Đồ án thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn

CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

Công suất cần thiết

Do tải trọng thay đổi theo bậc nên ta có:

Hiệu suất chung  của hệ thống:

     Theo (bảng 2.3), trang 19, [1] ta có:

Với :  d  0.96 : Hiệu suất bộ truyền đai

  n 1 : Hiệu suất nối đàn hồi

  k 0,99 : Hiệu suất một cặp ổ lăn

 br  0.98 : Hiệu suất bộ truyền bánh đai ηkn = 1 : Hiệu suất khớp nối

Vậy công suất cần thiết của động cơ: P ct  P  td  7.44 0.87  8.55   kw

Phân phối tỉ số truyền cho hệ thống

Chọn tỉ số truyền sơ bộ:

Hộp giảm tốc hai cấp: u h 11

Nên tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống là: u sb 3,5 11 38,5� 

Vận tốc sơ bộ của động cơ là: n sb u sb �n38,5 50 1925 /�   v p 

Chọn động cơ

Động cơ chọn làm việc ở chế độ dài với phụ tải thay đổi nên động cơ phải chọn có Pdm� Pct = 8,55 (KW).

Theo bảng P1.2 trang 234 tài liệu [2] ta chọn động cơ có số liệu 4A100S4Y3 có thông số kỷ thuật.

+ Công suất định mức : Pdm = 11 (KW)

+ Số vòng quay : ndc = 1458 (vg/ph)

Phân phối lại tỳ số truyền cho hệ thống

50 n dc u n   Chọn tỉ số truyền đai: u d 3,5

Vậy tỷ số truyền của hộp giảm tốc là: 29.16

Gọi u n : là tỷ số truyền bánh răng cấp nhanh. u c : là tỷ số truền của bánh răng cấp chậm

Với điều kiện : u h  u n � u c u n u c �1, 4 Vậy phân phối tỷ số truyền như sau :

Tỷ số truyền cấp nhanh của hộp giảm tốc : un = 3,41

Tỷ số truyền cấp chậm của hộp giảm tốc : uc = 2,44

Tỷ số truyền của bộ truyền đai: ud = 3,5

Công suất động cơ ở trên các trục

- Công suất động cơ của trục I (trục dẫn) là:

- Công suất động cơ của trục trục II là:

- Công suất động cơ của trục III là:

- Công suất động cơ trên trục công tác là:

Tốc độ quay trên các trục

- Tốc độ quay trên trục I là: 1

- Tốc độ quay trên trục II là: 2 1 416

- Tốc độ quay trên trục III là: 3 2 122

1.7 Tính moment xoắn trên trục

Trong đó: P: công suất (kw) n : số vòng quay (vòng/phút)

+ Momem xoắn trên trục động cơ là:

+ Momem xoắn trên trục I là:

+ Momem xoắn trên trục II là :

Momem xoắn trên trục III là :

+ Momem xoắn trên trục công tác là:

TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI

Chọn loại đai

Thiết kế bộ truyền đai cần xác định loại đai, kích thước đai và bánh đai, khoảng cách trục A, chiều dài L và lực tác dụng lên trục.

Do công suất động cơ Pct = 11 Kw) và iđ = 3,5 < 10 và yêu cầu làm việc êm nên ta có thể chọn đai hình thang.

Nên chọn đai làm bằng vải cao su vì chất liệu này có khả năng hoạt động tốt trong môi trường ẩm ướt, ít bị ảnh hưởng bởi nhiệt độ và độ ẩm Đai vải cao su có độ bền và độ đàn hồi cao, rất phù hợp cho các truyền động có vận tốc cao và công suất truyền động nhỏ.

Dựa vào công suất Pct = 11(Kw) và số vòng quay n1 = 1458 (vg/ph) tra theo (bảng 4.1), trang 51, [1] ta chọn: Đai thang loại , được làm từ vật liệu tổng hợp.

Các thông số đai hình thang thường loại :

Tên gọi Kí hiệu Giá trị

Chiều rộng lớp trung hòa bt 14

Khoảng cách từ mặt trung hòa đến thớ ngoài yo 4.0

Diện tích mặt cách ngang A 138

Chiều cao đai h 13.5 Đường kính bánh đai dẫn d1 200-400

Kích thước mặt cắt ngang của dây đai

Xác định thông số hình học chủ yếu của bộ truyền đai

2.2.1 Xác định đường kính bánh đai nhỏ d 1

Theo tiêu chuẩn chọn d 1"5mm

Vận tốc dài của đai:

Vận tốc đai nhỏ hơn vận tốc cho phép: v max% /m s nên thỏa điều kiện.

2.2.2 Xác định đường kính bánh đai lớn d 2

Theo công thức (5-4) ta có đường kính bánh đai lớn : d2 = uđ.d1.(1-  ) trong đó : iđ hệ số bộ truyền đai

 : hệ số trượt của bộ truyền đai thang lấy  = 0,01

- Xác định lại tỷ số truyền thực tế của bộ truyền đai là

- Sai số của bộ truyền là:

Sai số  u trong phạm vi cho phép (3�5)%

( với h là chiều cao tiết diện đai)

Ta có thể chọn sơ bộ a = d2 = 800mm

2.4 Tính chiều dài sơ bộ theo khoảng cách trục a

Theo bảng (5-12) tài liệu [3] trang 92 lấy L = 3350 (mm)

Kiểm nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây

2.5 Xác định chính xác khoảng cách trục a theo L = 3350mm

Kiểm tra điều kiện : 577,25 � 820 � 2050 mm ( thỏa mãn điều kiện (1))

Khoảng cách nhỏ nhất mắc đai: amin = a – 0,015L = 820 – 0,015.3350 = 769,75 (mm)

Khoảng cách lớn nhất để tạo lực căng : amax = a + 0,03L = 820 + 0,03.3350 = 920,5(mm)

Vì α 1>120 o �thỏa mãn điều kiện không trượt trơn (đối với đai sợi tổng hợp)

2.7 Xác định số đai cần thiết

Số đai được xác định theo điều kiện tránh xa trượt trơn giữa hai đai và bánh đai

Số dây đai được xác định theo công thức:

- Hệ số xét đến ảnh hưởng góc ôm đai

- Hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc

- Hệ số xét đến ảnh hưởng chế độ tải trọng Cr = 0,85

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

- Hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài

- Hệ số xét đến ảnh hưởng số dây đai Cz ta chọn sơ bộ bằng 1

- Theo bảng (4.19) tài liệu [1] trang 62 ta chọn [P0] = 6,46 Kw

2.8 Định kích thước chủ yếu của bánh đai

Theo công thức (5-23): B  ( Z  1) f  2 e Theo bảng 10.3 ta có : f = 10, e = 15, y0 = 14

