Thiết kế hệ dẫn động băng tải

Đồ án chi tiết máy khai triển trụ 2 cấp gồm file thuyết minh(chương 1 chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền, chương 2 tính toán bộ truyền ngoài, chương 3 tính toán bộ truyền bánh răng, chương 4 tính toán và thiết kế trục, chương 5 chọn ổ lăn và khớp nối, chương 6 chọn dung sai và các chi tiết khác, và các bản vẽ lắp A0, bản vẽ chi tiết A3 các bản vẽ đều là file cad

Chọn động cơ

a) Xác định công suất đặt trên trục động cơ:

Pct – Công suất trên trục công tác

       = 0,99.0,99 3 0,96.0,97.0,95.0,98 = 0,83 với  K - hiệu suất nối trục đàn hồi

 ol - hiệu suất 1 cặp ổ lăn

 br - hiệu suất 1 cặp bánh răng côn trong HGT

 br - hiệu suất 1 cặp bánh răng trụ trong HGT

 d - hiệu suất bộ truyền đai

 ot - hiệu suất 1 cặp ổ trượt. trị số các hiệu suất tra theo bảng 2.3

- Hệ số tải trọng động:

1 1 1 mm mm ck ck ck

0,83 = 4,39 kW. b) Tốc độ đồng bộ của động cơ: nsb = nct usb nct – Tốc độ công tác tính từ v trên băng tải: nct 

60.1000.0,52 340 = 29,2 (vg/ph) usb = usb h usb ngoài

21 [1] chọn tỉ số truyền cho HGT côn trụ 2 cấp: usb h (uh ) = 20 usb ng (uđ) = 2,5

�Số vòng quay sơ bộ của động cơ: nsb = 29,2 20 2,5 = 1460 (vg/ph)

�Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ nđb = 1500 vg/ph.

234 [1], với yêu cầu Pyc = 4,39 kW và nđb = 1500 vg/ph, ta chọn động cơ K132M4, có các thông số:

Pđc = 5,5 kW nđc = 1445 vg/ph thỏa mãn K dn

Phân phối tỉ số truyền (TST)

a) Xác định tỉ số truyền chung: uch = 1445

Chọn TST ngoài: ung = 2,5 �uh = 49,5

2,5 ch ng u u  = 19,8 b) Phân phối TST:

- Phân phối uh = 19,8 cho cặp bánh răng côn (cấp nhanh) và bánh răng trụ (cấp chậm) (u1 và u2):

- Tính chính xác ung: uđ = ung 1 2 u ch u u = 49,5

5.3,96= 2,5 c) Tính toán các thông số động học:

- Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục:

   , kW nđc = 1445 vg/ph � ni 1 i i i n u u  , vg/ph

- Các thông số tính toán thể hiện trên bảng sau:

Thông số Động cơ 1 2 3 Công tác

II – Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài : Bộ truyền đai dẹt :

Trên trục bánh đai nhỏ:

- Xác định các thông số của bộ truyền: a) Đường kính bánh đai:

53[1]: d1 = (5,2�6,4) 3 32185,8 = (165,4�203,6) mm theo dãy tiêu chuẩn đường kính bánh đai và bảng 4.6

53[1] chọn đai vải cao su, có lớp lót, d1 = 180 mm > dmin = 140 mm Kí hiệu đai Б-800, số lớp: 3.

- Bánh đai lớn: d2 = d u 1 (1),  : hệ số trượt, 0,01�0,02 u: TST của bộ truyền d2 = 180.2,5.(1 (0,01 0,02)) � = (441�445,5) mm.

Theo dãy tiêu chuẩn, chọn d2 = 450 mm

180(1 0,01) = 2,525 Sai lệch TST: u đ = (ut – uđ)/uđ = (2,525-2,5)/2,5 = 1,01% < 3% b) Khoảng cách trục a: CT4.3

�asb = (1,5�2)(180+450) = (945�1260) mm, lấy asb = 1100. c) Chiều dài đai l: l = 2a + ( 1 2 )

4.1100 = 3206 mm. l = 3206 mm, cộng thêm từ 100�400 mm tùy theo cách nối đai.

Số vòng chạy của đai: i = v/l = 13,62/3,206 = 4,25 < imax = 3 5 s -1

� l thỏa mãn yêu cầu về tuổi thọ. d) Góc ôm 1:

= 180 – 270.57/1100 = 166 0 > 150 0 =  min e) Tiết diện đai và chiều rộng bánh đai:

55[1], chọn đai vải cao su, nên lấy

51[1], dùng loại đai có lớp lót, kí hiệu đai Б-800, 3 lớp, trị số tiêu chuẩn là  =4,5 mm. f) Ứng suất có ích cho phép:

 với bộ truyền tự căng, lực căng không đổi: o = 2,0 MPa

C  - Hệ số ảnh hưởng của góc ôm 1, bảng 4.10

Cv - Hệ số ảnh hưởng của lực li tâm đến độ bám của đai trên bánh đai,

57 [1]: Cv = 0,98 cho đai vải cao su, v = 13,62 m/s

Co - Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền đai và phương pháp căng đai

Từ đó có [ F ] = 2,425 0,955 0,98 1 = 2,27 MPa g) Chiều rộng đai và bánh đai:

2,27.4,5 = 35,0 mm Lấy b theo tiêu chuẩn: b = 32 mm (bảng 4.1

164 [2] h) Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:

* Kết quả: d1 = 180 mm b = 32 mm d2 = 450 mm  = 4,5 mm l = 3206 mm Fr = 571,7 N: Lực tác dụng trên trục.

========================================================= III – Thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc:

HGT 2 cấp: - Truyền động bánh răng côn,

- Truyền động bánh trụ răng nghiêng.

Chọn vật liệu

Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, chọn vật liệu 2 cấp bánh răng là như nhau:

- Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện, HB = 241-285

- Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện, HB = 192-240

Xác định ứng suất cho phép

94[1] với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180-350:

 F = 1,8.HB; SF = 1,75 +) Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 245, bánh lớn HB2 = 230

Tương tự, NHE 1 > NHO 1 �KHL 1 = 1.

93 [1] a : Xác định sơ bộ được: [ H ] =  H 0 lim KHK/SH

Do đó để tính bộ truyền bánh răng côn răng thẳng, lấy [ H ] = min([ H 1],[ H 2]) = 481,8 MPa.

+) Với cấp chậm sử dụng bánh răng nghiêng:

5 20000.(1 6 5 + (0,7) 6 3) = 7,42.10 8 > NFO = 4.10 6 �KFL 2 = 1, tương tự, có KFL 1 = 1.

