mm

1 Lực hướng tâm tác dụng tại ổ A:

Lực hướng tâm tác dụng tại ổ D:

Lực dọc trục tác động lên ổ lăn:

Vì 𝐹 𝑟𝐴 > 𝐹 𝑟𝐷 , cho nên ta tính toán để chọn ổ D

2 Do có lực dọc trục 𝐹 𝑎1 nên ta chọn trước cỡ ổ đỡ 1 dãy là cỡ nặng có ký hiệu là

3 Chọn các hệ số 𝐾 𝜎 , 𝐾 𝑡 và V bằng 1

5 Do tải trọng thay đổi theo bậc nên ta có tải trọng tương đương theo công thức 11.22 tài liệu [2]:

6 Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay:

7 Kiểm nghiệm khả năng tải động tính toán

8 Vì 𝐶 𝑡 < 𝐶 = 29200 𝑁, do đó ta chọn ổ 405 một dãy cỡ nặng là hợp lý

9 Kiểm khả năng tải tĩnh của ổ

Tải trọng theo quy ước được xác định theo công thức:

𝑄 𝑜 = 𝑋 𝑜 𝐹 𝑟 + 𝑌 𝑜 𝐹 𝑎 Trong đó :𝑋 𝑜 𝑣à 𝑌 𝑜 được chọn theo bảng 11.6 tài liệu [1]

Kết luận: Khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo

10 Theo phụ lục 9.1 tài liệu [3] ta chọn ổ bị đỡ cỡ nặng với thông số

B ả ng 6.1 Thông s ố ổ lăn củ a tr ụ c I

- Tính chính xác tuổi thọ ổ bi vừa chọn:

- Tuổi thọ tính bằng giờ:

Chọn ổ lăn trục II

- Số vòng quay ổ : n 2 = 822,07 vg/ph

- Đường kính vòng trong : d E = d H = 40 mm

1 Theo bảng 11.3, hệ số tải trong dọc trục:

Lực hướng tâm tác dụng tại ổ E:

Lực hướng tâm tác dụng tại ổ H:

Lực dọc trục tác động lên ổ lăn:

Vì 𝐹 𝑟𝐸 = 𝐹 𝑟𝐻 , cho nên ta tính toán để chọn ổ E

2 Do có lực dọc trục 𝐹 𝑎1 nên ta chọn trước cỡ ổ là cỡ nặng có ký hiệu là 408 với

3 Chọn các hệ số 𝐾 𝜎 , 𝐾 𝑡 và V bằng 1

7 Khả năng tải động tính toán

8 Vì 𝐶 𝑡 < 𝐶 = 27500 𝑁 , do đó ta chọn ổ 408 một dãy cỡ nặng là hợp lý

9 Kiểm khả năng tải tĩnh của ổ

B ả ng 6.2 Thông s ố ổ lăn củ a tr ụ c II

Chọn ổ lăn trục III

- Số vòng quay ổ : n 3 = 294,65 vg/ph

- Đường kính vòng trong : d U = d T = 50 mm

1 Theo bảng 11.3, hệ số tải trong dọc trục:

Lực hướng tâm tác dụng tại ổ U:

Lực hướng tâm tác dụng tại ổ H:

Vì 𝐹 𝑟𝑇 > 𝐹 𝑟𝑈 , cho nên ta tính toán để chọn ổ T

2 Chọn các hệ số 𝐾 𝜎 , 𝐾 𝑡 bằng 1

3 Do 𝐹 𝑎 = 0 và vòng trong quay nên V=1 và X=1, Y=0

7 Khả năng tải động tính toán

8 Vậy ta chọn ổ bi đỡ một dãy cỡ trung có số hiệu 310 với 𝐶 = 48500 𝑁 và 𝐶 0 36300 𝑁 ( phụ lục 9.1 [55])

9 Kiểm khả năng tải tĩnh của ổ:

B ả ng 6.3 Thông s ố ổ lăn củ a tr ụ c III

Chọn nối trục đàn hồi

Môment xoắn: 𝑇 𝐼 = 93,46 Nm Đường kính trục khớp nối : 𝑑 𝐸 = 20 𝑚𝑚

Kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi,mm theo bảng 16-10a tài liệu [III] trang 68