- Đường kính bánh đai ngoài:

Theo công thức (5-24) : + Với bánh dẫn: da1 = d1 + 2y0 = 225 + 2.14 = 253(mm) + Vận tốc bánh bị dẫn: da2 = d2 + 2y0 = 800 + 2.14 = 828 (mm)

F0 = A 0 = Z.A1 0 = 2.138.1,5 = 414 (N) Trong đó: 0 = 1,5 N/mm 2 ứng suất ban đầu

A = 138 mm 2 là tiết diện của dây đai Lực căng mỗi dây đai:

Lực tác dụng lên trục:

Bảng 2 : các thông số bộ truyền đai

Xác định chính xác khoảng cách trục a theo L = 1500 mm

Kiểm tra điều kiện : 577,25 � 820 � 2050 mm ( thỏa mãn điều kiện (1))

Khoảng cách nhỏ nhất mắc đai: amin = a – 0,015L = 820 – 0,015.3350 = 769,75 (mm)

Khoảng cách lớn nhất để tạo lực căng : amax = a + 0,03L = 820 + 0,03.3350 = 920,5(mm)

Kiểm nghiệm góc ôm

Vì α 1>120 o �thỏa mãn điều kiện không trượt trơn (đối với đai sợi tổng hợp)

Xác định số đai cần thiết

Số đai được xác định theo điều kiện tránh xa trượt trơn giữa hai đai và bánh đai

Số dây đai được xác định theo công thức:

- Hệ số xét đến ảnh hưởng góc ôm đai

- Hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc

- Hệ số xét đến ảnh hưởng chế độ tải trọng Cr = 0,85

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

- Hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài

- Hệ số xét đến ảnh hưởng số dây đai Cz ta chọn sơ bộ bằng 1

- Theo bảng (4.19) tài liệu [1] trang 62 ta chọn [P0] = 6,46 Kw

Định kích thước chủ yếu của bánh đai

Theo công thức (5-23): B  ( Z  1) f  2 e Theo bảng 10.3 ta có : f = 10, e = 15, y0 = 14

- Đường kính bánh đai ngoài:

Theo công thức (5-24) :+ Với bánh dẫn: da1 = d1 + 2y0 = 225 + 2.14 = 253(mm)+ Vận tốc bánh bị dẫn: da2 = d2 + 2y0 = 800 + 2.14 = 828 (mm)

Lực căng ban đầu

F0 = A 0 = Z.A1 0 = 2.138.1,5 = 414 (N) Trong đó: 0 = 1,5 N/mm 2 ứng suất ban đầu

A = 138 mm 2 là tiết diện của dây đai Lực căng mỗi dây đai:

Lực tác dụng lên trục:

Bảng 2 : các thông số bộ truyền đai thông số Giá trị

Bánh đai nhỏ Bánh đai lớn Đường kính bánh đai d1 = 225 (mm) d2 = 800 (mm) Đường kính ngoài bánh đai 253 (mm) 828 (mm)

Chiều rộng bánh đai 43 (mm)

Lực tác dụng lên trục 1167,1 (N)

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng của cấp nhanh

3.1.1 Chọn vật liệu và cách nhiệt luyện

Hộp giảm tốc 2 cấp chịu tải trọng trung bình cần lựa chọn vật liệu cho bánh răng với độ rắn bề mặt răng HB < 350 Để đảm bảo hiệu suất, độ rắn của bánh răng nhỏ nên lớn hơn độ rắn của bánh răng lớn khoảng một mức nhất định.

+ Bánh răng trụ răng ngiêng nhỏ thép 45 thường hóa, (bảng 3-8) trang 40 tài liệu [3] ta có các thông số của thép như sau:

- Giới hạn bèn kéo:   bk 600 / N mm 2

- Giới hạn chảy:   ch 300 / N mm 2

- Độ rắn: HB = 170 �220 (chọn HB1 = 200)

(giả thiết đường kính phôi dưới 100 mm)

+ Bánh răng trụ răng ngiêng lớn thép 35 thường hóa, (bảng 3-8) trang 40 tài liệu [3] ta có các thông số của thép như sau:

- Giới hạn bền kéo:   bk 500 / N mm 2

- Độ rắn: HB = 140 � 190 (chọn HB2 = 170)

(giả thiết đường kính phôi 100�300 mm)

Vói cả hai bánh răng lớn và bánh răng nhỏ ta chọn phôi là phôi rèn.

3.1.2 Xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép với bộ truyền cấp nhanh

+ Ứng suất tiếp xúc cho phép

Số chu kỳ tương đương của bánh lớn:

Vậy số chu kỳ làm việc tương đương của bánh nhỏ

Do đó hệ số chu kỳ ứng suất K ’ N của cả hai bánh răng đều bang 1.

 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép

Theo bảng (3-9) trang 43 tài liệu [3] ta có    u 2, 6 HB

+ Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn

+ Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ

 Ứng suất uốn cho phép

Số chu kỳ tương đương của bánh lớn

Vậy cả Ntd1 và Ntd2 đều lớn hơn N0 = 5.10 6 , do đó K ’’ N = 1

+ Giới hạn mỏi uốn của thép 45:   10, 43. bk 0, 43.600 258 / N mm 2

+ Giới hạn mỏi uốn của thép 35:   10, 43. bk 0, 43.500 215 / N mm 2

Vì phôi rèn, thép thường hóa nên lấy hệ số an toàn n = 1,5 và hệ số tập trung ứng suất ở chân răng K = 1,8

Vì ứng suất thay đổi theo chu kỳ mạch động nên ta có ứng suất uốn cho phép

3.1.3 Xác định khoảng cách trục a w (sơ bộ)

- Sơ bộ chọn hệ số tải trọng K = 1,3

- Chọn hệ số chiều rộng bánh răng   A 0,3

Trong đó : u = 3,41 : Tỷ số truyền n2 = 132 (v/p) số vòng quay trong 1 phút của bánh bị dẫn

N = 10,454 (Kw) công suất trên trục I

 ' = 1,25 hệ số ảnh hưởng khả năng tải

3.1.4 Tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng

- Vận tốc của bánh răng trụ ăn khớp ngoài được tính theo công thức ( 3-17)

� Với: n1 số vòng quay trong 1 phút của bánh dẫn

- Với vận tốc này theo bảng (3-11) trang 46 tài liệu [3] có thể chọn cấp chính xác 9

3.1.5 Định chính xác hệ số tải trọng K

- Chiều rộng bánh răng lớn :

- Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ:

  d   Với  d = 0,66 theo bảng 3-12 trang 47 tài liệu [3] ta có Ktt bảng = 1,03

- Tính hệ số tập trung tải trọng thực tế :

Theo bảng 3-14 trang 48 tài liệu [3] tìm được hệ số tải trọng động

- Hệ số tải trọng: K K K tt d 1,015.1, 2 1, 22

Vì trị số K không chênh lếch nhiều với dự đoán nên không cần tính lại khoảng cách trục A và ta có thể lấy A = 250 mm.