93 [1] a , với bộ truyền quay 1 chiều thì KFC = 1,

+) Ứng suất quá tải cho phép:

Tính toán cấp nhanh: Bộ truyền bánh răng côn răng thẳng

a) Xác định chiều dài côn ngoài:

Với bộ truyền răng thẳng bằng thép, Kd = 100 (MPa) 1/3 , ta tính được KR - hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng KR = 0,5.Kd = 50 (MPa) 1/3 ;

Kbe = b/Re = 0,25�0,3: Hệ số chiều rộng vành răng, chọn Kbe = 0,25

K H  - Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng bánh răng côn, tra bảng 6.21

2 0,25 = 0,7143, với trục bánh răng côn lắp trên ổ đũa, sơ đồ I,

(1 0,25).0,25.5.(481,8) = 188,31 mm b) Xác định các thông số ăn khớp:

114 [1], với bánh răng côn răng thẳng, TST u = 5 � Z1P = 16

- Đường kính trung bình, môđun trung bình và môđun vòng ngoài: dm1 = (1 - 0,5Kbe)de1 (CT6.54

114 [1]) = (1 – 0,5.0,25).73,86 = 64,6275 mm – đường kính trung bình mtm = 1

26 = 2,4857 mm – môđun trung bình mte = 1 0,5 tm be m

1 0,5.0,25 = 2,841 mm – môđun vòng ngoài bảng 6.8

99[1], theo tiêu chuẩn lấy mte = 3 mm. mtm = mte(1 - 0,5Kbe) = 3(1 – 0,5.0,25) = 2,625 mm

- Số răng bánh lớn: Z2 = uZ1 = 125 răng.

- Góc côn chia: 1 = arctg(Z1/Z2) = arctg(0,2) = 11,3099 0 = 11 0 18'35,76''

112 [1] với Z1 = 25, TST u=5; chọn hệ số dịch chỉnh: bánh nhỏ: x1 = 0,39 bánh lớn: x2 = - 0,39.

- Đường kính trung bình của bánh nhỏ: dm1 = Z1.mtm = 25.2,625 = 65,625 mm.

Z Z = 0,5.3 25 2 125 2 = 191,21 mm. c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

ZM = 274 (MPa) 1/3 - hệ số kể đến cơ tính của vật liệu bánh răng: tra bảng

ZH = 1,76 – Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, tra bảng 6.12

 = 0,8706 : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, trong đó   = [1,88 – 3,2

� � = 1,7264 : hệ số trùng khớp ngang

116[1]): hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc;

K H = 1: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng, trường hợp bánh côn răng thẳng; vận tốc vòng: v = 1 1

106 [1] chọn cấp chính xác 8 (ccx theo vận tốc vòng v�4)

Thay tất cả các hệ số tìm được vào công thức 6.58

= 481,8 1 0,95 1 = 457,7 MPa trong đó: Zv = 1 (v < 5m/s): hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

ZR = 0,95 (Ra = 2,5 1,25 m): hệ số xét đến độ nhám mặt răng làm việc

KxH = 1 (da < 700mm): hệ số xét ảnh hưởng kích thước bánh răng Như vậy  H < [ H ]': đảm bảo khả năng bền tiếp xúc. d) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp uốn:

116 [1]:  F 1= 2T1.KF.Y  YYF1/(0,85bmtmdm1) trong đó:

K K= 1,31: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng, tra bảng 6.21

Y= 1 - hệ số kể đến độ nghiêng của răng, ở đây là răng thẳng

Với số răng tương đương: ZV1 = Z1/cos 1 = 25/cos11,31 0 = 25,5

ZV2 = Z2/cos2 = 125/cos78,69 0 = 637,37 Theo bảng 6.18

109[1] với x1 = 0,39, x2 = - 0,39, ta có các hệ số dạng răng: YF1 3,48 ; YF2 = 3,63.

Từ đó thế các hệ số vào CT6.65

Y = 71,357.3,63/3,48 = 74,43 < [ F 1] = 236,5 MPa Vậy độ bền uốn được đảm bảo. e) Kiểm nghiệm răng về quá tải:

 F 2 max = 74,4.1,5 = 111,6 < [ F 2]max = 360 MPa. Độ bền khi quá tải đảm bảo. f) Các thông số & kích thước bộ truyền bánh răng côn:

- Chiều dài côn ngoài: Re = 191,21 mm

- Môđun vòng ngoài: mte = 3 mm

- Chiều rộng vành răng: bw = 47,8 mm �48 mm

- Hệ số dịch chỉnh chiều cao: x1 = 0,39; x2 = - 0,39. g) Các thông số khác:

111 [1]: Đường kính chia ngoài de = mteZ1 de1 = 75 mm de2 = 375 mm

  Chiều cao răng ngoài he = 2htemte + c he = 6,6 mm

Chiều cao đầu răng ngoài h ae1 (h te x n 1 cos m )m te hae2 = 2htemte – hae1 hae1 = 4,17 mm hae2 = 1,83 mm

Chiều cao chân răng ngoài hfe1,2 = he – hae1,2 hfe1 = 2,43 mm hfe2 = 4,77 mm Đường kính đỉnh răng ngoài dae1,2 = de1,2 + 2hae1,2cos dae1 = 83,18 mm dae2 = 375,72mm

Tính bộ truyền cấp chậm: Bánh răng trụ răng nghiêng

a) Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

Ka = 43 đối với bánh răng nghiêng, bảng 6.5

Lấy aw = 240 mm. b) Xác định các thông số ăn khớp:

99[1] chọn môđun pháp theo dãy tiêu chuẩn, m = 3 mm Chọn sơ bộ = 10 0 �(8 - 20 0 ) � cos = 0,9848.

Số răng bánh lớn: Z2 = uZ1 = 3,96.31 = 122,76, lấy Z2 = 123.

� Tỉ số truyền thực: ut = Z2/Z1 = 123/31 = 3,9677; ut < 3%.

Xác định chính xác : cos = 1 2 w

 = 15,7405 0 = 15 0 44'26''. c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

- Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: dw1 = w t

 = 0,585 m/s với bánh răng nghiêng, v < 4 tra bảng 6.13

106 [1] ta được cấp chính xác 9; tra bảng 6.14

Từ đó ta tính được  H :

- Xác định chính xác các ứng suất cho phép:

91[1]: Với v = 0,585 < 5 m/s �Zv = 1 ccx động học là 9 �chọn ccx mức tiếp xúc là 8; khi đó cần gia công độ nhám

Ra = 2,5 1,25 m � ZR = 0,95 da < 700mm �KxH = 1

Vì  H = 458,8 < [ H ]' = 470,7 MPa, nên độ bền tiếp xúc được đảm bảo. d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

- Số răng tương đương: Zv1 = Z1/cos 3  = 31/(0,9625) 3 = 34,77

109 [1] ta có YF1 = 3,75 ; YF2 = 3,60. với môđun m = 3: YS = 1,08 – 0,0695.ln3 = 1,0037

91,93 [1] a : [ F 1]' = [ F 1].YS.YR.KxF = 252 1 1,0037 0,95 = 240,3 MPa tương tự [ F 2]' = 236,5 1 1,0037 0,95 = 225,5 MPa.

