Luận văn Thiết kế hộp giảm tốc 350

ở nước ta hiện nay trong công cuộc đổi mới và phát triển nền kinh tế .Viêcđầu tư vào nền công nghiệp nặng là chủ yếu ,nhất là trong lĩnh vực sản xuất máymóc ,thiết bị cơ khí như các bơm

Lời nói đầu

Ngành cơ khí chế tạo máy là một trong những ngành then chốtcủa nền kinh

tế quốc dân , nó góp phần không nhỏ vào quá tình công nghiệp hoá ,hiên đại hoá đấtnước Đặc biệt là trong giai đoạn hiện nay nền khoa học trên thế giới và trong nướcđang ngày càng phát triển mạnh mẽ

ở nước ta hiện nay trong công cuộc đổi mới và phát triển nền kinh tế Viêcđầu tư vào nền công nghiệp nặng là chủ yếu ,nhất là trong lĩnh vực sản xuất máymóc ,thiết bị cơ khí như các bơm dung dịch có áp suất cao ở trong công ty đạmchođến các băng tải vận chuyển xi măng hoặc băng tải vận chuyển đá ,than và các hệthống tời ,cầu trục nâng hàng…Đều phải sử dụng đến hộp giảm tốc để biến đổi lực

mà không phải nhập khẩu của nước ngoài

Với phương án sử dụng hộp giảm tốc có thể sử dụng trong nhà xưởng códiện tích hẹp hoặc trong các phân xưởng lớn giúp cho người công nhân vân hànhbăng tải và máy móc được dễ ràng , đảm bảo an toàn và nâng cao năng suất laođộng

PhầnITính toán các thông số chính của hộp giảm tốc 350, Xây dựng bản vẽ lắp hộp giảm tốc bản vẽ thân hộp và bản vẽ nắp hộp.

• Giới thiệu chung về hộp giảm tốc 350.

- Hộp giảm tốc 350 đượcdùngrộngrãi trong các cơ sở sản xuất, Hộp giảm tốc kết hợpvới một số sản phẩm cơ khí khác dùnglàm tời nâng, hạ hàng nặng dùng làm cần cẩu,dầm cầu trục, băng tải…

1

- Hộp giảm tốc làm giảm tốc độ từ đầu vào nối với trục động cơ điện đến dầu ra, đầucông tác yêu cầu lực ởđầu ra là lớn do đó yêu cầu đặt ra để thiết kế vỏ hộp giảm tốc

là gọn nhẹ, nhưng đủ cứng vững, giá thành hạ mà vẫn đảm bảo các yêu cầu về kỹthuật Vậy để làm giảm giá thành sản phẩm ta sử dụng phương pháp chế tạo hộpgiảm tốc 350 là hộp giảm tốc khai triển bánh răng trụ hai cấp, vì kết cấu của hộp đơngiản tuổi thọ cao có thể sử dụng trong phạm vi rộng rãi của vận tốc và tải trọng, tuynhiên hộp giảm tốc kiểu này có nhược điểm làcác bánh răng bố trí không đối xứngvới các ổ đỡ do đó làm tăng sự phân bố không đều tải trọng trên chiều dài răng Vậycần thiết kế trục đủ cứng, đặc biệt là các bánh răng nhiệt luyện đạt độ cứng đảm bảokhi có tải trọng thay đổi và chú ý chọn ổ lăn cho hợp lý

- Qua các yêu cầu đặt ta ở trên để thiết kế vỏ hộp giảm tốc 350 trước hết ta phải thiết

kế phần ruột của hộp giảm tốc để từ đó tính toán thiết kế vỏ hộp cho hợp lý

Từ dữ liệu đã cho là hộp giảm tốc 350, ta hiểu khoảng cách hai trục xa nhất là

350mm

Vậy trọn khoảng cách trục I và trục II là: aw1 = 150mm

Khoảng cách trục II và trục III là: aw2 = 200mm

Giả sử hộp giảm tốc dùng làm tời nâng, hạ vật nặng chạy hai chiều

+ Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền

+Thiết kế bộ truyền bánh răng hai cấp

+Tính toán thiết kế trục

+Tính toán chọn ổ lăn

+Tính kết cấu và xây dựng bản vẽ lắp hộp giảm tốc, bản vẽ thân hộp, bản2

vẽ nắp hộp

I- chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền.