3.1.6 Xác định mô đun, số răng, góc nghiêng của răng và chiều rộng bánh răng

+ Mô đun pháp: mn = (0,01 � 0,02).A = 2,5�5mm (lấy mn = 4 mm)

+ Sơ bộ chọn góc nghiêng 10 ;cos 0  0,985

+ Tổng số răng của hai bánh

  răng chọn Z1 = 28 răng + Số răng bánh lớn: Z 2 Z u 1 28.3, 41 95, 48 răng chọn Z2 = 96 răng + Tính chính xác góc nghiêng 

+ Chiều rộng bánh răng: 75 2,5 2,5.4 58,34 sin 0,1714 m n b mm

3.1.7 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng

Trong đó: N = 10,454 (Kw) công suất bộ truyền y : hệ số dạng răng n : Số vòng quay trong một phút của bánh răng đang tính mn: Mô đun

Ztd: Số răng tương đương trên bánh b,  u : Bề rộng và ứng suất tại chân răng + số răng tương đương của bánh nhỏ

+ Số răng tương đương của bánh lớn

Theo bảng (3-18) trang 52 tài liệu [3] ta chọn :

- Hệ số dạng răng của bánh nhỏ y 1 0.46

- Hệ số dạng răng của bánh lớn y 2 0.517

- Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ

3.1.8 Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột

- Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải

� ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn ứng suất cho phép trên bánh răng nhỏ và bánh răng lớn.

- Kiểm nghiệm sức bền uốn cho phép khi quá tải:

� upt 1 <   uqt 1 Thỏa mãn + bánh răng lớn:

3.1.9 Các thông số hinh học chủ yếu của bộ truyền

+ Đường kính vòng chia đỉnh răng:

+ Đường kính vòng chân răng:

3.1.10 Lực tác dụng lên trục

Lực dọc trục p a  p tg  3541,78 9 52 580( )tg o  N

Bảng 3: Các thông số bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Bánh răng nhỏ Bánh răng lớn

Số răng của bánh răng Z1 là 29 và Z2 là 96 Đường kính vòng chia của Z1 là 116 mm và Z2 là 384 mm Đường kính vòng đỉnh răng của Z1 là 124 mm và Z2 là 392 mm Cuối cùng, đường kính vòng chân răng của Z1 là 107 mm và Z2 là 375 mm.

Chiều rộng răng b1 = 75 mm b2 = 75 mm

Chiều cao răng h = 9 mm Độ hở hướng tâm c = 0,5 mm

Tính toán bộ truyền bánh răng thẳng cấp chậm

3.2.1 Chọn vật liệu và cách nhiệt luyện

+ Bánh răng nhỏ thép 45 thường hóa tra (bảng 3-8) trang 40 tài liệu [3] ta có các thông số của thép như sau:

- Độ rắn: HB = 170 �220 (chọn HB1 = 190)

(giả thiết đường kính phôi dưới 100�300 mm)

+ Bánh răng lớn thép 35 thường hóa Tra bảng (3-8) trang 40 tài liệu [3] ta có các thông số của thép như sau:

- Độ rắn: HB = 140 � 190 (chọn HB2 = 160)

(giả thiết đường kính phôi 300�500 mm)

Với cả hai bánh răng lớn và bánh răng nhỏ ta chọn phôi là phôi rèn.

3.2.2 Xác định ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn cho phép với bộ truyền cấp nhanh

+ Ứng suất tiếp xúc cho phép

Số chu kỳ tương đương của bánh lớn:

Vậy số chu kỳ làm việc tương đương của bánh nhỏ

Do đó hệ số chu kỳ ứng suất K ’ N của cả hai bánh răng đều bằng 1.

 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép

Theo bảng (3-9) trang 43 tài liệu [3] ta có    u 2, 6 HB

- Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn

- Ừng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ

  u12,6.HB2, 6.190 494 / N mm 2 Để tính sức bền ta dung trị số nhỏ là   u2= 416 N/mm 2

 Ứng suất uốn cho phép

Số chu kỳ tương đương của bánh lớn

Vậy cả Ntd1 và Ntd2 đều lớn hơn N0 = 5.10 6 , do đó K ’’ N = 1

Giới hạn mỏi uốn của thép 45:   10, 43. bk 0, 43.580 249, 4 / N mm 2

Giới hạn mỏi uốn của thép 35:   10, 43. bk 0, 43.480 206, 4 / N mm 2

Vì phôi rèn, thép thướng hóa hệ số an toàn n = 1,5, và hệ số tập trung ứng suất ở chân răng K  = 1,8

Vì ứng suất thay đổi theo chu kỳ mạch động nên ta có ứng suất uốn cho phép

3.2.3 Tính khoảng cách sơ bộ trục A

- Sơ bộ chọn hệ số tải trọng K = 1,3

- Chọn hệ số chiều rộng bánh răng   A 0,3

Trong đó: u = 2,41 Tỷ số truyền n2 = 50 (v/p) số vòng quay trong một phút của bánh răng bị dẫn

N = 10,143 (Kw) : Công suất trên truc II

3.2.4 Tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng

- Vận tốc vòng của bánh răng trụ ăn khớp ngoài được tính theo công thức (3-17) v  60.1000  d n 1 1  60000( 2  A n u  1 1) ( / ) m s

Với n1 số vòng quay trong 1 phút của bánh dẫn:

+ Với vận tốc này theo bảng (3-11) trang 46 tài liệu [3] có thể chọn cấp chính xác 9

3.2.5 Định chính xác hệ số tải trọng K

Chiều rộng bánh răng: b A A0,3.340 102 mm

+ Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ:

 d   Với  d = 0,51 theo bảng (3-12) trang 47 tài liệu [3] ta có Ktt bảng = 1

- Tính hệ số tập trung tải trọng thực tế : 1 1 1 1

Theo bảng (3-14) trang 48 tài liệu [3] tìm được hệ số tải trọng động

- Hệ số tải trọng: K K K tt d 1.1,1 1,1

Vì trị số K không chênh lếch với dự đoán nên không cần tính lại khoảng cách trục A và ta có thể lấy A = 340 mm.