Thay các hệ số vào CT6.43

�Độ bền uốn đảm bảo. e) Kiểm nghiệm răng về quá tải:

 F max = 99,30.1,5 = 149 < [ F 2]max = 360 MPa. f) Các thông số & kích thước bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng:

Khoảng cách trục: aw = 240 mm

Chiều rộng vành răng: bw = 72 mm

Số răng của bánh răng: Z1 = 31; Z2 = 123

104 [1]�d1,2 ; da1,2; df1,2 : Đường kính chia d1,2 = mZ1,2/cos d1 = 96,62 mm d2 = 383,38 mm Đường kính đỉnh răng da = d + 2(1 + x – ∆y).m da1 = 102,62 mm da2 = 389,38 mm Đường kính đáy răng df = d – (2,5 – 2x).m df1 = 89,12 mm df2 = 375,88 mm

IV – Tính toán thiết kế trục:

Sơ đồ đặt lực chung

Sơ đồ tính khoảng cách của HGT BR côn-trụ :

Chọn vật liệu

Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 có   b 600 MPa, ứng suất xoắn cho phép [ ] 20 MPa �

Xác định sơ bộ đường kính trục

188[1], đường kính của trục thứ k, k = 1,2,3: dk = 3 T /0,2[ ] k 

- Bánh đai được lắp trên đầu vào của trục I nên không cần quan tâm đến đường kính trục động cơ điện.

Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ & điểm đặt lực

+ BR côn: lm13 � (1,2�1,4)d1 = 36�42 = 50 mm lm23 � (1,2�1,4)d2 = 54�63 = 60 mm + Bánh đai: lm12 � (1,2�1,5)d1 = 36�45 = 40 mm

+ Bánh răng trụ: lm22 � (1,2�1,5)d2 = 60�75 = 72 mm lm31 � (1,2�1,5)d3 = 98�175 = 90 mm + Khớp nối đàn hồi: lm32 � (1,4�2,5)d3 = 98�175 = 140 mm

193 [1] ta tính được lki : l12 = lc12 = 0,5(lm12 + b0) + k3 + hn

= 80+10+10+50+1/2.(19 – 48cos11,31 0 ) = 136 mm ; l22 = 0,5(lm22 + b0) + k1 + k2 = 0,5(72+25)+10+10 = 69 mm ; l23 = l22 + 0,5(lm22 + b13cos 2 ) + k1 = 69 + 0,5(72+48cos78,69 0 ) + 10 = 120 mm ; l21 = lm22 + lm23 + b0 + 3k1 + 2k2 = 72+60+27+3.10+2.10 = 210 mm ;

Xác định trị số và chiều các lực của chi tiết quay tác dụng lên trục

Chiều của các lực như hình vẽ trên sơ đồ đặt lực chung trong phần IV.1. ta phải tính các lực Fa, Ft, Fr, Fk, Fđ ;

Phần tính toán đai ta đã tính được Fđ = 571 N, đồng thời đã có góc nghiêng đường nối tâm của bộ truyền ngoài là 30 0

� Fur đ = Fur đx + Fur đy

Các lực khác: Theo CT10.3; 10.1

Fr11 = Fa21 = Ft11 tg c os1 = 2307.tg20 0 cos11,31 0 = 823 N ;

Fa11 = Fr21 = Ft11 tg sin 1 = 2307.tg20 0 sin11,31 0 = 165 N ; Bánh răng trụ:

Fr22 = Fr31 = Ft22 tg t w/ osc  = 7765.tg20,5337 0 /cos15,7405 0 = 2993 N ;

Fa22 = Fa31 = Ft22tg = 7765.tg15,7405 0 = 1886 N ;

Vẽ biểu đồ mômen uốn M x , M y và mômen xoắn T cho 3 trục

Với l12 = 63 mm l11 = 80 mm l13= 136 mm dm1 = 65,625 mm (BR côn)

Fx10 = - 1104 N, hay Fx10 có chiều ngược lại so với trên hình vẽ trên.

� = 0 Fyđl12 – Fy11l11 + Fr11l13 – Fa11dm1/2 = 0

Fy11 = (Fyđl12 + Fr11l13 – Fa11.dm1/2)/l11 = (495.63+823.136-165.65,625/2)/80 = 1721 N

Fy10 = 1393 N ; Fx10 = -1104 N : có chiều ngược chiều đã chọn. b) Trục II:

Với l21 = 210 mm l22 = 69 mm l23= 120 mm dm2 = 328 mm (BR côn) dw1 = 96,62 mm (BR trụ)

� = 0 Fy20l21 + Fr21l23 - Fr22l22 + Fa21dm2/2 – Fa22dw1/2 = 0

Fy20 = (Fr22l22 + Fr21l23 – Fa21.dm2/2 + Fa22dw1/2)/l21 = (2993.69-165.120-823.328/2+1886.96,62/2)/210 = 662 N

Với l21 = 210 mm l22 = 69 mm lc3 = 120 mm dw2 = 367,38 mm (BR trụ)

Lực vòng Ft trên khớp nối đàn hồi :

Trong đó Dt là đường kính qua tâm các chốt của nối trục vòng đàn hồi

� Lực hướng tâm tính theo công thức gần đúng (trang 188 [1]) :

�Fy30 = -666 N : ngược chiều đã chọn

Trường hợp đảo chiều Fk ta tính lại các phản lực tại 2 gối đỡ lực tương tự như trên với chiều của Fk ngược lại, được Fx30 = -842 N, Fx31 = -12357 N và

Fy30 = -666 N, Fy31 = 3660 N Biểu đồ mômen của 3 trục :

7 Tính chính xác đường kính các đoạn trục:

Tính đường kính các trục tại tiết diện j: dj = 3 M /0,1[ ] tdj  (CT10.17

194 [1]) ; Mtđ = M j 2 0,75T 2 (CT 10.16) [] : ứng suất cho phép, bảng 10.5

Từ đó ta tính được Mtđ và dj :

- Trục I : - Trục II : - Trục II :

Mtđ11 = 74 800 Nmm ; Mtđ21 = 506 400 Nmm ; Mtđ31 = 1 532 500 Nmm ;

Mtđ12 0 500 Nmm ; Mtđ22 = 580 400 Nmm ; Mtđ32 = 1 315 000 Nmm ;

Mtđ13 = 65 800 Nmm ; Mtđ23 = 0 Mtđ33 = 1 235 400 Nmm ; d10 = 25 mm ; d20 = 0 d30 = 0 d11 = 26 d21 = 49 d31 = 70 d12 = 32 d22 = 51 d32 = 66 d13 = 25 d23 = 0 d33 = 65.

Dựa vào hình vẽ ba trục và yêu cầu về độ bền, lắp ghép cũng như công nghệ, theo tiêu chuẩn tr.195, chúng ta chọn đường kính các đoạn trục như sau: d10 = 25 mm (lắp bánh đai), d11 = d12 = 5 mm (2 ổ lăn), d13 = 30 mm (bánh răng); d20 = d23 = 45 mm (2 ổ lăn), d21 = d22 = 52 mm (2 bánh răng); d30 = d32 = 70 mm (2 ổ lăn), d31 = 75 mm (bánh răng), d33 = 65 mm (khớp nối).

