ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ TÀI THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

<span class="text_page_counter">Trang 1</span><div class="page_container" data-page="1">

<b>TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA HÀ NỘI </b>

</div><span class="text_page_counter">Trang 2</span><div class="page_container" data-page="2">

5, Xác định các thông số động học và ứng suất cho phép 6, Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng

7, Một số thông số khác 8, Tổng hợp thông số

</div><span class="text_page_counter">Trang 3</span><div class="page_container" data-page="3">

<b>CHƯƠNG 4: TÍNH TỐN VÀ THIẾT KẾ TRỤC 20 </b>

4, Chọn then cho trục I và kiểm nghiệm 5, Chọn then cho trục II và kiểm nghiệm 6, Chọn ổ lăn cho trục I và kiểm nghiệm 7, Chọn ổ lăn cho trục II và kiểm nghiệm

<b>CHƯƠNG 5: THIẾT KẾ VỎ HỘP 52 </b>

1, Các kích thước cơ bản của vỏ hộp giảm tốc 2, Tính tốn kết cấu các chi tiết khác

3, Kết cấu bánh răng

4, Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp 5, Bảng thống kê lắp ghép và dung sai

<b> </b>

</div><span class="text_page_counter">Trang 4</span><div class="page_container" data-page="4">

<b> Lời nói đầu </b>

Thiết Kế Đồ án Chi Tiết Máy là một môn học cơ bản của ngành cơ khí. Mơn học này khơng những giúp cho sinh viên có một cái nhìn cụ thể hơn thực tế hơn đối với các kiến thức đã được học, mà nó cịn là cơ sở rất quan trọng của các môn chuyên ngành sẽ được học sau này.

Đề tài mà chúng em được giao là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có bộ hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng và bộ truyền đai .Trong q trình tính tốn và thiết kế các chi tiết máy cho hộp giảm tốc chúng em đã sử dụng và tra cứu một số những tài liệu sau:

- Chi tiết máy tập 1 và 2 của GS.TS-Nguyễn Trọng Hiệp.

- Tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1 và 2 của PGS.TS Trịnh Chất và TS Lê Văn Uyển.

Do là lần đầu làm quen với công việc thiết kế chi tiết máy,cùng với sự hiểu biết còn hạn chế cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài liệu và bài giảng của các mơn có liên quan song bài làm của sinh viên chúng em không thể tránh khỏi những sai sót. Kính mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo nhiệt tình của các thầy cơ trong bộ môn giúp cho những sinh viên như chúng em ngày càng tiến bộ trong học tập. Cuối cùng chúng em xin chân thành cảm ơn các thầy trong bộ mơn, đặc biệt là thầy

<b>Trịnh Đồng Tính đã trực tiếp hướng dẫn, chỉ bảo tận tình để chúng em có thể </b>

hồn thành tốt nhiệm vụ được giao. Chúng em xin chân thành cảm ơn!

Nhóm sinh viên thực hiện Sinh viên 1 Sinh viên 2

Tống Công Đức Anh Nguyễn Văn Chuyên

</div><span class="text_page_counter">Trang 5</span><div class="page_container" data-page="5">

<b>Chương 1 : Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền </b>

• Dữ liệu ban đầu:

1, Lực kéo băng tải: F = 1660 (N)

Động cơ được dùng thường là loại động cơ điện 3 pha không đồng bộ, do chúng khá phổ biến, giá thành lại không cao,

Để chọn được động cơ điện phù hợp ta cần xác định các thông số sau: - Công suất yêu cầu cần có trên trục của động cơ : p_yc

- Số vòng quay yêu cầu của động cơ: n_yc

<b>1.1.1, Xác định công suất yêu cầu trên trục của động cơ điện: </b>

Công suất yêu cầu trên trục động cơ:

p

_yc

=

^p^lv

<small>η</small>

(kW)

Trong đó:

p

_yc là công suất yêu cầu trên trục của động cơ điện

p

_lv là công suất trên trục bộ phận máy công tác

η

là hiệu suất chung của toàn bộ hệ thống, Có :