3.2.6 Xác định mô đun, số răng và chiều rộng bánh răng

+ Mô đun pháp: mn = (0,01 � 0,02).A = 3,4 � 6,8 mm (lấy mn = 4 mm)

- Số răng bánh lớn: Z 2 Z u 1 50.2, 41 120,5 răng chọn Z2 = 120 răng + Chiều rộng bánh răng lớn b2 = 0,3.340 = 102 mm

3.2.7 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng

Trong đó : k = 1,3 : Hệ số tải trọng

N : Công suất bộ truyền (Kw) y : Hệ số dạng răng n : Số vòng quay trên một phút của bánh răng đang tính mn : Môđun

Ztd : Số răng tương đương trên bánh b, u: Bề rộng và ứng suất tại chân răng

Theo bảng (3-18) trang 52 tài liệu [3] ta chọn

+ Hệ số dạng răng của bánh nhỏ y1 = 0,471

+ Hệ số dạng răng của bánh lớn y2 = 0,517

- Ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ

- Ứng suất uốn tại chân răng bánh lớn

3.2.8 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng khi chịu tải trọng đột ngột

- Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải

� ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn ứng suất cho phép trên bánh răng nhỏ và bánh răng lớn.

- Kiểm nghiệm sức bền uốn cho phép khi quá tải:

� upt 1 <   uqt 1 Thỏa mãn+ bánh răng lớn:

3.2.9 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền

+ Chiều rộng bánh răng : b2 = 102 mm b1 = 102 mm + Đường kính vòng chia d1 = mn.Z1 = 4.50 = 200 mm d2 = mn.Z2 = 4.120 = 480 mm + khoảng cách trục :

+ Chiều cao răng : h = 2,25.mn = 2,25 4 = 9 mm + Độ hở tâm răng: c = 0,25.mn = 0,25.4 = 1 mm + Đường kính vòng đỉnh răng e1 1 e2 2

+ Đường kính vòng chân răng i1 1 i2 2

3.2.10 Tính lực tác dụng lên trục

Lực hướng tâm : P r P tag 1  18796,31.tag20 0 6841,3N

Bảng 4 : Các thông số của bánh răng trụ răng thẳng

Bánh răng nhỏ Bánh răng lớn

Số răng Z1 = 50 răng Z2 = 120 răng Đường kính vòng chia d1 = 200 mm d2 = 480 mm Đường kính vòng đỉnh răng De1 = 208 mm De2 = 488 mm Đường kính vòng chân răng Di1 = 192 mm Di2 = 472 mm

Chiều rộng răng b1 = 102 mm b2 = 102 mm

Chiều cao răng h = 9 mm Độ hở hướng tâm c = 1 mm

TÍNH TOÁN TRỤC

Chọn vật liệu cho trục

Vật liệu chế tạo trục cần có độ bền cao, khả năng chịu ứng suất tốt, dễ gia công và có thể được nhiệt luyện Thép hợp kim là lựa chọn chính cho việc sản xuất trục Đối với hộp giảm tốc chịu tải trọng trung bình, loại thép 45 (thường hóa) với giới hạn bền khoảng 600 N/mm² là sự lựa chọn phù hợp.

Tính sức bền trục

4.2.1 Tính đường kính sơ bộ của trục

Theo công thức (7-2) ta có : 3 P( ) d C mm

Trong đó : d - là đường kính trục (mm)

C - hệ số phụ thuộc vào ứng xuất xoắn cho phép đối với đầu trục và truyền trục chung, lấy C = 120

P - công suất truyền của trục n - số vòng quay trong 1 phút của trục + Đối với trục I:

� � chọn dI = 35 (mm)+ Đối với trục II :

� � chọn dII = 55 (mm) + Đối với trục III :

� � chọn dIII = 70 (mm) + Ta lấy trị số dII = 50 (mm) chọn loại bi cở trung bình Tra trong bảng 14P trang

339 tài liệu [3] ta có chiều rộng của ổ : B = 27 (mm)

Chiều dài Mayo bánh đai, bánh răng trụ

Chọn kích thước lm12, lm13, lm14 là 75 mm, tương ứng với chiều rộng bánh răng bánh dẫn b1 của cấp nhanh Kích thước lm22 và lm24 cũng là 75 mm, trong khi lm23 là 102 mm, phù hợp với chiều rộng bánh răng bánh dẫn b1 của cấp chậm Cuối cùng, lm31 và lm32 có kích thước 102 mm.

- Chiều dài mayo nửa khớp nối( nối vòng dàn hồi ).

- Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hay khoảng cách giữa các chi tiết quay. k 18 15mm chọn k 1 10mm

- Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp. k 2 8 15mm chọn k 2 10mm

- Khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ. k 3 10 20mm chọn k 3 15mm

- Chiều cao nắp ổ và chiều bulong h n 15 20� mm lấy h n 15 mm

 Trục I l12 = 0,5.(lm12 + B) + k3 + hn =[ 0.5.(75 + 27) + 15 + 15 ] = 81 (mm) l13 = 0,5.(lm13 + B) + k1 + k2 = 0,5.(75 + 27) + 10 + 10 = 71 (mm) l14 = l24 = 268 (mm)

 Trục II l22 = 0,5.(lm22 + B) + k1 + k2 = 0,5.(75 + 27) + 10 + 10 = 71 (mm) l23 = l22 + 0,5.(lm22 + lm23) + k1 = 71 + 0,5.(75 + 102) + 10 = 169,5 (mm) l24 = 2 l23 - l22 = 169,5.2 – 71 = 268 (mm)

 Trục III l32 = l23 = 169,5(mm) l33 = 2l32 + lc33 = 2 l32+ 0,5.(lm32 + B) + k3+hn

Do đó khoảng cách giữa các gối đỡ : l11 = l21 = l31 = 2l32 = 169,5.2 = 339(mm)

Sơ đồ phân bố lực trên trục I.