Các ổ lăn lắp trên trục theo k6; lắp bánh răng, bánh đai, nối trục theo k6 kết hợp với lắp then Kích thước then theo bảng 9.1

173[1] & W, Wo (mômen cản uốn và mômen cản xoắn) bảng 10.6

196[1] : Tiết diện Đ/kính trục b x h t1 W (mm 3 ) Wo (mm 3 )

9 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi: a) Thép 45:   b 600 MPa,   1 0,436. b 261,6 MPa

197[1] tra ra   và   :   = 0,05 ;   = 0. b) 3 trục của HGT đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng � aj axj mj 0, m

196 [1]) Trục chỉ quay 1 chiều � ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động � aj ax/2 mj m

196 [1]) c) Xác định hệ số an toàn ở các tiết diện nguy hiểm của trục : s = s s 2 2 s s

- Dựa theo kết cấu trục trên 3 hình vẽ trước và biểu đồ mômen tương ứng, ta phải kiểm tra các tiết diện nguy hiểm sau về độ bền mỏi :

- Xác định   a , a :  a =  max = Mj/W ;  a =  max /2 0

- Xác định hệ số K  d , K  d theo CT10.25; 10.26

+ Với các trục được gia công tiện, tại các tiết diện nguy hiểm cần đạt Ra = 2,5… 0,63  m ; tra bảng 10.8

197[1] ta được hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt:

+ Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt thì hệ số tăng bền Ky = 1 ;

199 [1], khi dùng dao phay ngón,   b 600 MPa thì hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then là: K  = 1,76; K  = 1,54 ; tra bảng 10.10

Hệ số kích thước   và   được xác định dựa trên đường kính của tiết diện nguy hiểm Từ đó, chúng ta có thể tính toán tỉ số K  /  và K  /  tại rãnh then của tiết diện đó.

198 [1], với   b 600 MPa và dj ta tra được trị số của tỉ số K  /  và /

K    đối với bề mặt trục lắp có độ dôi (lắp căng); từ đó lấy max trong các tỉ số /

- Kết quả ghi trong bảng sau:

K /    do: K /    do: diện (mm) rãnh then lắp căng rãnh then lắp căng

Trong đó, xác định HSAT s chỉ xét riêng ứng suất pháp s  , và HSAT chỉ xét riêng ứng suất tiếp s  , tính theo CT10.20; 10.21

- Kết quả trong bảng cho thấy tại các tiết diện nguy hiểm đảm bảo an toàn về mỏi.

10 Tính kiểm nghiệm độ bền của then:

Với các mối ghép dùng then cần tiến hành kiểm nghiệm mối ghép về độ bền dập và độ bền cắt theo CT 9.1

173[1] : Với lt = (0,8…0,9)lm ; lm: chiều dài mayơ t 1

Kết quả tính toán kiểm nghiệm đối với các tiết diện của 3 trục trên đó lắp then như bảng sau :

Tiết diện d lt lm b x h t1 T (Nmm) (MPa) (MPa)

178[1], với đặc tính tải trọng êm [ d ] = 150 MPa

Vây tất cả các mối ghép then bằng đều đảm bảo độ bền dập & độ bền cắt.

Sử dụng ổ đũa côn cho hai tiết diện lắp ổ lăn giúp tăng cường độ cứng vững cho trục lắp bánh răng côn, giảm thiểu hiện tượng nghiêng trục và tạo điều kiện thuận lợi cho việc lắp bánh răng côn với yêu cầu ăn khớp đỉnh chính xác.

Ta chọn sơ bộ ổ đũa côn cho trục I : Cỡ nhẹ, kí hiệu 7207, d = 35 , D = 72 , B 17 , T = 18,25 ,  = 13,83 0 , C = 35,2 , C0 = 26,3 : a) Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ đũa côn:

+ Phản lực tại các gối đỡ: Fr = F x 2 F y 2

Tính cho ổ 1 chịu lực lớn hơn (Q = 4078 N).

Từ sơ đồ tải trọng, có:

+ Khả năng tải động Cd :

�Khả năng tải động của ổ lăn trên trục I được đảm bảo. b) Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ đũa côn:

� Chọn Qo = Fr1 == 4 078 N = Co = 26 300 N Khả năng tải tĩnh của ổ lăn trên trục I cũng được đảm bảo.

Ta chọn sơ bộ ổ đũa côn cho trục II : Cỡ nhẹ, kí hiệu 7209, d = 45 , D = 85 , B 19 , T = 20,75 ,  = 15,33 0 , C = 42,7 , C0 = 33,4 : a) Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ đũa côn:

+ Phản lực tại các gối đỡ: Fr = F x 2 F y 2

Tính ổ 1 chịu lực lớn hơn (Q = 8799 N).

Từ sơ đồ tải trọng, ta có:

�Khả năng tải động của ổ lăn trên trục II đảm bảo. b) Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ đũa côn:

� Chọn Qo = Fr1 == 6 569 N = Co = 33 400 N Khả năng tải tĩnh của ổ lăn trên trục II cũng đảm bảo.

Chọn ổ bi đỡ chặn, vì 1886

Chọn ổ bi đỡ chặn cho trục III : Cỡ nhẹ hẹp, kí hiệu 46114, d = 70 , D = 110, B = T

= 20 , C = 35,6 kN, C0 = 32,3 kN : a) Kiểm nghiệm khả năng tải động của bi đỡ chặn:

+ Phản lực tại các gối đỡ: Fr = F x 2 F y 2 , tùy thuộc vào chiều Fuur k ta có :

�Lấy giá trị lớn hơn : Fr0 = 5981 N; Fr1 = 12888 N.

+ Ổ bi đỡ chặn : FS = e.Fr

216[1], góc tiếp xúc  & 0 (kiểu 46000, ổ bi đỡ chặn)

Tính cho ổ 1 chịu lực lớn hơn (lấy Q = 7805 N).

Theo sơ đồ tải trọng, có:

�Khả năng tải động của ổ lăn trên trục III đảm bảo. b) Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ bi đỡ-chặn:

�Khả năng tải tĩnh đảm bảo.

Bảng tóm tắt các thông số cơ bản của 3 cặp ổ lăn trên 3 trục:

========================================================== VI – Kết cấu vỏ hộp :

Chỉ tiêu quan trọng của vỏ hộp giảm tốc là đạt độ cứng cao và khối lượng nhẹ Vật liệu phổ biến được sử dụng là gang xám, ký hiệu GX 15-32 Đồng thời, cần lựa chọn bề mặt ghép giữa nắp và thân sao cho đi qua tâm trục để đảm bảo hiệu suất tối ưu.

- Bulông ghép bích nắp và thân: d3 = (0,8�0,9)d2 = 12�13,5 d3 = 12 mm.