</div><span class="text_page_counter">Trang 6</span><div class="page_container" data-page="6">

Trong đó : Tra bảng 2.3 trang 19 có:

Hiệu suất 1 cặp ổ lăn

η

_ol = 0,99 Hiệu suất khớp nối

η

_k = 0,99

Hiệu suất 1 cặp bánh răng trụ

η

_br = 0,97 Hiệu suất bộ truyền đai

η

_đ = 0,95

p

_yc

=

^p^lv

<small>η</small>

=

^3,65

<small>0,89</small>

= 4,1 (kW)

<b>1.1.2, Xác định số vòng quay yêu cầu của động cơ điện: </b>

Số vòng quay yêu cầu của động cơ điện:

n

_yc

= n

_lv

. u

_sb

Trong đó:

n

_lv là tốc độ quay của trục của bộ phận làm việc

u

_sb là tỷ số truyền chung của hệ

+) Với băng tải ta có:

n

_lv

=

^{60000 . v}

<small>πD</small>

=

^{60000 . 2,2}

<small>π . 345</small>

= 121,8 (v/ph)

Trong đó:

v

là vận tốc băng tải

D là đường kính tang dẫn băng tải

+) u

_sb

= u

_br

. u

_đ

= 2,5 . 4,8 = 12

Trong đó: Tra bảng 2.4 trang 21 có:

u

_đ là tỷ số truyền của bộ truyền đai

(2…3) = 2,5

</div><span class="text_page_counter">Trang 7</span><div class="page_container" data-page="7">

u

_𝑏𝑟 là tỷ số truyền của hộp giảm tốc cấp 1 bánh răng trụ

(3…5,5) = 4,8 n

_yc

= n

_lv

. u

_sb

= 121,8 . 12 = 1461,6 (v/ph)

Ta chọn

n

_sb

= 1500 (v/ph)

<b>1.1.3, Chọn động cơ: </b>

Có

p

_yc

= 4,1 (kW)

và

n

_sb

= 1500 (v/ph)

=> dựa vào thông số động cơ hãng

<b>VIHEM (Việt Hung) ta chọn được động cơ 3K132S4 với các thông số sau: </b>

Tỷ số truyền chung của hệ:

u

_c

=

ⁿ^đc

<small>n</small>_lv

=

¹⁴⁴⁵

<small>121,8</small>

= 11,86

Phân phối tỷ số truyền:

u

_c

= u

_đ

. u

_br

Chọn tỷ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ là:

u

_br = 4,80 Tỷ số truyền của bộ truyền đai là:

u

_đ = 2,47

<b>1.3, Tính các thơng số trên các trục </b>

• Cơng suất trên các trục:

- Trên mỗi trục công tác:

p

_lv

=

^{F . v}

</div><span class="text_page_counter">Trang 8</span><div class="page_container" data-page="8">

- Trục II:

p

_II

=

^p^lv

<small>η</small>₂

=

^3,65

<small>0,99</small>

=

3,69 (kW)

<i>Với </i>

𝜂

₂<i> là hiệu suất tính từ trục II của hộp giảm tốc đến trục công tác </i>

<i>: </i>𝜂

_𝐼𝐼

= 𝜂

_𝑘

<i>do trục II liên kết với trục công tác bằng khớp nối </i>

- Trục I

: p

_I

=

^p^II

<small>η</small>₁

=

^3,69

<small>0,99 . 0,97</small> = 3,84 (kW)

<i>Với </i>

𝜂

₁<i> là hiệu suất tính từ trục I đến trục II của hộp giảm tốc:</i>

𝜂

₁

<i> = 𝜂</i>

_𝑜𝑙

<i> . </i>𝜂

_𝑏𝑟

𝜂

_𝑏𝑟<i> là hiệu suất của bộ truyền giữa trục I và trục II </i>

𝜂

_𝑜𝑙<i> là hiệu suất cặp ổ trục II </i>

- Trục động cơ:

p′

_đc

=

^p^I

<small>η</small>₀

=

^3,84

<small>0,99 . 0,95</small>

=

4,08 (kW)