I 1 Chọn động cơ.

I.1.1 Xác địn h công suất động cỏ

công suất yêu cầu của động cơ được xác định theo công thức:

py/c=pct / ηo với pyc là công suất yêu cầu

pct : là công suất công tác

ηbt1- là hiệu suất bánh răng trụ răng nghiêng.

ηbt2-là hiệu suất bánh răng trụ răng thẳng.

ηô lăn -là hiệu suất 1cặp ổ lăn

ηkhớp-là hiệu suất nối trục.

K- là số cặp ổ lăn

Tra bảng sách 2.3 T.19 TKHDĐCKT1 ta có :

ηbt1= 0,98

ηbt2 = 0,98 ; ηk = 1 ; ηổlăn = 0,99 ; k = 4thay số ta được :

η = 0,98.0,96 0,994.1=0,92

do đó Py/c= pct/η= 24/0.92= 26,08(kw)

I.1.2 xác định hệ số vòng quay cơ sở:

3

- Số vòng quay cơ sở được xác định theo công thức:

nsb= nct.usbTrong đó :

nct- số vòng quay trên trục công tác

n= 60000.v/πD= 60000.0,8/3.14x280=54,27(v/p)

Usb – tỷ số truyền sơ bộ

Với Usb= Uh.Un

đường kính trục của động cơ φ = 50

⇒ Pđ/c> Py/c.(thoả mãn) nđbộ≈ n sơ bộ

I.2-phân phối tỷ số truyền cho các cấp.

I.2.1 Tính lại tỷ số truyền chung.

+ trục III ta có :

n3 = n2/u2 = 172,6/3,18 = 54,28 (v/p)

I.4 công suất các trục:

+ công suất tính từ trục III trở về:

- Mô men xoắn trục III là:

Thiết kế bộ truyền bánh răng hai cấp.

II.1 thiết kế cặp bánh răng trụ răng nghiêng ở cấp nhanh

- các thông số đầu vào:

P1 = 26,83 (kw)T1 = 262258,4 (N.mm)

n = 977 (v/p)

U = 5,66

- Để tải trọng làm việc tốt ta chọn cặp bánh răng trụ răng nghiêng có góc nghiêng (80 ~ 200)

II.1.1 - chọn vật liệu làm bánh răng vật liệu làm bánh răng phải bền tránh hiện

tượng tróc mỏi bề mặt, hiện tượng dính răng và đảm bảo độ bền uốn trong quá trìnhlàm việc Do đó vật liệudùng để làm bánh răng thưòng là thép có chế độ nhiệt luyệnhợp lý

- Theo yêu cầu của bộ truyền ta chọn vật liệu làm bánh răng thuộc nhóm I có độcứng HB≤ 350 căn cứ vào bảng 6.1 (TKHDĐCKT1) ta chọn vật liệu làm bánh răngnhư sau:

- Bánh nhỏ ta chọn vật liệu là thép 45 thường hoá sau khi gia công và có các thông

số kỹ thuật như sau:

- Độ cứng HB1 = 170~217 MPa

6

Giới hạn chảyσ ch2 = 340MPa

II.1.2- X ác định ứng suất tiếp xúc cho phép.

ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng

ký hiệu [σH] được xác định bằng công thức:

K HL : hệ số xét dần đến ảnh hưởng của chu kỳ làm việc Theo 6.3 (TKHDĐCKT1)

trang 93 K HL đựoc tínhnhư sau: K HL =

[σH]1 = σ0 H1 lim KHL1 / SH = 490.1 / 1,1 = 445,5(MPa)[σH]2 = σ0 H2 lim KHL2 / SH = 470.1 / 1,1 = 427,27(MPa)Với cấp nhanh sử dụng bánh răng nghiêng do đó theo:

[σH] = ([σH]1+[σH]2)/2=436,36 (MPa)

II.1.3 ứng suất tiêp xúc cho phép được xác định bởi công thức sau:

[σF] = σ0 F lim YR.YS.KxF.KFC.KFL / SF trong đó:σ0 F lim là gới hạn bền mỏi uốn ứng suất chu kỳ chịu tải NEF.