- Vít ghép nắp cửa thăm: d5 = (0,5�0,6)d2 = 7,5�9 d5 = 8 mm.

4 Mặt bích ghép nắp và thân:

- Chiều dày bích thân hộp: S3 = (1,4�1,8)d3 = 16,8�21,6

- Chiều dày bích nắp hộp: S4 = (0,9�1)S3 = 18�20

- Bề rộng nắp và thân: K3 = K2 – (3�5) = 45 mm.

- Đường kính ngoài & tâm lỗ vít:

- Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ: K2 = E2 + R2 + (3�5) = 48 mm.

- Tâm lỗ bulông cạnh ổ: E2 = 1,6d2 = 24 mm

- Khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ: k � 1,2 d2 = 1,2.16 = 19,2 k = 20 mm.

- Chiều cao h: Xác định theo kết cấu, phụ thuộc tâm lỗ bulông & kích thước mặt tựa.

+ Khi không có phần lồi: S1 = (1,3�1,5)d1 = 26�30 = 28 mm

+ Khi có phần lồi: Dd = xác định theo đường kính dao khoét

- Bề rộng mặt đế hộp: K1 = 3d1 = 60 mm q �K12 60 2.10 80mm 

7 Khe hở giữa các chi tiết:

- Giữa bánh răng với thành trong hộp: � �(1 1,2) 10 12� = 12 mm.

- Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp: 1� �(3 5) 30 50� = 40 mm; (tùy HGT

& chất lượng dầu bôi trơn trong hộp)

- Giữa mặt bên các bánh răng với nhau: � 10 mm

9 Các thông số của một số chi tiết phụ khác :

Nắp quan sát được thiết kế để kiểm tra và quan sát các chi tiết máy bên trong hộp khi lắp ghép, đồng thời cũng thuận tiện cho việc đổ dầu vào hộp từ trên đỉnh Việc này được thực hiện thông qua cửa thăm có nắp quan sát, như được mô tả trong bảng 18.5.

92 [2], ta tra ra một số kích thước của nắp quan sát, hình vẽ trang 92[2] :

A0; B0; A10; B10; C5; K0; R; Vít M8x22, số lượng : 4 2- Nút tháo dầu :

93 [2], ta có hình dạng và các kích thước của nút tháo dầu trụ M22x2:

Khi hoạt động, nhiệt độ trong hộp sẽ tăng cao, do đó cần thiết phải có nút thông hơi để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp Hình dạng và kích thước của nút thông hơi được xác định theo bảng 18.6.

93 [2], chọn loại M27x2, các kích thước : B= 15; C= 30; D= 15; E= 45; G= 36; H= 32; I= 6 ; K= 4 ; L= 10; M= 8; N= 22; O= 6; P= 32; Q= 18; R= 36; S= 32;

Kích thước bulông vòng tra theo bảng 18.3

91 [2] b , ta có hình dạng và kích thước chốt định vị hình côn : d = 6 mm ; c = 1 mm ; l = 20 110 mm

VII – Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp :

– Điều chỉnh ăn khớp trong các bộ truyền :Chọn chiều rộng bánh răng trụ nhỏ giảm 10% so với chiều rộng bánh răng lớn.

– Bôi trơn các bộ truyền trong hộp :

Chọn độ nhớt của dầu ở 50 0 C(100 0 C) để bôi trơn bánh răng : Bảng 18.11

Với thép 45, có vận tốc vòng đạt 1,986 và 0,585 m/s cho bánh răng bộ truyền cấp nhanh và cấp chậm, tương ứng nằm trong khoảng [0,5-2,5] Chúng ta sử dụng chung một loại dầu cho hệ thống HGT, vì vậy có thể chọn dầu theo bảng với thép có độ bền σ b từ 470-1000 MPa, với độ nhớt Centistoc là 160(20) hoặc độ nhớt Engle là 16(3).

101 [2], với độ nhớt đã chọn, ta tìm được loại dầu bôi trơn bánh răng: Dầu máy bay MC – 20, với các độ nhớt ở 50 0 C(100 0 C) là 157(20) Centistoc.

Bôi trơn ổ lăn đúng kỹ thuật giúp ngăn ngừa mài mòn bằng cách tạo ra lớp chất bôi trơn giữa các chi tiết kim loại, giảm ma sát và tăng khả năng chống mài mòn Điều này cũng cải thiện khả năng thoát nhiệt, bảo vệ bề mặt khỏi han gỉ và giảm tiếng ồn.

Tất cả các ổ lăn đều cần được bôi trơn bằng dầu hoặc mỡ, và loại chất bôi trơn được lựa chọn dựa trên nhiệt độ làm việc cũng như tốc độ vòng quay của vòng ổ.

Mỡ bôi trơn giữ trong ổ dễ dàng hơn dầu, đồng thời bảo vệ ổ khỏi tạp chất và độ ẩm Mỡ thích hợp cho ổ làm việc lâu dài, khoảng 1 năm, với độ nhớt ổn định khi nhiệt độ thay đổi Ngược lại, dầu bôi trơn được khuyến khích sử dụng khi có số vòng quay lớn, nhiệt độ làm việc cao, cần tỏa nhiệt nhanh, hoặc khi các chi tiết khác trong máy cũng 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 catalô của ổ lăn.

Vì thế ta chọn bôi trơn ổ lăn bằng mỡ, theo bảng 15.15

LGMT2 là loại mỡ lý tưởng cho các ổ cỡ nhỏ và trung bình, đặc biệt hiệu quả trong điều kiện làm việc cao Sản phẩm này nổi bật với khả năng chịu nước và chống gỉ tốt Thành phần mỡ bao gồm dầu làm đặc là xà phòng lithium và dầu cơ sở là dầu mỏ LGMT2 hoạt động hiệu quả trong khoảng nhiệt độ từ -30 đến +120 độ C, với độ nhớt động của dầu cơ sở tại 40 độ C đạt 91 mm²/s và độ đậm đặc đạt 2 (theo tiêu chuẩn NLGI).

Về lượng mỡ tra vào ổ lăn lần đầu : G = 0,005DB (CT tr.46[2])

D,B – đường kính vòng ngoài và chiều rộng ổ lăn, mm

VIII – Bảng kê các kiểu lắp, trị số sai lệch giới hạn và dung sai lắp ghép :

Kiểu lắp ghép H7/k6 được chọn cho các mối ghép không yêu cầu tháo lắp thường xuyên, giúp tăng khả năng định tâm với chiều dài mayơ l ≥ (1,2 1,5)d, phù hợp cho việc lắp bánh răng, vòng trong ổ lăn, và các chi tiết cần đề phòng quay và di trượt Đối với những trường hợp cần tháo lắp dễ dàng hơn, kiểu lắp lỏng D8/k6 sẽ được sử dụng, như trong việc kết nối bạc lót với trục Tham khảo bảng 5 để biết thêm chi tiết về các kiểu lắp ghép.