<i>Với </i>

𝜂

₀<i> là hiệu suất tính từ trục động cơ đến trục I của hộp giảm tốc</i>

<i>, </i>𝜂

₀

<i>= </i>𝜂

_đ

<i> . </i>𝜂

_𝑜𝑙

<i>vì trục động cơ liên kết với trục I bằng bộ truyền đai </i>

• Momen xoắn trên các trục:

- Momen xoắn trên trục của động cơ:

</div><span class="text_page_counter">Trang 9</span><div class="page_container" data-page="9">

- Momen xoắn trên trục II:

</div><span class="text_page_counter">Trang 10</span><div class="page_container" data-page="10">

<b>Chương 2: Tính tốn bộ truyền đai thang </b>

<b>Thông số ban đầu: 2.1.1, Chọn tiết diện đai: </b>

<i><b>+) Chọn đai: Đai thang thường </b></i>

+) Chọn tiết diện: Với P₁= 4,08(kW) và n₁<b>= 1445(vg/ph) thì chọn đai tiết diện A </b>

<i>Chọn đường kính nhỏ </i>𝑑₁<i> = 125 (mm) trong khoảng (100 – 200) mm </i>

</div><span class="text_page_counter">Trang 11</span><div class="page_container" data-page="11">

= 2 . 347 + 0,5 . π . (125+315) + ^(315−125)²

<small>4 . 347</small>

= 1411,16 (mm)

<i>Theo dãy tiêu chuẩn chọn L = 1400 (mm) </i>

+) Số vòng chạy của đai trong 1 giây:

i =

^v

• Với 𝛼₁ = 148° nội suy ra C_α = 0,914

• Với L₀ = 1700 (theo tiết diện A) , L = 1400 thì tỷ số ^L

<small>L</small>₀ = 0,82 nội suy được C₁ = 0,955

• Với u₁ = 2,47 nội suy ra C_u= 1,137

• Với v = 9,46 (m/s) và d₁ = 125 (mm) tra bảng và nội suy ra [P₀] =

Với t = 15, e = 10 (theo tiết diện A) → B = (2 – 1) . 15 + 2 . 10 = 35 (mm) +) Đường kính ngồi: d_a= d₁ + 2.h₀ với h₀ = 3,3 (theo tiết diện A)

→ d_a = 125 + 2 . 3,3 = 131,6 (mm)

</div><span class="text_page_counter">Trang 12</span><div class="page_container" data-page="12">

<b>2.2, Xác định lực ban đầu và lực tác dụng lên trục </b>

+) Lực căng ban đầu: F₀ = ^{780 . P}¹^{. K}^đ

</div><span class="text_page_counter">Trang 13</span><div class="page_container" data-page="13">

Chương 3: Tính tốn bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

<b>Thơng số ban đầu: </b>

Hướng nghiêng răng bánh dẫn

(răng thẳng/nghiêng trái/nghiêng phải)

- Nghiêng phải

Hệ số an toàn theo độ bền tiếp xúc S_H - 1,10 – 1,15

</div><span class="text_page_counter">Trang 14</span><div class="page_container" data-page="14">

+) Ứng suất uốn cho phép:

</div><span class="text_page_counter">Trang 15</span><div class="page_container" data-page="15">

+) N<small>HO</small>, N<small>FO</small> - Số chu kỳ thay đổi ứng suất khi thử về ứng suất tiếp xúc và ứng suất N_FO1 = N_FO2 = 4.10⁶ (MPa)

+) N<small>HE</small>, N<small>FE</small> - Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Do bộ truyền chịu tải Ta có: N<small>HE1 </small>> N<small>HO1</small> => lấy N<small>HE1 </small>= N<small>HO1</small> => K<small>HL1 </small>= 1

N<small>HE2 </small>> N<small>HO2</small> => lấy N<small>HE2 </small>= N<small>HO2</small> => K<small>HL2 </small>= 1 N<small>FE1 </small>> N<small>FO1</small> => lấy N<small>FE1 </small>= N<small>FO1</small> => K<small>FL1 </small>= 1 N<small>FE2 </small>> N<small>FO2</small> => lấy N<small>FE2 </small>= N<small>FO2</small> => K<small>FL2 </small>= 1