B ả ng 6.4 Kích thước cơ bả n c ủ a n ố i tr ục vòng đàn h ồ i

Kích thước cơ bản của vòng đàn hồi,mm theo bảng 16-10b tài liệu [III] trang 69

125 14 M10 20 62 34 15 28 - Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi :

Với [𝜎 𝑑 ] = 2 ÷ 4 𝑀𝑃𝑎 ứng suất dập cho phép của cao su, k =1,5 hệ số chế độ làm việc lấy cho hệ thống dẫn động xích tải theo bảng 16-1 tài liệu [III] trang 58

Kết luật: Vậy nối trục thỏa điều kiện bền dập Điều kiện sức bền của chốt:

2 = 41,5 𝑚𝑚 [𝜎 𝑢 ] = 60 ÷ 80𝑀𝑃𝑎 ứng suất cho phép của chốt

Kết luật: Vậy chốt thỏa điều kiện bền.

CHỌN THÂN MÁY, BU LONG VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤC KHÁC

Vỏ hộp

7.1.1 Chi ều dày và các kích thướ c v ỏ h ộ p

Theo bảng 10.2 tài liệu [1], ta có bảng các thông số như sau:

B ả ng 7.1 Chi ề u dày và các kích thướ c v ỏ h ộ p

Tên gọi Biểu thức tính toán

Nắp hộp δ1, mm δ1 = 0,9.δ = 0,9.9 = 8,1 mm ⇨ δ1 = 8 mm

Chiều cao gân, h h < 58 mm Chọn h = 52 mm Độ dốc Khoảng 2 0 Đường kính : Bulông nền, d1 d1 > 0,04a + 10 = 0,04 200+ 10 = 18 mm Chọn d1 mm, chọn bulông M18

Bulông ghép bích nắp và thân, d3 d3 = (0,8÷0,9)d2 = (0,8÷0,9).14 = 11,2 ÷12,6 mm Chọn d3 = 12 mm, chọn bulông M12

Chọn d4 = 9 mm và chọn vít M9

Vít ghép nắp cửa thăm, d5 d5 = (0,5÷0,6)d2 = (0,5÷0,6).14 = 7÷ 8,4 mm Chọn d5 = 8 mm và chọn vít M8

Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ, K2

Tâm lổ bulông cạnh ổ: E2 và C ( k là

E2 ≈ 1,6.d2 = 1,6.14 = 22,4 mm ⇨ E2 = 23 mm khoảng cách từ tâm bulông đến mép lổ)

Chiều cao h h xác định theo kết cấu, phụ thuộc tâm lỗ bulông và kích thước mặt tựa

Mặt bích ghép nắp và thân:

Chiều dày bích thân hộp, S3

Chiều dày bích nắp hộp, S4

Bề rộng bích nắp hộp và thân, K3

Mặt đế: Chiều dày khi không có phần lồi

Khi có phần lồi Dd,

Dd xác định theo đường kính dao khoét

Bề rộng mặt đế hộp,

Khe hở giữa các chi tiết

Giữa bánh răng và thành trong hộp Δ ≥ ( 1 1,2).δ = (1 1,2).9 = 9 10,8 mm Chọn Δ = 10 mm

-Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp Δ 1 = (3…5).δ = (3…5).9 = 27…45 mm Chọn Δ 1 = 30 mm

-Giữa mặt bên các bánh răng với nhau Δ 2 ≥ δ = 9, lấy Δ 2 = 10 mm

Số lượng bu lông trên nền, Z Z = ( L + B ) / ( 200 ÷ 300) L,B:chiều dài và rộng của hộp