SF – hệ số an toàn khi tính về uốn SF = 1,75 do bề mặt bánh răng thường hoá

YS=1,08~0,0695ln(m) là hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập chungứngsuất

m – mô đun tính bằng (mm)

YR = 1 hệ số xét đến độ nhám mặt lượn chân răng

KxF hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến độ bền uốn.KFC – hệ số ảnh khi đặt tải lấy KFC = 1

Theo 6.2a (TKHDĐCKT1) trong tính toán sơ bộ lấy YR.YS.KxF = 1

Theo 6.2 (TKHDĐCKT1) trang 94:σ0 F lim = 1,8.HB

⇒ các giới hạn bền mỏi tính về uốn của các bánh răng như sau:

II.1.4 Xác định các thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

II.1.4.1 Xác định khoảng cách trục a w1

chọn aw =150mm8

II.1.4.2 chọn mô đun.

Dựa vào kinh nghiệm m = (0,01~0,02) aw = 1,5~3.0 (mm)

Ta chọn m = 2

+ chọn góc nghiêngβ = 100 ⇒ cosβ = 0,9848

II.1.4.3 tính số răng các bánh răng.

dựa theo 3.31 (TKHDĐCKT1) trang 103 có:

Z1 = 2 aw +cosβ /m(u+1) = (2.150+0,9848)/ 2(5,66+1) = 22,59 (răng)Chọn Z1 = 22 (răng)

+ tính số răng Z2 ta có Z2 = Z1.U = 22.5,66 = 124,52 (răng)

áp dụng công thức: aw =0,5.m(Z1 + Z 2) /cosβ = 0,5.2.(22+125) / 0,98 = 150(mm)

do đó chọn aw = 150(mm) và không cần dịch chỉnh

II.1.5 kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

+ ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng của bộ truyền thoả mãn điều kiện sau:

σH < [σH]

σH = ZM.ZH.Zε 2 1

1

.

) 1 ( 2

w w

H

d u b

u K

cos 2

trong đó βb góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

0

49 , 20 2 sin

6 , 10 cos 2

vậy KHv = (1+ 1,7.45.44,9)/ 2.262258,4.1,13.1,12=1,0005

⇒ KH = 1,13.1,12.1,0005 = 1,26thay các số liệu vào công thức 6.33 (TKHDĐCKT1) trang 105 ta được :

σH = 274.1,72.0,78. 2.262258,4.1,26.(5,68+1)/45.5,68.44,92 = 1075,5 (MPa)

* Nhận xét : do ứng suất uốn tính được là1075,5 (MPa) lớn hơn rất nhiều ứng suất chophép của vật liệu

Vậy bộ truyền làm việc không đảm bảo cho nên ta chọn lại vật liệu làm bánh răng

- chọn vật liệu theo bảng 6.1 chọn thép 40XH nhiệt luyện bằng phương pháp tôi và cócác thông sốnhư sau:

HRC=48~54 (1HRC=10HB)

⇒σH1lim=54.10.2+70=1150(MPa)

σH2lim=52.10.2+70=1110(MPa)

⇒ [σH1 ] = 1150/1,1=1050 MPa[σH1 ] = 1110/1,1=1009 MPa suy ra.

II.1.6 K iểm nghiệm răng về độ bềnuốn :

cặp bánh răng đảm bảo về độ bền uốnσF ≤ [σF ]

- Theo công thức 6.43và 6.44 ta có :

σF1 = 2T1.KF.Yε.Yβ.YF1 / bw.dw1.m

σF2 = σF1 YF2 / YF1trong đó T1 = 262258,4 (N.m) là mô men xoắn trên bánh chủ động