Nối trục đàn hồi – trục 65

Tài liệu tham khảo ( REFERENCES ):

[1] Trịnh Chất, Lê Văn Uyển - Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập một Nhà xuất bản giáo dục, 2006.

[2] Trịnh Chất, Lê Văn Uyển - Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập hai Nhà xuất bản giáo dục, 2006.

[3] Ninh Đức Tốn, Nguyễn Trọng Hùng, Nguyễn Thị Cẩm Tú - Bài tập Kĩ thuật đo Nhà xuất bản giáo dục, Hà Nội, 2006.

[4] Ninh Đức Tốn - Dung sai và lắp ghép Nhà xuất bản giáo dục, 2004.

Nguyễn Tiến Thọ, Nguyễn Thị Xuân Bảy và Nguyễn Thị Cẩm Tú đã biên soạn cuốn sách "Kĩ thuật đo lường kiểm tra trong Chế tạo cơ khí", xuất bản năm 2001 bởi Nhà xuất bản Khoa học và Kĩ thuật Tác phẩm này cung cấp những kiến thức cần thiết về các phương pháp đo lường và kiểm tra trong lĩnh vực chế tạo cơ khí, góp phần nâng cao chất lượng sản phẩm và quy trình sản xuất.

I – Tính động lực học hệ dẫn động 1

1 Chọn động cơ 1 a) Xác định công suất đặt trên trục động cơ 1 b) Tốc độ đồng bộ của động cơ 2

2 Phân phối tỉ số truyền (TST) 2 a) Xác định tỉ số truyền chung 2 b) Phân phối TST 2 c) Tính toán các thông số động học 3

Trong phần II của bài viết, chúng ta sẽ tiến hành tính toán thiết kế bộ truyền đai dẹt, bao gồm các yếu tố quan trọng như đường kính bánh đai, khoảng cách trục, chiều dài đai, góc ôm, tiết diện đai và chiều rộng bánh đai Bên cạnh đó, cần xác định ứng suất có ích cho phép, chiều rộng đai và bánh đai, cũng như lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục Những yếu tố này đều đóng vai trò quan trọng trong việc đảm bảo hiệu suất và độ bền của bộ truyền.

III – Thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc 8

2 Xác định ứng suất cho phép 8

Bài viết này trình bày quy trình tính toán cấp nhanh cho bộ truyền bánh răng côn răng thẳng, bao gồm các bước xác định chiều dài côn ngoài, các thông số ăn khớp, kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc và độ bền tiếp uốn của răng, cũng như kiểm nghiệm khả năng chịu quá tải Ngoài ra, bài viết cũng đề cập đến các thông số và kích thước của bộ truyền bánh răng côn cùng các thông số khác liên quan.

Tính chính xác đường kính các đoạn trục

Tính đường kính các trục tại tiết diện j: dj = 3 M /0,1[ ] tdj  (CT10.17

194 [1]) ; Mtđ = M j 2 0,75T 2 (CT 10.16) [] : ứng suất cho phép, bảng 10.5

Từ đó ta tính được Mtđ và dj :

- Trục I : - Trục II : - Trục II :

Mtđ11 = 74 800 Nmm ; Mtđ21 = 506 400 Nmm ; Mtđ31 = 1 532 500 Nmm ;

Mtđ12 0 500 Nmm ; Mtđ22 = 580 400 Nmm ; Mtđ32 = 1 315 000 Nmm ;

Mtđ13 = 65 800 Nmm ; Mtđ23 = 0 Mtđ33 = 1 235 400 Nmm ; d10 = 25 mm ; d20 = 0 d30 = 0 d11 = 26 d21 = 49 d31 = 70 d12 = 32 d22 = 51 d32 = 66 d13 = 25 d23 = 0 d33 = 65.

Dựa trên hình vẽ ba trục và yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ theo tiêu chuẩn tr.195, chúng ta xác định đường kính các đoạn trục như sau: d10 = 25 mm (lắp bánh đai), d11 = d12 = 5 mm (2 ổ lăn), d13 = 30 mm (bánh răng); d20 = d23 = 45 mm (2 ổ lăn), d21 = d22 = 52 mm (2 bánh răng); d30 = d32 = 70 mm (2 ổ lăn), d31 = 75 mm (bánh răng), và d33 = 65 mm (khớp nối).

Chọn lắp ghép

Các ổ lăn lắp trên trục theo k6; lắp bánh răng, bánh đai, nối trục theo k6 kết hợp với lắp then Kích thước then theo bảng 9.1

173[1] & W, Wo (mômen cản uốn và mômen cản xoắn) bảng 10.6

196[1] : Tiết diện Đ/kính trục b x h t1 W (mm 3 ) Wo (mm 3 )

Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

197[1] tra ra   và   :   = 0,05 ;   = 0. b) 3 trục của HGT đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng � aj axj mj 0, m

196 [1]) Trục chỉ quay 1 chiều � ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động � aj ax/2 mj m

196 [1]) c) Xác định hệ số an toàn ở các tiết diện nguy hiểm của trục : s = s s 2 2 s s

- Dựa theo kết cấu trục trên 3 hình vẽ trước và biểu đồ mômen tương ứng, ta phải kiểm tra các tiết diện nguy hiểm sau về độ bền mỏi :

- Xác định   a , a :  a =  max = Mj/W ;  a =  max /2 0

- Xác định hệ số K  d , K  d theo CT10.25; 10.26

+ Với các trục được gia công tiện, tại các tiết diện nguy hiểm cần đạt Ra = 2,5… 0,63  m ; tra bảng 10.8

197[1] ta được hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt:

+ Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt thì hệ số tăng bền Ky = 1 ;

199 [1], khi dùng dao phay ngón,   b 600 MPa thì hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then là: K  = 1,76; K  = 1,54 ; tra bảng 10.10

Các hệ số kích thước   và   được xác định dựa trên đường kính của tiết diện nguy hiểm Từ đó, có thể tính toán tỉ số K  /  và K  /  tại rãnh then của tiết diện này.

198 [1], với   b 600 MPa và dj ta tra được trị số của tỉ số K  /  và /

K    đối với bề mặt trục lắp có độ dôi (lắp căng); từ đó lấy max trong các tỉ số /

- Kết quả ghi trong bảng sau:

K /    do: K /    do: diện (mm) rãnh then lắp căng rãnh then lắp căng

Trong đó, xác định HSAT s chỉ xét riêng ứng suất pháp s  , và HSAT chỉ xét riêng ứng suất tiếp s  , tính theo CT10.20; 10.21

- Kết quả trong bảng cho thấy tại các tiết diện nguy hiểm đảm bảo an toàn về mỏi.