Các lực tác dụng lên trục I bao gốm: Rd = 1167,1(N); Pr1 = 1306,27 (N)

 Tính lực tác dụng lên trục I:

- Tính phản lực ở các gối trục

Y r r bY r r d bY bY aY r d bY d d mA R l P P l l P P l l R a b c

- Tính mô men uốn ở tiết diện chịu tải lớn nhất:

 Tính đường kính trục ở hai tiết diện A – A, a – a và b – b theo công thức (7-3)

- Đường kính trục ở tiết diện A – A:

Theo bảng (7-2) trang 119 tài liệu [3] ta chọn [ ] = 50 (N/mm 2 )

- Đường kính trên trục ở tiết diện a – a :

Trong bài viết này, chúng ta xem xét đường kính của trục tại các tiết diện khác nhau Tại tiết diện A – A, đường kính được xác định là dA–A = 40 mm, trong khi tại các tiết diện a – a và b – b, đường kính là da–a = db–b = 45 mm, lớn hơn giá trị tính toán do sự hiện diện của rãnh then Cuối cùng, đường kính lắp ổ lăn được chọn là d = 40 mm.

 Tính lực tác dụng lên trục II:

Sơ đồ phân bố lực trên trục II.

Các lực tác dụng lên trục II bao gồm : Pr2 = 1306,27(N) ; Pa2 = 580(N) ;

- Tính phản lực ở các gối trục :

- Tính mô men uốn ở tiết diện chịu tải lớn nhất:

U ux uy ux CX uy CY a

U ux uy ux CX uy CY r

U ux uy ux DX uy DY

- Tính đường kính trục tại tiết diện chịu tải lờn nhất

Trong hai đoạn trục, có rãnh then để cố định bánh răng theo phương tiếp tuyến Đường kính trục được chọn là de - e = dc - c = 55 mm và dd - d = 65 mm, trong khi đường kính lắp ổ lăn là d = 50 mm.

 Tính lực tác dụng lên trục III:

Sơ đồ phân bố lực trên trục III.

Các lực tác dụng lên trục III bao gồm : P3 = 18796,31(N) ; P3 = 6841,3(N), d3 = 480 mm.

- tính phản lực các gối trục.

- Tính mô men uốn ở tiết diện chịu tải lớn nhất

U ux uy ux EX uy EY

- Đường kính trục tại tiết diện chịu tải lớn nhất

Chọn d = 75 mm, đường kính đầu trục = 70 mm.

Kiểm tra hệ số an toàn của trục tại các tiết diện nguy hiểm.

Hệ số an toàn tính theo công thức (7 – 5 ) ta có :

 Trong đó: n  hệ số an toàn chỉ xét theo ứng suất pháp n  hệ số an toàn chí xét riêng ứng suất tiếp n hệ số an toàn

[n] hệ số an toàn cho phép [n] = 1,5 2,5 �

Vì trục quay nên ứng suất pháp (uốn) biến đổi theo chu kỳ đối xứng. max min U ; 0 a m

 giá trị trung bình ứng suất pháp Theo công thức (7 – 6) ta có :

Bộ truyền làm việc một chiều nên ứng suất tiếp(xoắn) biến đổi theo chu kỳ mạch động max

Trong đó :  1 : là giới hạn mỏi uốn và xoắn với một chu kỳ đối xứng

 a : biên độ ứng suất pháp và tiếp sinh ra trong tiết diện của trục

W : mô men cản uốn của tiết diện

W0 : mô men cản xoắn của tiết diện

K  : hệ số tập trung ứng suất thực khi uốn và xoắn tra bảng (7–6) � (7-

 : hệ số tăng bền bề mặt trục

 : hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến sức bền mỏi.

MU, MX : mô men uốn và mô men xoắn

Xét tại tiết diện (a – a) Đường kính trục da – a = db – b = 45 mm tra bảng (7-3b) tài liệu [3] trang 122 ta có:

Trong đó: b : chiều rộng then (mm) h : chiều cao then (mm)

Có thể lấy gần đúng:

Chọn hệ số  và  theo vật liệu đối với thép các bon trung bình lấy  = 0,1,  = 0,05, hệ số  = 1

Theo bảng (7-4) tài liệu [3] trang 123 ta chọn  = 0,86, và  = 0,75

Theo bảng (7-8) tài liệu [3] trang 127 ta chọn hệ số tập trung ứng suất thực tế tại rãnh then K  = 1,63; K  = 1,5.

Do trục và then có độ dôi, áp suất trên bề mặt lắp được xác định là P = 30 N/mm² theo bảng (7-10) trong tài liệu [3] trang 128 Khi tính toán về xoắn, sai số được coi là không đáng kể.

Như vậy tiết diện tại a – a đảm bảo độ an toàn cho phép.

- Xét tại tiết diện c – c và e – e đường kính trục dc – c = dc – c = 55 mm tra bảng (7-3b) tài liệu [3] trang 122 ta có: W = 14510 (mm 3 ), W0 = 30800 (mm 3 ) b h � = 18� 11

Với  = 0,1;  = 1;  = 0,05 Theo bảng (7-4) tài liệu [3] trang 123 ta chọn  = 0,83 và  = 0,71

Theo bảng (7-8) tài liệu [3] trang 127 ta chọn hệ số tập trung ứng suất thực tế tại rãnh then K  = 1,63 ; K  = 1,5.

Theo (7-10) tài liệu [3] trang 128 ta chọn P � 30 (N/mm 2 )

Vậy tiết diện c – c và e – e của trục đảm bảo an toàn.

- Xét tại tiết diện d – d đường kính của trục là dd – d = 65 mm tra bảng

(7-3b) tài liệu [3] trang 122 ta có: W $300 (mm 3 ), W0 = 51200 (mm 3 ) b h � = 20 � 12,

Theo bảng (7-4) tài liệu [3] trang 123 ta chọn  = 0,85 và  = 0,73

Theo bảng (7-8) tài liệu [3] trang 127 ta chọn hệ số tập trung ứng suất thực tế tại rãnh then K  = 1,63 ; K  = 1,5.

Vậy tiết diện e – e của trục 2 cũng đảm bảo an toàn.

Xét tại tiết diện f – f đường kính trục df – f = 75 mm tra bảng (7-3b) tài liệu [3] trang 122 ta có: W = 37600 (mm 3 ), W0 = 79000 (mm 3 ), b h � = 24 � 14

Theo bảng (7-4) tài liệu [3] trang 123 ta chọn  = 0,83 và  = 0,71

Theo bảng (7-8) tài liệu [3] trang 127 ta chọn hệ số tập trung ứng suất thực tế tại rãnh then K  = 1,63; K  = 1,5.

Vậy tiết diện của trục đảm bảo an toàn.