</div><span class="text_page_counter">Trang 17</span><div class="page_container" data-page="17">

→Bánh răng có CCX = 9, nội suy ra K_Hϑ= 1,024 +) Kiểm nghiệm ứng suất:

</div><span class="text_page_counter">Trang 18</span><div class="page_container" data-page="18">

<b>3.1.6, Kiểm nghiệm độ bền uốn: </b>

</div><span class="text_page_counter">Trang 20</span><div class="page_container" data-page="20">

+) Mơmen xoắn tính tốn T_t = k.T = 1,2 . 288848 = 346618 N.mm Tra bảng với điều kiện: {^T^t ^{= 346618 ≤ T}<small>kn</small>^cf

<b>• Kiểm nghiệm khớp nối: </b>

a. Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng đàn hồi:

, trong đó:

[σ_d] - Ứng suất dập cho phép của vòng cao su. Ta lấy [σ_d] = (2 − 4)MPa Do vậy, ứng suất dập sinh ra trên vùng đàn hồi:

</div><span class="text_page_counter">Trang 21</span><div class="page_container" data-page="21">

<b>Các thông số cơ bản của nối trục đàn hồi: </b>

Momen xoắn lớn nhất có thể truyền _T_kn<small>cf</small> 500 N.m Đường kính lớn nhất của trục nối _d_kn<small>cf</small> 40 mm

</div><span class="text_page_counter">Trang 23</span><div class="page_container" data-page="23">

<b>4.2.3, Tính sơ bộ đường kính trục: </b>

Với trục I: d_sb1 = ³√62687/0,2.15 = 27,54 mm. Chọn d_sb1 = 30 mm Với trục II: d_sb2 = ³√288848/0,2.25 = 38,66 mm. Chọn d_sb2 = 40mm

<b>4.2.4, Xác định khoảng cách các gối đỡ và các diểm đặt lực: - Xác định chiều rộng ổ lăn trên trục </b>

Tra bảng với d_sb1 = 30mm và d_sb2 = 40mm, ta được: {^b⁰¹ ^{= 19 mm} b₀₂ = 23 mm

<b>- Các kích thước khác liên quan đến chiều dài trục </b>

+) Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp, hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay: k<small>1 </small>= 10 mm

+) Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp: k<small>2 </small>= 10 mm +) Khe hở giữa các đoạn chi tiết quay và đầu vít: k<small>3 </small>= 15mm

+) Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: h<small>n </small>= 20mm

</div><span class="text_page_counter">Trang 24</span><div class="page_container" data-page="24">

<b>• Chiều dài các đoạn của trục I: </b>

+) Chiều dài moay ơ của bánh răng: l_m13 = (1,2…1,5). d₁ = (1,2…1,5).30 =

+) Khoảng cách từ bánh đai đến ổ lăn 1:l₁₂ = l_m12/2 + k₃ + h_n + b₀₁/2 = 65 mm +) Khoảng cách từ ổ lăn 1 đến ổ lăn 2: l₁₁= 2.57 = 114 mm

+) Khoảng cách từ ổ lăn 1 đến bánh răng: l₁₃ = 57 mm

<b>• Chiều dài các đoạn của trục II: </b>

+) Chiều dài moay ơ của bánh răng: l_m23 = (1,2…1,5). d₂ = (1,2…1,5).40 =

+) Khoảng cách từ ổ lăn 2 đến bánh răng:l₂₃ = b₀₂/2 + k₁ + k₂ + l_m23/2 = 57 mm +) Khoảng cách từ ổ lăn 1 đến ổ lăn 2: l₂₁ = 2.57 = 114 mm

+) Khoảng cách từ ổ lăn 2 đến khớp nối: l₂₂= b₀₂/2 + h_n + k₃ + l_m22/2 = 77 mm

<b>4.3. Tính, chọn đường kính các đoạn trục </b>

<b>4.3.1. Tính tốn chi tiết cụm trục I : </b>

<b>- Tính phản lực: </b>

</div><span class="text_page_counter">Trang 27</span><div class="page_container" data-page="27">