Kích thước gối trục: Đường kính ngoài và tâm lỗ vít

7.1.2 Các bu lông, vít liên quan v ỏ HGT

STT Thông số Ký hiệu

Giá trị chọn sơ bộ

1 Đường kính bu lông nền d1 22 mm

2 Đường kính bu lông ghép thân và nắp hộp tại vị trí ổ đỡ d2 16 mm

3 Đường kính bu lông ghép thân và nắp hộp tại mặt bích d3 12 mm

4 Đường kính và số vít xiết nắp ổ d4i-z4i Trục I: M10-8

5 Đường kính vít nắp cửa thăm d5 M8

7 Đường kính lắp lỗ bu lông d0i 𝑑 01 = 24 𝑚𝑚

Cửa thăm và nút thông hơi

Theo bảng 10.8 tài liệu [1] ta chọn được các thông số của cửa thăm :

A B A1 B1 C K R Kích thước vít Số vít

Ta chọn loại nút thông hơi có tấm chắn:

B ả ng 7.4 Thông s ố c ủa nút thông hơi

Nắp ổ

- Vật liệu chế tạo là gang GX15-32

- Nắp thông có trục đi qua nắp

- Với nắp thông có thể lồi hoặc phẳng Nắp có thể lồi trong hoặc lồi ngoài tùy không gian giữa nắp và ổ.

Que thăm dầu

Kích thước như hình dưới đây:

Chốt định vị

Nút tháo dầu

Vòng phớt

Vòng phớt được sử dụng rộng rãi nhờ kết cấu đơn giản và dễ thay thế, mang lại hiệu quả bảo vệ cho ổ lăn Đây là loại lót kín động gián tiếp nhằm ngăn 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 Ngoài ra, vòng phớt còn ngăn dầu chảy ra ngoài, giúp duy trì sạch sẽ và an toàn cho hệ thống Vì vậy, tuổi thọ của ổ lăn phụ thuộc rất nhiều vào chất lượng và tình trạng của vòng phớt.

Vòng phớt được sử dụng rộng rãi nhờ kết cấu đơn giản và dễ thay thế Tuy nhiên, nó có nhược điểm là dễ bị mòn nhanh và sinh ma sát lớn khi bề mặt trục có độ nhám cao.

Vòng chắn dầu

Để ngăn mỡ trong bộ phận ổ với dầu trong hộp, lắp vòng có từ 2 đến 3 rãnh hình tam giác nhằm ngăn sự hòa trộn Đặt vòng sao cho mép trong thành hộp cách vòng khoảng 1–2 mm Khe hở giữa vỏ (hoặc ống lót) và mặt ngoài của vòng ren nên khoảng 0,4 mm.

Bôi trơn hộp giảm tốc

Vì vận tốc vòng 𝑣 < 12 𝑚/𝑠 từ đó ta chọn được là phương pháp bôi trơn ngâm dầu

Dựa vào bảng 18-11 tài liệu [5] ta chọn được độ nhớ của dầu ở 50 𝑜 𝐶(100 𝑜 𝐶) để bôi trơn bánh răng:

Vật liệu bánh răng 𝜎 𝑏 (𝑀𝑝𝑎) Độ nhớt của dầu ở

B ả ng 7.6 Thông s ố c ủ a lo ạ i d ầu bôi trơn

Từ đó ta dựa tiếp vào bảng 18-13 các loại dầu thông dụng, ta chọn được loại nhớt là:

Tên gọi Độ nhớt Khối lượng riêng 𝑔/𝑐𝑚 3

Bôi trơn ở ổ lăn

- Chất bôi trơn được lựa chọn dựa trên nhiệt độ làm việc và số vòng quay của vòng ổ

So với dầu bôi trơn, mỡ bôi trơn dễ được giữ trong ổ đỡ và có khả năng bảo vệ ổ khỏi tác động của tạp chất và độ ẩm Mỡ có thể dùng cho ổ làm việc lâu dài (khoảng 1 năm), và độ nhớt ít bị thay đổi khi nhiệt độ biến động Dầu bôi trơn được khuyến nghị áp dụng khi số vòng quay lớn hoặc nhiệt độ làm việc cao, khi cần tỏa nhiệt nhanh hoặc khi các chi tiết khác trong máy được bôi trơn bằng dầu.