 Kết luận: tất cả các trục đều làm việc an toàn.

TÍNH THEN

Tính then lắp trên trục I

Đường kính trục I để lắp rãnh then là d = 45 mm

Theo bảng (7-23) tài liệu [3] trang 143 ta có thể chọn các thông số của then b = 14, h = 9, t = 5, t1 = 4,1, k = 5, chiều dài then l = 0,8.lm trong đó lm chiều dài mayơ: lm = (1, 2 1,5).d�

+ Kiểm nghiệm độ dập bền trên mặt cạnh làm việc của then theo công thức (7-11) tài liệu [3] trang 139 ta có:

Chiều dài then là: l =0,8.lm = 0,8.1,2.45 = 43,2(mm)

Theo TCVN 150 – 64 (bảng 7-23) tài liệu [3] trang 143 ta chọn l = 45 (mm)

Tra bảng (7-20) với ứng suất mối ghép cố định Tải trọng tĩnh, vật liệu CT6 ta có

+ Kiểm nghiệm bền cắt theo công thức ( 7-12).

Theo bảng (7-21) tài liệu [3] trang 142 ta có   c 120(N / mm ) 2

Như vậy then trên trục I thỏa mãn điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt.

Tính toán then trên trục II

Đường kính trục II để lắp then d c – c = d e– e = 55 mm và d d – d = 65 mm

Xét tại tiết diện e – e và c –c đường kính lắp then là d c – c = d e– e = 55 mm theo bảng (7-23) tài liệu [3] trang 143 Ta có b = 16, h = 10, t = 5, t1 = 5,1, k = 6,2 Chiều dài then l = 0,8.lm Trong đó lm = (1, 2 1,5) � d = 0,8.1,2.55 = 52,8 mm

Theo TCVN 150 – 64 (bảng 7-23) tài liệu [3] trang 143 ta chọn l = 56 mm.

+ Kiểm nghiệm bền dập trên mặt cạnh làm việc của then theo công thức (7-11) Trong đó MX = 793980(N.mm)

+ Kiểm nghiệm bền cắt theo công thức (7-12)

Xét tại tiết diện d – d đường kính lắp trên then là d d – d = 65 mm theo bảng (7-23) tài liệu [3] trang 143 Ta có b = 18 ; h = 11 ; t = 5,5; t1 = 5,6 ; k = 6,8

Chiều dài then l = 0,8.lm = 0,8.1,2.65 = 62,8 mm

Theo TCVN 150 – 64 (bảng 7-23) tài liệu [3] trang 143 ta chọn l = 63 mm

+ Kiểm nghiệm bền dập trên mặt cạnh làm việc của then theo công thức (7-

+ Kiểm nghiệm bền cắt theo công thức (7-12).

Như vậy then trên trục II thỏa mãn điều kiện dập và điều kiện bền cắt.

5.3 Tính then lắp trên trục III Đường kính trục III để lắp then là df – f = 75 mm theo bảng (7-23) tài liệu [3] trang 143 Ta có b = 20, h = 12, t = 6, t1 = 6,1 ; k = 7,4 Chiều dài then l = 0,8.lm Trong đó lm = (1, 2 1,5) � = 0,8.1,2.75 = 72 mm

Theo TCVN 150 – 64 (bảng 7-23) tài liệu [3] trang 143 ta chọn l = 80 mm.

+ Kiểm nghiệm bền dập trên mặt cạnh làm việc của then theo công thức (7-11) Trong đó MX 73710 (N.mm)

Tính toán then trên trục III

Như vậy then trên trục III thỏa mãn điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt.

Kết luận: Then trên tất cả các trục đều thỏa mãn tất cả điều kiện bền dập và bền cắt.

Bảng 5 : Thông số của then trên các trục

Kiểm nghiệm diều kiện bền dập

Kiểm nghiệm diều kiện bền cắt

THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC

Chọn ổ lăn

Trục I và trục II của hộp giảm tốc có lực dọc trục tác dụng lên nên ta chọn ỗ đỡ chặn, trục III không có thành phần lực dọc trục nên ta dùng ổ bị đỡ

 Sơ đồ chọn ổ cho trục I

Dự kiến chọn trước góc  16 0 (kiểu 36000)

Hệ số khả năng làm việc tính theo công thức (8-1)

Cbảng – là hệ số khả năng làm việc tính theo bảng ở đây: n = 486(vg/ph): tốc độ quay trên trục I h = 33600 giờ, bằng với thới gian phục vụ của máy.

Q : tải trọng tương đương.(daN)

Theo công thức (8-6) có Q = (KV.R + m.At).Kn.Kt

Hệ số m = 1,5 ; bảng (8-2) tài liệu [3] trang 161

K = 1 tải trọng tĩnh, bảng (8-3) tài liệu [3] trang 162.

Kn = 1 nhiệt độ làm việc dưới 100 0 , bảng (8-4) tài liệu [3] trang 162.

KV = 1 vòng trong của ổ quay, bảng (8-5) tài liệu [3] trang 162

Tổng lực chiều trục At = SE – Pa1 + Pa1 – SF = 1611 – 1406,49 = 204,51 N

Lực At hướng về ở bên phải, do đó lực Q ở ổ này lớn hơn.

QB =(KV.RB + m.At).Kn.Kt = (1.3773,1 + 1,5.205,51).1.1 = 4081,365N

C = Q.(n.h) 0,3 = 408,1563.(486.33600) 0,3 = 59527,7 Ứng với đường kính d = 40, bảng 17P trang (346-347) lấy loại ổ ký hiệu

(36208) ổ bị đợ chặn, cở nhẹ Cbảng = 49000, Q = 2400 Đường kính ngoài của ổ

D = 80 mm, chiều rộng ổ B = 18 mm Ổ lăn của gối đỡ A cũng lấy cỡ như trên.

 Sơ đồ chọn ổ trục cho trục II.

Dự kiến chọn trước góc  16 0 (kiểu 36000)

Cbảng – là hệ số khả năng làm việc tính theo bảng

Trong đó : n = 132(vg/ph): tốc độ quay trên trục II h = 33600 giờ, bằng với thới gian phục vụ của máy.

Hệ số m = 1,5 tra trong bảng (8-2) tài liệu [3] trang 161

K = 1 tải trọng tĩnh Tra trong bảng (8-3) tài liệu [3] trang 162.

Kn = 1 nhiệt độ làm việc dưới 100 0 tra trong bảng (8-4) tài liệu [3] trang 162.