Yε = 1/εα hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng

11

εα là hệ số trùng khớp ngang

⇒ Yε = 1/εα = 1/ 1,67 = 0,598

Yβ = 1 – (β /140) là hệ số kể đến độ nghiêng của răng

Yβ = 1 – (11,4 / 140) = 0,92 YF1, YF2 hệ số dạng răng của bánh 1và bánh 2 nó phụ thuộc vào số răng tương đương

về uốn theo bảng 6.7(TKHDĐCKT1) trang 98 ta có : KFβ = 1,17 ứng với cấp chính xác động học 9

KFV hệ số tải trọng động suất hiện ở vùng ăn khớp khi tính về uốn

F1=(2.262258,4.1,6.0,598.0,92.3,9)/(60.44,9.2)=334,2 MPaTheo 6.46 ta cóσF2 = σF1 YF2 / YF1 = 334,2.3,6/3,8 = 316,6 (MPa).

Nhận xét : theo tính toán thì cặp bánh răng đáp ứng được yêu cầu về độ uốn (vì chọnlại vật liệu ta chấp nhận thưa bền)

II.1.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải :

12

+ khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải ( khi mở máy hoặc khi tắt máy ) để bộtruyền làm việc tốt thìσH1 max vàσF1max phải nhỏ hơn và nó được tínhnhư sau:

[σH] max = 2,8 σchảy

[σF] max = 0,8 σchảy

⇒ [σH1] max = 2,8 1400 = 3920 (Mpa) [σF1] max = 0,8 1400 = 1120 (Mpa) + ứng suất quá tải phát sinh khi khởi động máy như xác định như sau:

Vậy cặp bánh răng tính toán ở trên đảm bảo để bộ truyền cấp nhanh làm việc an toàn

Ta có các thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh

II.2.2 xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép.

II.2.2.1 xác định ứng suất tiếp xúc cho phép [σH]

ký hiệu [σH] được xác định bằng công thức:

K HL : hệ số xét đến ảnh hưởng của chu kỳ làm việc Theo 6.3 (TKHDĐCKT1) trang

93 K HL đựoc tínhnhư sau: K HL =

Thay số ta xác định ứng suất tiếp xúc cho phép

[σH]3 = 1150 / 1,1 = 1045,5(MPa)

[σH]4 = 1110/1,1 = 1009 (MPa).

II.2.2.2 ứng suất uốn cho phép được xác định bởi công thức sau:

[σF] = σ0 F lim YR.YS.KxF.KFC.KFL / SF trong đó:σ0 F lim là gới hạn bền mỏi uốn ứng suất chu kỳ chịu tải NEF.

SF – hệ số an toàn khi tính về uốn SF = 1,75 do bề mặt bánh răng thường hoá

YS = 1,08 ~ 0,0695ln(m) là hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập chung ứng suất

YR = 1 hệ số xét đến độ nhám mặt lượn chân răng

KxF hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến độ bền uốn

KFC – hệ số ảnh khi đặt tải lấy KFC = 1

Theo 6.2a (TKHDĐCKT1) trong tính toán sơ bộ lấy YR.YS.KxF = 1

Tính toán sơ bộ lấy KFL=1,

σ0 F3lim=550 Mpa(Theo bảng 6.2TTTKHDĐCK T1 trang 94)

II.3.2chọn mô đun.

Dựa vào m= (0,01~0,02) aw = 2~4 (mm)

Ta chọn m= 3

II.3.3 Tính số răng Các bánh răng:

dựa theo 3.31 (TKHDĐCKT1) trang 103 có :

Z3 = 2 aw2 / m(u+1)= 2.200/3.(3,8+1) = 31,9 (răng)15

aw2 = 0,5m(Z3+ Z 4) = 0,5.3.(32+102) = 200 (mm)→Không phải dịch chỉnh.

II.4 kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

+ ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng của bộ truyền thoả mãn điều kiện sau:

σH < [σH]

σH = ZM.ZH.Zε 32

2

.