Tính kiểm nghiệm độ bền của then

Với các mối ghép dùng then cần tiến hành kiểm nghiệm mối ghép về độ bền dập và độ bền cắt theo CT 9.1

173[1] : Với lt = (0,8…0,9)lm ; lm: chiều dài mayơ t 1

Kết quả tính toán kiểm nghiệm đối với các tiết diện của 3 trục trên đó lắp then như bảng sau :

Tiết diện d lt lm b x h t1 T (Nmm) (MPa) (MPa)

178[1], với đặc tính tải trọng êm [ d ] = 150 MPa

Vây tất cả các mối ghép then bằng đều đảm bảo độ bền dập & độ bền cắt.

Trục I

Sử dụng ổ đũa côn cho hai tiết diện lắp ổ lăn giúp tăng độ cứng vững cho trục lắp bánh răng côn, giảm thiểu tình trạng nghiêng trục và tạo điều kiện thuận lợi cho việc lắp bánh răng côn với yêu cầu ăn khớp đỉnh chính xác.

Ta chọn sơ bộ ổ đũa côn cho trục I : Cỡ nhẹ, kí hiệu 7207, d = 35 , D = 72 , B 17 , T = 18,25 ,  = 13,83 0 , C = 35,2 , C0 = 26,3 : a) Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ đũa côn:

+ Phản lực tại các gối đỡ: Fr = F x 2 F y 2

Tính cho ổ 1 chịu lực lớn hơn (Q = 4078 N).

Từ sơ đồ tải trọng, có:

+ Khả năng tải động Cd :

�Khả năng tải động của ổ lăn trên trục I được đảm bảo. b) Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ đũa côn:

� Chọn Qo = Fr1 == 4 078 N = Co = 26 300 NKhả năng tải tĩnh của ổ lăn trên trục I cũng được đảm bảo.

Trục II

Ta chọn sơ bộ ổ đũa côn cho trục II : Cỡ nhẹ, kí hiệu 7209, d = 45 , D = 85 , B 19 , T = 20,75 ,  = 15,33 0 , C = 42,7 , C0 = 33,4 : a) Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ đũa côn:

+ Phản lực tại các gối đỡ: Fr = F x 2 F y 2

Tính ổ 1 chịu lực lớn hơn (Q = 8799 N).

Từ sơ đồ tải trọng, ta có:

�Khả năng tải động của ổ lăn trên trục II đảm bảo. b) Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ đũa côn:

� Chọn Qo = Fr1 == 6 569 N = Co = 33 400 NKhả năng tải tĩnh của ổ lăn trên trục II cũng đảm bảo.

Trục III

Chọn ổ bi đỡ chặn, vì 1886

Chọn ổ bi đỡ chặn cho trục III : Cỡ nhẹ hẹp, kí hiệu 46114, d = 70 , D = 110, B = T

= 20 , C = 35,6 kN, C0 = 32,3 kN : a) Kiểm nghiệm khả năng tải động của bi đỡ chặn:

+ Phản lực tại các gối đỡ: Fr = F x 2 F y 2 , tùy thuộc vào chiều Fuur k ta có :

�Lấy giá trị lớn hơn : Fr0 = 5981 N; Fr1 = 12888 N.

+ Ổ bi đỡ chặn : FS = e.Fr

216[1], góc tiếp xúc  & 0 (kiểu 46000, ổ bi đỡ chặn)

Tính cho ổ 1 chịu lực lớn hơn (lấy Q = 7805 N).

Theo sơ đồ tải trọng, có:

�Khả năng tải động của ổ lăn trên trục III đảm bảo. b) Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ bi đỡ-chặn:

�Khả năng tải tĩnh đảm bảo.

Bảng tóm tắt các thông số cơ bản của 3 cặp ổ lăn trên 3 trục:

========================================================== VI – Kết cấu vỏ hộp :

Vỏ hộp giảm tốc cần đạt tiêu chí độ cứng cao và khối lượng nhỏ, với vật liệu phổ biến là gang xám (kí hiệu GX 15-32) Bề mặt ghép giữa nắp và thân cần được thiết kế đi qua tâm trục để đảm bảo hiệu suất hoạt động tối ưu.

- Bulông ghép bích nắp và thân: d3 = (0,8�0,9)d2 = 12�13,5 d3 = 12 mm.

- Vít ghép nắp cửa thăm: d5 = (0,5�0,6)d2 = 7,5�9 d5 = 8 mm.

4 Mặt bích ghép nắp và thân:

- Chiều dày bích thân hộp: S3 = (1,4�1,8)d3 = 16,8�21,6

- Chiều dày bích nắp hộp: S4 = (0,9�1)S3 = 18�20

- Bề rộng nắp và thân: K3 = K2 – (3�5) = 45 mm.

- Đường kính ngoài & tâm lỗ vít:

- Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ: K2 = E2 + R2 + (3�5) = 48 mm.

- Tâm lỗ bulông cạnh ổ: E2 = 1,6d2 = 24 mm

- Khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ: k � 1,2 d2 = 1,2.16 = 19,2 k = 20 mm.

- Chiều cao h: Xác định theo kết cấu, phụ thuộc tâm lỗ bulông & kích thước mặt tựa.

+ Khi không có phần lồi: S1 = (1,3�1,5)d1 = 26�30 = 28 mm

+ Khi có phần lồi: Dd = xác định theo đường kính dao khoét

- Bề rộng mặt đế hộp: K1 = 3d1 = 60 mm q �K12 60 2.10 80mm 

7 Khe hở giữa các chi tiết:

- Giữa bánh răng với thành trong hộp: � �(1 1,2) 10 12� = 12 mm.

- Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp: 1� �(3 5) 30 50� = 40 mm; (tùy HGT

& chất lượng dầu bôi trơn trong hộp)

- Giữa mặt bên các bánh răng với nhau: � 10 mm

9 Các thông số của một số chi tiết phụ khác :

1- Nắp quan sát : Để kiểm tra, quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp trên đỉnh hộp, ta làm cửa thăm, có nắp quan sát ; theo bảng 18.5

92 [2], ta tra ra một số kích thước của nắp quan sát, hình vẽ trang 92[2] :

A0; B0; A10; B10; C5; K0; R; Vít M8x22, số lượng : 4 2- Nút tháo dầu :

93 [2], ta có hình dạng và các kích thước của nút tháo dầu trụ M22x2:

Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng cao, vì vậy cần phải giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp Để đạt được điều này, chúng ta sử dụng nút thông hơi, với hình dạng và kích thước được xác định theo bảng 18.6.

93 [2], chọn loại M27x2, các kích thước : B= 15; C= 30; D= 15; E= 45; G= 36; H= 32; I= 6 ; K= 4 ; L= 10; M= 8; N= 22; O= 6; P= 32; Q= 18; R= 36; S= 32;

Kích thước bulông vòng tra theo bảng 18.3

91 [2] b , ta có hình dạng và kích thước chốt định vị hình côn : d = 6 mm ; c = 1 mm ; l = 20 110 mm

VII – Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp :

– Điều chỉnh ăn khớp trong các bộ truyền :Chọn chiều rộng bánh răng trụ nhỏ giảm 10% so với chiều rộng bánh răng lớn.