KV = 1 vòng trong của ổ quay Tra trong bảng (8-5) tài liệu [3] trang 162

Tổng lực chiều trục.At = SC + Pa2 – Pa2 – SD = 3226,28 – 2255,37 = 1010,91N Lực At hướng về ở bên phải, do đó lực Q ở ổ này lớn hơn.

QC = (KV.R + m.At).Kn.Kt = (2255,37.1 + 1,5.1010,91).1.1 = 3771,735N

C = Q.(n.h) 0,3 = 377,1735.(132.33600) 0,3 = 37206,18 Ứng với đường kính d = 50, sử dụng loại ổ ký hiệu (36210) với ổ bị đợ chặn, cỡ nhẹ Cbảng = 54000, Q (00) Đường kính ngoài của ổ D = 90 mm và chiều rộng ổ B = 20 mm Ổ lăn ở gối đỡ D cũng có cùng kích thước.

 Sơ đồ chọn ổ co trục III

Cbảng – là hệ số khả năng làm việc tính theo bảng

Trong đó : n = 50(vg/ph): tốc độ quay trên trục II h = 33600 giờ, bằng với thới gian phục vụ của máy.

Hệ số m = 1,5 tra trong bảng (8-2) tài liệu [3] trang 161

K = 1 tải trọng tĩnh Tra trong bảng (8-3) tài liệu [3] trang 162.

Kn = 1 nhiệt độ làm việc dưới 100 0 tra trong bảng (8-4) tài liệu [3] trang 162.

KV = 1 vòng trong của ổ quay Tra trong bảng (8-5) tài liệu [3] trang 162

Vì lực hướng tâm ở gối trục E = F, nên ta tính với gối đỡ trục E và chọn cho ổ gối trục này, gối trục F lấy cùng loại.

QF = (KV.R + m.At).Kn.Kt = (9420,82 + 1,5.0).1.1 = 9420,82N

C = Q.(n.h) 0,3 = 942,082.(50.33600) 0,3 = 69451,48 Với đường kính d = 70mm, tra bảng 14P trang (337-339) chọn loại cỡ nhẹ, ký hiệu (215), Cbảng = 78000, Q = 4000 Đường kính ngoài của ổ D là 130 mm và chiều rộng ổ B là 25 mm Ổ lăn ở gối đỡ A cũng sử dụng cỡ trên.

Bảng 6: Thông số ổ lăn trên các trục

Trục Ky hiệu ổ d (mm) D (mm) B (mm) Cbảng Q (daN)

6.2 Dung sai và lắp ghép bánh răng

Chịu tải vừa, thay đổi va đập nhẹ vì thế ta chọn kiểu lắp trung gian H7/k6.

6.3 Dung sai lắp ghép ổ lăn

Khi lắp ổ lăn ta cần lưu ý:

- Lắp vòng trong trên trục theo hệ thống lỗ, lắp vòng ngoài vào vỏ theo hệ thống trục

- Để các vòng ổ không trơn trựơt theo bề mặt trục hoặc lỗ hộp khi làm việc, chọn kiểu lắp trung gian có độ dôi cho các vòng quay

- Đối với các vòng không quay ta sử dụng kiểu lắp có độ hở.

Vì vậy khi lắp ổ lăn lên trục ta chọn mối ghép k6, còn khi lắp ổ lăn vào vỏ ta chọn H7.

6.4 Dung sai khi lắp vòng chắn dầu

Chọn kiểu lắp trung gian H7/js6 để thuận tiện cho quá trình tháo lắp.

6.5 Dung sai khi lắp vòng lò xo ( bạc chắn ) trên trục tuỳ động

Vì bạc chỉ có tác dụng chặn các chi tiết trên trục nên ta chọn chế độ lắp có độ hở H8/h7.

6.6 Dung sai lắp ghép then lên trục

Theo chiều rộng ta chọn kiểu lắp trên trục là P9 và kiểu lắp trên bạc là D10.

Bảng7: Dung sai lắp ghép bánh răng

Sai lệch giới hạn trên (μm)

Sai lệch giới hạn dưới (μm) Nmax (μm) Smax(μm)

Bảng 8 : Dung sai lắp ghép ổ lăn

Bảng 9: Dung sai lắp ghép then

Kích thước tiềt diện then bxh

Sai lệch giới hạn chiều rộng rãnh then Chiều sâu rãnh then

Trên trục Trên bạc Sai lệch giới hạn trên trục t1

Sai lệch giới hạn trên bạc t2

Dung sai lắp ghép ổ lăn

Khi lắp ổ lăn ta cần lưu ý:

- Lắp vòng trong trên trục theo hệ thống lỗ, lắp vòng ngoài vào vỏ theo hệ thống trục

- Để các vòng ổ không trơn trựơt theo bề mặt trục hoặc lỗ hộp khi làm việc, chọn kiểu lắp trung gian có độ dôi cho các vòng quay

- Đối với các vòng không quay ta sử dụng kiểu lắp có độ hở.

Vì vậy khi lắp ổ lăn lên trục ta chọn mối ghép k6, còn khi lắp ổ lăn vào vỏ ta chọn H7.

6.4 Dung sai khi lắp vòng chắn dầu

Chọn kiểu lắp trung gian H7/js6 để thuận tiện cho quá trình tháo lắp.

6.5 Dung sai khi lắp vòng lò xo ( bạc chắn ) trên trục tuỳ động

Vì bạc chỉ có tác dụng chặn các chi tiết trên trục nên ta chọn chế độ lắp có độ hở H8/h7.

6.6 Dung sai lắp ghép then lên trục

Theo chiều rộng ta chọn kiểu lắp trên trục là P9 và kiểu lắp trên bạc là D10.

Bảng7: Dung sai lắp ghép bánh răng

Bảng 8 : Dung sai lắp ghép ổ lăn

Bảng 9: Dung sai lắp ghép then

Kích thước tiềt diện then bxh

Sai lệch giới hạn chiều rộng rãnh then Chiều sâu rãnh then

Trên trục Trên bạc Sai lệch giới hạn trên trục t1

Sai lệch giới hạn trên bạc t2

Cố định trục theo phương dọc trục

6.7 Cố định trục theo phương pháp dọc trục Để có trục theo phương pháp dọc trục ta dùng nắp ổ và điều chỉnh khe hở của ổ bằng các tấm đệm kim loại giữa nắp hộp và thân hộp giảm tốc Nắp của ổ lắp với hộp giảm tốc bằng vít, loại này dễ chế tạo và lắp ghép.