<b>- Tính mơ men tương đương: </b>

Momen tổng,momen uốn tương đương:

</div><span class="text_page_counter">Trang 28</span><div class="page_container" data-page="28">

Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau :

d<small>10 </small>= d<small>11 </small>= 25 mm d<small>13</small> = 28 mm d<small>12</small> = 24 mm

Chọn d_vai = 30 mm

<b>Sơ đồ đường kính tại các tiết diện của trục I: </b>

<b>4.3.1.1, Chọn và kiểm nghiệm then: a. Chọn then </b>

• Trên trục I then được lắp tại bánh răng và bánh đai • Then lắp trên trục vị trí lắp bánh răng: d₁₃ = 28 mm Chọn then bằng, tra bảng B9.1aTr173[1] ta được: {

b = 8 mm h = 7 mm t₁ = 4 mm

• Lấy chiều dài then: l_t = (0,8 ÷ 0,9). l_m ✓ Then lắp trên trục vị trí lắp bánh răng

l_t3 = (0,8 ÷ 0,9). l_m13=(0,8 ÷ 0,9). 44 = 35,2 ÷ 39,6mm Ta chọn l_t3 = 36 mm

• Then lắp trên trục vị trí lắp bánh đai: d<small>12 </small>= 24 mm

</div><span class="text_page_counter">Trang 29</span><div class="page_container" data-page="29">

Chọn then bằng, tra bảng B9.1aTr173[1] ta được: { ⇒ Then tại vị trí này thỏa mãn điều kiện bền dập và cắt

<b>- Kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi: </b>

Độ bền của trục được đảm bảo nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện:

s_j = ^s^σj^{. s}^τj √s_σj² + s_τj²

≥ [s]

</div><span class="text_page_counter">Trang 30</span><div class="page_container" data-page="30">

trong đó :

 

<i>_{s - hệ số an tồn cho phép, thơng thường}</i>

 

<i>_{s = 1,5… 2,5 (khi cần tăng}</i> độ cứng

 

<i>_{s = 2,5… 3, như vậy có thể không cần kiểm nghiệm về độ cứng của trục)}</i> s<small>j</small> và s<small>j</small> - hệ số an toàn chỉ xét đến riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét đến ứng suất tiếp tại tiết diện j :

σ_aj, τ_aj, σ_mj, τ_mj.là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j,do quay trục một chiều:

với W<small>j</small>, W<small>0j</small> là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện j của trục.

ѱ_σ, ѱ_τ là hệ số kể đến ảnh hưởng của các trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi

</div><span class="text_page_counter">Trang 31</span><div class="page_container" data-page="31">

trong đó : K<small>x</small> - hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt cho trong bảng 10.8 trang 197 - “ Tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1 ”, lấy K<small>x</small> = 1,09

K<small>y</small> - hệ số tăng bề mặt trục, cho trong bảng 10.9 phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu. Ở đây ta khơng dùng các phương pháp tăng bền bề mặt, do đó K<small>y</small> = 1.

ε_σ, ε_τ - hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi

K_σ, K_τ - hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn, trị số của chúng phụ thuộc vào các loại yếu tố gây tập trung ứng suất

- Kiểm nghiệm tại tiết diện lắp ổ lăn:

</div><span class="text_page_counter">Trang 34</span><div class="page_container" data-page="34">

Do vị trí này lắp bánh răng nên bề mặt trục lắp có độ dơi ra.Chọn kiểu lắp k6. Tra

</div><span class="text_page_counter">Trang 35</span><div class="page_container" data-page="35">

<b>4.3.1.2, Chọn, kiểm nghiệm ổ lăn cho trục I: </b>

Ta có tải trọng hướng tâm tác dụng lên 2 ổ:

<b>a. Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn </b>

• Khả năng tải động C_d được tính theo cơng thức: 11.1Tr213[1]

</div><span class="text_page_counter">Trang 36</span><div class="page_container" data-page="36">

Trong đó:

V – hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay: V = 1 k_t− Hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ k_t = 1

</div><span class="text_page_counter">Trang 37</span><div class="page_container" data-page="37">

Nhận thấy khả năng tải động không lớn hơn quá nhiều so với khả năng tải động cho phép nên ta có thể lấy thời hạn sử dụng của ổ bằng ¹ => thỏa mãn khả năng tải động

<b>b. Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ lăn </b>

• Tra bảng B11.6Tr221[1] cho ổ 1 dãy ta được:

</div><span class="text_page_counter">Trang 38</span><div class="page_container" data-page="38">

Q_t1 = X₀. F_r1 + Y₀. F_a1 = 0,5.939,6 + 0,37.2095,51 = 1245,14 N

• Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ:

Q_t = max(Q_t0, Q_t1) = 2419,44 N = 2,42 kN < C₀ = 14,9 kN ⇒ thỏa mãn khả năng tải tĩnh

<b>4.3.2, Tính tốn chi tiết cụm trục II: </b>

</div><span class="text_page_counter">Trang 39</span><div class="page_container" data-page="39">

<b>Biểu đồ mômen: </b>

</div><span class="text_page_counter">Trang 41</span><div class="page_container" data-page="41">

<b>Biểu đồ momen: </b>

</div><span class="text_page_counter">Trang 42</span><div class="page_container" data-page="42">

Từ các biểu đồ momen uốn Mx và My ở trên, ta thấy được momen uốn lớn nhất gây nguy hiểm cho trục II là momen My = 99089 (N.mm) tại tiết diện 2-1 lắp bánh răng trong trường hợp F_kn hướng ngược chiều. Do đó, khi tính tốn độ bền của trục ta sẽ lấy thông số của trong trường hợp F_kn hướng ngược chiều.

<b>- Tính mơ men tương đương </b>

Mơmen uốn tổng và mômen tương đương M_j, M_tdj ứng với các tiết diện j được

</div><span class="text_page_counter">Trang 43</span><div class="page_container" data-page="43">

<b>- Đường kính trục tại các tiết diện tương ứng khi tính sơ bộ </b>

Chọn vai trục có đường kính: d_vai = 45 mm

<b>- Sơ đồ trục II tại các tiết diện: </b>

<b>4.3.2.1, Chọn then: </b>

Do các trục nằm trong hộp giảm tốc nên ta chọn loại then bằng. Để đảm bảo tính cơng nghệ ta chọn loại then giống nhau trên cùng một trục.

Khi đó, ta có thơng số của các loại then được sử dụng như sau:

</div><span class="text_page_counter">Trang 44</span><div class="page_container" data-page="44">

<b>- Kiểm nghiệm then: </b>

Với vật liệu moay ơ làm bằng thép, va đập nhẹ nên ta chọn [σ_d] = 150MPa, [τ_c] = 40 MPa

<b>• Tại tiết diện lắp bánh răng (2-1): </b>

+) Chiều dài then: l_t= (0,8…0,9). l_m23 = (0,8…0,9).50 = 40…45 mm ⇨ thỏa mãn điều kiện bền

<b>• Tại tiết diện lắp khớp nối (2-3): </b>

+) Chiều dài then: l_t= (0,8…0,9). l_m22 = (0,8…0,9).60 = 48…54 mm

</div><span class="text_page_counter">Trang 45</span><div class="page_container" data-page="45">

<b>- Kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục II: </b>

Độ bền của trục được đảm bảo nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa

+) σ_aj, σ_mj, τ_aj, τ_mj là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp. Do trục quay 1 chiều nên

K_y = 1 vì khơng dùng các phương pháp tăng bền bề mặt

<b>• Kiểm nghiệm tại tiết diện bánh răng (2-1): </b>

</div><span class="text_page_counter">Trang 47</span><div class="page_container" data-page="47">

⇨ Thỏa mãn điều kiện bền mỏi

<b>• Kiểm nghiệm tại tiết diện khớp nối (2-3): </b>

</div><span class="text_page_counter">Trang 48</span><div class="page_container" data-page="48">