– Bôi trơn các bộ truyền trong hộp :

Chọn độ nhớt của dầu ở 50 0 C(100 0 C) để bôi trơn bánh răng : Bảng 18.11

Với thép 45 tôi cải thiện, vận tốc vòng đạt 1,986 m/s cho bánh răng cấp nhanh và 0,585 m/s cho bánh răng cấp chậm, nằm trong khoảng [0,5-2,5] Chúng tôi sử dụng chung một loại dầu cho hệ thống truyền động, vì vậy có thể chọn theo bảng với thép có độ bền σ b từ 470-1000 MPa và độ nhớt Centistoc là 160(20) hoặc độ nhớt Engle là 16(3).

101 [2], với độ nhớt đã chọn, ta tìm được loại dầu bôi trơn bánh răng: Dầu máy bay MC – 20, với các độ nhớt ở 50 0 C(100 0 C) là 157(20) Centistoc.

Bôi trơn ổ lăn đúng cách giúp ngăn ngừa mài mòn bằng cách tránh tiếp xúc trực tiếp giữa các chi tiết kim loại Điều này giảm ma sát, tăng khả năng chống mài mòn và cải thiện khả năng thoát nhiệt Ngoài ra, việc bôi trơn còn bảo vệ bề mặt khỏi han gỉ và giảm tiếng ồn hiệu quả.

Tất cả các ổ lăn đều cần được bôi trơn bằng dầu hoặc mỡ, với loại chất bôi trơn được lựa chọn dựa trên nhiệt độ làm việc và tốc độ vòng quay của vòng ổ.

Mỡ bôi trơn giữ được trong ổ dễ dàng hơn so với dầu, đồng thời cung cấp khả năng bảo vệ ổ khỏi tạp chất và độ ẩm Mỡ thích hợp cho các ổ làm việc lâu dài, có thể kéo dài khoảng 1 năm mà không bị thay đổi độ nhớt nhiều khi nhiệt độ biến động Ngược lại, dầu bôi trơn được khuyến nghị sử dụng trong các trường hợp có số vòng quay lớn, nhiệt độ làm việc cao, cần tỏa nhiệt nhanh hoặc khi các chi tiết khác trong máy cũng 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 catalô của ổ lăn.

Vì thế ta chọn bôi trơn ổ lăn bằng mỡ, theo bảng 15.15

LGMT2 là loại mỡ bôi trơn lý tưởng cho các ổ cỡ nhỏ và trung bình, với khả năng hoạt động tốt ngay cả trong điều kiện làm việc khắc nghiệt Sản phẩm này nổi bật với tính năng chống nước và chống gỉ cao Thông số kỹ thuật của mỡ bao gồm dầu làm đặc là xà phòng lithium, dầu cơ sở là dầu mỏ, nhiệt độ hoạt động liên tục từ -30 đến +120 độ C, độ nhớt động của dầu cơ sở tại 40 độ C là 91 mm²/s và độ đậm đặc đạt NLGI 2.

Về lượng mỡ tra vào ổ lăn lần đầu : G = 0,005DB (CT tr.46[2])

D,B – đường kính vòng ngoài và chiều rộng ổ lăn, mm

VIII – Bảng kê các kiểu lắp, trị số sai lệch giới hạn và dung sai lắp ghép :

Kiểu lắp ghép H7/k6 được chọn cho các mối ghép không yêu cầu tháo lắp thường xuyên, giúp tăng cường khả năng định tâm và tránh hư hại các chi tiết Để đảm bảo độ chính xác, chiều dài mayơ l cần lớn hơn hoặc bằng (1,2 1,5)d, trong đó d là đường kính trục Kiểu lắp này phù hợp cho việc lắp đặt bánh răng, vòng trong ổ lăn, đĩa xích lên trục, và các chi tiết cần đề phòng quay và di trượt Đối với một số kiểu lắp ghép khác, kiểu lắp lỏng D8/k6 được sử dụng, chẳng hạn như bạc lót với trục Thông tin chi tiết về các kiểu lắp ghép có thể tham khảo trong bảng 5.

Nối trục đàn hồi – trục 65

Tài liệu tham khảo ( REFERENCES ):

[1] Trịnh Chất, Lê Văn Uyển - Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập một Nhà xuất bản giáo dục, 2006.

[2] Trịnh Chất, Lê Văn Uyển - Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập hai Nhà xuất bản giáo dục, 2006.

[3] Ninh Đức Tốn, Nguyễn Trọng Hùng, Nguyễn Thị Cẩm Tú - Bài tập Kĩ thuật đo Nhà xuất bản giáo dục, Hà Nội, 2006.

[4] Ninh Đức Tốn - Dung sai và lắp ghép Nhà xuất bản giáo dục, 2004.

Nguyễn Tiến Thọ, Nguyễn Thị Xuân Bảy, và Nguyễn Thị Cẩm Tú đã biên soạn cuốn sách "Kĩ thuật đo lường kiểm tra trong Chế tạo cơ khí", xuất bản năm 2001 bởi Nhà xuất bản Khoa học và Kĩ thuật Cuốn sách cung cấp những kiến thức quan trọng về các phương pháp đo lường và kiểm tra trong ngành chế tạo cơ khí, giúp nâng cao hiệu quả sản xuất và đảm bảo chất lượng sản phẩm.

I – Tính động lực học hệ dẫn động 1

1 Chọn động cơ 1 a) Xác định công suất đặt trên trục động cơ 1 b) Tốc độ đồng bộ của động cơ 2

2 Phân phối tỉ số truyền (TST) 2 a) Xác định tỉ số truyền chung 2 b) Phân phối TST 2 c) Tính toán các thông số động học 3

Trong thiết kế bộ truyền ngoài, cần tính toán các yếu tố quan trọng như đường kính bánh đai, khoảng cách trục, chiều dài đai, góc ôm, tiết diện đai và chiều rộng bánh đai Ngoài ra, cũng cần xác định ứng suất có ích cho phép, chiều rộng đai và bánh đai, cũng như lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục Những yếu tố này đảm bảo hiệu suất và độ bền của bộ truyền.

III – Thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc 8

2 Xác định ứng suất cho phép 8

3 Tính toán cấp nhanh: Bộ truyền bánh răng côn răng thẳng 9 a) Xác định chiều dài côn ngoài 9 b) Xác định các thông số ăn khớp 10 c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 11 d) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp uốn 12 e) Kiểm nghiệm răng về quá tải 13 f) Các thông số & kích thước bộ truyền bánh răng côn 13 g) Các thông số khác 14

4 Tính bộ truyền cấp chậm: Bánh răng trụ răng nghiêng 14 a) Xác định sơ bộ khoảng cách trục 14 b) Xác định các thông số ăn khớp 14 c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 15 d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 17 e) Kiểm nghiệm răng về quá tải 18 f) Các thông số & kích thước bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 18

IV – Tính toán thiết kế trục 19

1 Sơ đồ đặt lực chung 19

Sơ đồ tính khoảng cách của HGT BR côn-trụ 20