Che kín ổ lăn

Để bảo vệ các đầu trục nhô ra khỏi sự xâm nhập của môi trường và ngăn chặn mỡ chảy ra ngoài, cần sử dụng vòng phớt Việc lựa chọn loại vòng phớt phù hợp được hướng dẫn trong bảng (8-29) của tài liệu [3] trang 203.

Bôi trơn ổ lăn

Bộ phận ổ được bôi trơn bằng mỡ do vận tốc bánh răng thấp, không thể sử dụng phương pháp bắn tóe để dẫn dầu vào các bộ phận ổ Theo tài liệu [3], bảng (8-28), loại mỡ ‘T’ phù hợp cho nhiệt độ từ 60 đến 100 độ C và vận tốc dưới 1500 vòng/phút Lượng mỡ cần sử dụng không vượt quá 2/3 chiều rộng của bộ phận ổ.

CẤU TẠO VỎ HỘP GIẢM TỐC

Vỏ hộp giảm tốc giữ vai trò quan trọng trong việc đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận máy, đồng thời tiếp nhận tải trọng từ các chi tiết lắp trên vỏ Nó còn có chức năng chứa dầu bôi trơn và bảo vệ các chi tiết khỏi bụi bẩn.

- Vật liệu là gang xám GX 15-32.

- Bề mặt ghép của vỏ hộp đi qua đường tâm trục để việc lắp ghép các chi tiết thuận tiện.

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

- Mặt đáy hộp giảm tốc nghiêng về phía lỗ tháo dầu với độ dốc khoảng 1 o

- Kết cấu hộp giảm tốc đúc, với các kích thước cơ bản như sau :

Theo bảng (9-10) tài liệu [3] trang 268 cho phép xác định kích thước và các phần tử khác của vỏ hộp.

- Đường kính bu lông vòng chọn theo trọng lượng của hộp giảm tốc, với khoảng cách trục a của 2 cấp 250x340 tra trong bảng (10-11a) và

(10-11b) tài liệu [3] trang (275-276) chọn bu lông M24

- Số lượng bu lông nền : theo bảng (10-13) tài liệu [3] trang 277 ta lấy n

Bảng 10 : Thông số hộp giảm tốc

Chiều dày thành nắp hộp δ1

Chiều dày bích dưới của thân hộp b

Chiều mặt bích trên của nắp hộp b1

Chiều dày phần đế không có phần lồi P

Chiều dày gân ở thân hộp m

Chiều dày gân ở nắp hộp m1 Đường kính bu lông nền dn Đường kính bu lông khác:

+ Ghép các mặt bích nắp và thân d2

1 1 m 0,85. 0,85.9 8(mm) dn 0,036.A 12 0,036.340 12 24(mm)    d1 = 0,7.dn = 0,7.24 = 17(mm) d2 = 0,5.dn = 0,5.24 = 12(mm) d3 = 0,4.dn = 0,4.24 = 10(mm) d4 = 0,4.24 = 10(mm)

NỐI TRỤC

Mô men xoắn trên nối trục :

Trong đó: Mx mô men xoắn danh nghĩa.

Mt mô men xoắn tính toán

K = 1,2 � 1,5 Hệ số tải trọng động tra trong bảng (9-1) tài liệu [3] trang 222

Theo trị số mô men tính và đường kính trục chọn kích thước nối trục theo bảng (9-

11) tài liệu [3] trang 234 d0 lv lc dc

Bảng 11: Các kích thước chủ yếu của nối trục vòng đàn hồi, mm

Mômen d D d0 l c Chốt Vòng đàn hồi

(không quá) dc lc Ren

Số chốt Z Đường kính ngoài

Chiều dài toàn bộ lv

Chọn vật liệu cho nối trục bao gồm thép rèn 45, chốt bằng thép 45 thường hóa và vòng dàn hồi bằng cao su Ứng suất dập cho phép của vòng cao su được tính bằng công thức σd = d²/N mm², trong khi ứng suất uốn cho phép của chốt được xác định bằng σu = 60/N mm².

+ Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng cao su [theo công thức (9-22)]

D0 – đường kính vòng tròn qua tâm các chốt

D0 = D – d ( 10 20 � )mm d0 – đường kính lỗ lắp chốt bọc đàn hồi dc – đường kính chốt lv chiều dài toàn bộ của vòng đàn hồi

  u - ứng suất dập cho phép của vòng cao su, có thể lấy

+ kiểm nghiệm sức bền uốn của chốt [ theo công thức (9-23)]

Trong đó: lc – chiều dài chốt

  u - ứng suất uốn cho phép của chốt, có thể lấy,  u = (60 80) �

BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC

Để tối ưu hóa hiệu suất và giảm thiểu hao mòn do ma sát, việc bôi trơn cho trục các bộ truyền trong hộp giảm tốc là rất cần thiết Điều này không chỉ giúp đảm bảo thoát nhiệt hiệu quả mà còn ngăn ngừa tình trạng han gỉ ở các chi tiết máy.

Vì bánh răng nhỏ có vận tốc thấp, phương pháp bôi trơn hiệu quả là ngâm chúng trong dầu Chúng ta sử dụng dầu công nghiệp 45 để bôi trơn hộp giảm tốc, đảm bảo hiệu suất hoạt động tối ưu.

Khi vận tốc nhỏ, chiều sâu ngâm cho bánh răng cấp nhanh nên là 1/6 bán kính, trong khi bánh răng cấp chậm có chiều sâu dưới 1/3 bán kính, với mức tiêu thụ dầu từ 0,4 đến 0,8 lít cho mỗi kW Đối với bánh răng thép có độ bền σb 600 N/mm², cần chọn độ nhớt của dầu ở nhiệt độ 50°C theo bảng (10-20) trong tài liệu [3], trang 286.

CÁC CHI TIẾT PHỤ

Chốt định vị

Chốt dịnh vị hình côn d = 8mm chiều dài l = 58 mm

Nắp quan sát

Nắp quan sát tra bảng 18.5 trang 98 [2] ta lấy:

Nút thông hơi

Các thông số trong bảng 18.6 trang 93 [2]:

Nút tháo dầu

Chọn M20x2.Các thông số trong bảng 18.7 trang 93 d b m f L e q D S D0

Que thăm dầu

Dùng kiểm tra dầu trong hộp giảm tốc.Vị trí lắp đặt nghiêng 55 0 so với mặt bên,kích thước theo tiêu chuẩn.

Định dạng
Số trang	56
Dung lượng	1,6 MB