<b>4.3.2.2, Chọn ổ lăn cho trục II: - Phản lực hướng tâm lên các ổ </b>

+) Phản lực hướng tâm tác dụng lên tiết diện ổ lăn (2-0):

F_r20 = √X₁² + Y₁² = √(−1738,41)<small>2</small>+ 945,58<small>2</small> = 1978,94 (N)

+) Phản lực hướng tâm tác dụng lên tiết diện ổ lăn (2-2):

</div><span class="text_page_counter">Trang 49</span><div class="page_container" data-page="49">

Vậy để đảm bảo tính đồng bộ cho ổ lăn ta chọn ổ…… Vì hệ thống các ổ lăn trong hộp giảm tốc nên ta chọn cấp chính xác bình thường và độ đảo hướng tâm 20 μm

<b>- Chọn kích thước ổ lăn </b>

Chọn theo khả năng tải động

Đường kính trục tại chỗ lắp ổ lăn: d₂₀ = d₂₂ = 40 mm

Tra bảng tr 264, trong điều kiện làm việc va đập nhẹ nên dùng loại ổ cỡ nhẹ hẹp, ta

<b>chọn được loại ổ bi đỡ - chặn có kí hiệu 46208 với các thơng số sau: </b>

</div><span class="text_page_counter">Trang 50</span><div class="page_container" data-page="50">

Tải quy ước: Q = max(Q₀, Q₁) = Q₀ = 2374,73 (N)

<b>- Kiểm nghiệm ổ lăn theo khả năng tải động </b> ⇨ Thỏa mãn khả năng tải động

<b>- Kiểm nghiệm theo khả năng tải tĩnh </b>

</div><span class="text_page_counter">Trang 52</span><div class="page_container" data-page="52">

<b> Chương 5: Thiết kế vỏ hộp giảm tốc </b>

<b>5.1, Các kích thước cơ bản của hộp giảm tốc </b>

<b>5.1.1, Kết cấu vỏ hộp: </b>

Hộp giảm tốc để đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến, đựng dầu bôi trơn bảo vệ các chi tiết máy tránh bụi bẩn. Chi tiết cơ bản của hộp giảm tốc yêu cầu độ cứng cao và khối lượng nhỏ.

<b>Vì vậy, ta có thể chọn vật liệu làm hộp giảm tốc là gang xám GX15-32 </b>

Chọn bề mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục song song với đáy.

<b>5.1.2, Thiết kế vỏ hộp: </b>

<b>Dùng phương pháp đúc để chế tạo nắp ổ, vật liệu là gang xám GX15-32. </b>

<b>Quan hệ kích thước của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc </b>

</div><span class="text_page_counter">Trang 54</span><div class="page_container" data-page="54">

<b>5.2, Kết cấu các chi tiết </b>

</div><span class="text_page_counter">Trang 55</span><div class="page_container" data-page="55">

<b>5.2.3, Chốt định vị: </b>

Đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước sau khi gia công cũng như khi lắp ghép, khi xiết bu lơng khơng làm biến dạng vịng ngồi của ổ, do đó loại trừ được một trong các nguyên nhân làm ổ chóng bị hỏng.

Để kiểm tra và quan sát các chi tiết máy trong khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp, trên đỉnh hộp có làm một cửa thăm. Dựa vào bảng 18.5 tr 92, ta chọn được kích

</div><span class="text_page_counter">Trang 56</span><div class="page_container" data-page="56">

<b>5.2.5, Nút thông hơi: </b>

Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên. Để giảm áp suất và điều hào khơng khí bên trong và bên ngồi hộp, người ta dùng nút thông hơi. Nút thông hơi thường được lắp trên nắp cửa thăm hoặc ở vị trí cao nhất của nắp hộp. Tra bảng 18.6, ta

Sau một thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn (do bụi bặm và hạt mài) hoặc bị biến chất, do đó cần phải thay dầu mới. Để tháo dầu cũ, ở đáy hộp có lỗ tháo dầu. Lúc làm việc, lỗ được bịt kín bằng nút tháo dầu. Tra bảng 18.7, ta được:

</div>