Số vòng quay tới hạn cho từng loại ổ bôi trơn bằng mỡ hay bằng dầu được ghi trong các catalog của ổ lăn

Vì thế ta chọn bôi trơn ổ lăn bằng mỡ theo bảng 15-15a [2] trang 45 để chọn loại phù hợp; LGMT2 được xác định là thích hợp cho các loại ổ cỡ nhỏ và trung bình, ngay cả ở điều kiện làm việc cao hơn, có tính năng chịu nước rất tốt và chống gỉ cao Đặc tính của mỡ được xem xét để đảm bảo hiệu suất bôi trơn tối ưu.

+ Chất làm đặc: lithium soap

+ Dầu cơ sở: dầu mỏ

+ Nhiệt độ chạy liên tục: -30 đến +120 0 C

+ Độ nhớt động của dầu cơ sở (tại 40 0 C): 91 (mm 2 /s)

+ Độ đậm đặc: 2 (thanh: NLGI)

+ Lượng mỡ tra vào ổ lần đầu có thể xác định như sau: 𝐺 = 0,005𝐷𝐵 + Trong đó: G – lượng mỡ (g).

CHỌN DUNG SAI LẮP GHÉP

Lý thuyết

Vòng trong chịu tải tuần hoàn, vì vậy ta chọn lắp trung gian K6 để vòng trong của ổ không trượt dọc trục khi làm việc, giúp vòng trong mòn đều trong suốt quá trình vận hành và tăng tuổi thọ của ổ.

Vòng ngoài của ổ lăn không quay chịu tải cục bộ, nên ta lắp theo hệ thống lỗ để phân bổ lực và đảm bảo sự ổn định của ổ đỡ Để ổ có thể dịch chuyển dọc trục khi nhiệt độ tăng trong quá trình vận hành, ta chọn kiểu lắp trung gian H7 nhằm cho phép dung sai phù hợp giữa các chi tiết và duy trì khe hở làm việc an toàn.

+ Do bánh răng chịu tải nặng, va đập nhẹ, không yêu cầu tháo lắp thường xuyên, tháo lắp không thuận tiện, cần cố định thêm mối ghép then chọn H8/p7

+ Do yêu cầu lắp lỏng để tiện việc thay thế hay dễ dàng tháo lắp chọn H8/h7

+ Để đảm bảo độ đồng tâm và không bị sút, ta chọn kiểu lắp chặt P7/h6

+ Để dễ dàng tháo lắp, chọn kiểu lắp trung gian H8/js7

+ Theo chiều rộng, chọn kiểu lắp trên trục là P9/h9 và kiểu lắp trên bạc là Js9/h9 + Theo chiều cao h, sai lệch giới hạn kích thước then: h11

+ Theo chiều dài l, sai lệch giới hạn kích thước then: h14.

Bảng dung sai lắp ghép

B ả ng 8.1 Thông s ố c ủ a dung sai l ắ p ghép

Chi tiết Mối lắp es

Bánh răng nghiêng bị dẫn

Bánh răng thẳng bị dẫn ∅60𝐻8

CÁC CHI TIẾT PHỤ KHÁC

[1] TS Nguyễn Hữu Lộc (2020) “Thiết kế máy và Chi tiết máy”, Nhà xuất bản Đại học Quốc gia Thành phố Hồ Chí Minh

[2] TS Nguyễn Hữu Lộc (2016) “Cơ sở Thiết kế máy”, Nhà xuất bản Đại học Quốc gia Thành phố Hồ Chí Minh

[3] TS Nguyễn Hữu Lộc (2016) “Bài tập Chi tiết máy”, Nhà xuất bản Đại học Quốc gia Thành phố Hồ Chí Minh

[4] PGS TS Trịnh Chất, TS Lê Văn Uyển “Thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1”, NXB Giáo dục

[5] PGS TS Trịnh Chất, TS Lê Văn Uyển “Thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 2”, NXB Giáo dục.

Định dạng
Số trang	89
Dung lượng	4,29 MB