) 1 ( 2

w w

H

d u b

u K

- KH : hệ số xét đến tải trọng khi tính về tiếp xúc

- bw : chiều rộng của vành răng

- dw3 : đường kính vòng chia của bánh răng chủ động

16

⇒ ZH =

0 26 , 19 2 sin

0 cos 2

= 1,79 ( β = 0 vì bộ truyền là răng thẳng)Tính Zε vì bánh răng thẳng lên theo 6.36a(TKHDĐCKT1) trang 105 có:

Zε = 4− ε α /3 trong đó :

εα = ( 1,88 – 3,2/32 – 3,2 /102).cos00

εα = 1,74 →Z ε = 3

74 , 1

σH = 274.1,79.0,86. 2.1410921,2.1,025.4,18/90.3,18.77,222. = 1122(MPa).Nhận xét :

Do σH = 1122 (MPa)  [ σH] = 1009 (MPa) Vậy cặp bánh răng đảm bảo yêu cầu về ứng suất tiép xúc cho phép

II.5 K iểm nghiệm răng về độ bền uốn:

cặp bánh răng đảm bảo về độ bền uốn khiσF ≤ [σF ]

- Theo công thức 6.43 và 6.44 ta có :

σF3 = 2T2.KF.Yε.Yβ.YF3 / bw3.dw3.m

σF4 = σF3 YF2 / YF117

Thay số

⇒ σF3 = 2.1410921,2.3,8.1.1/90.96.3 = 295,5 MPa

σF4 = 295,5.3,6/3,8 = 279,9 (MPa)

Vậy cặp bánh răng đảm bảo điều kiện làm việc về ứng suất uốn

II.6 K iểm nghiệm răng về quá tải :

- khi mở máy hoặc khi tắt máy khi đó mô men xoắn tăng đột ngột dễ gây ra quá tải Để

bộ truyền làm việc không bị quá tải thì ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cựcđại phải nhỏ hơn ứng suất tiếp xúc cho phép

Vậy ứng suất cho phép được xác địnhnhư sau :

Kqt = Tmax /T = 2

σHmax = σH 2 = 1122 2 = (MPa) ⇒ σF3 max= σF3.1,8 = 295,5.1,8 = 591(MPa)Kếtluận:cặp bánh răng tính toán ở trên hoàn toàn đảm bảo cho bộ truyền làm việc

HRC=48~54=480~540 MPa

b = 1600 Mpa ; c= 1400 MPa

III.2 Xác định tải trọng tác dụng lên trục.

- Lực tác dụng nên trục chủ yếu là mô men xoắn và các lực tác dụng khi ăn khớp Căn cứ vào sơ đồ lực bài ra ta có sơ đồ đặt lực nên các chi tiết của HGT như sau:

III.3 Xác định các giá trị lực của bộ truyền

+ lực tác dụng khi bánh răng ăn khớp gồm 3 thành phần

Fr1= F’r1= Ft1.tgαtw/cosβ = 4454,4 N

Trên bộ truyền bánh răng thẳng:

Ft2= F’t2= 2T2/dw3 = 2.1410921,5/96=29394,2 N

Fr2= F’r2 = Ft2tgαtw/cosβ = 10984,2 N

III.4 Xác định sơ bộ đường kính trục

Xác định theo sách TTTKHDĐCK tập I trang 189 dùng công thức thực nghiệm đểxác định sơ bộ đường kính trục, trục vào của hộp giảm tốc có thể lấynhư sau

dv=(0,8~1,2) dđcơvới dđcơlà đường kính trục động cơnhư vậy ta có sơ bộ đường kínhcác trụcnhư sau

+ trục I, trục vào

d1 = 50.0,8 = 40mm+ Truc II, trục trung gian của hộp giảm tốc

d2 = 150.0,35 = 52,5 chọn d2 = 60mm+ Trục III, trục ra của hộp giảm tốc

d3= 200.0,3 = 60mm

- Tra bảng 10.2 xác định chiều rộng ổ lăn

d1= 40mm suy ra b01 = 23mmd2=d3=60mm suy ra b02=b03 = 31mm

Từ đó suy ra khoảng cách trên trục ra

III.6 Xác định các thành phần phản lực và biểu đồ mô men.

III.6 1 trục I:

(trục vào) chọn hệ toạ độnhư hình vẽ

Để xác định các thành phần lực trên gối tựa FLX và FLY ta xét sự cân bằng lực và mômen trong các mặt phẳng xoz và yoz giá trịnhư sau:

Fx1 = 11681,8 NFY13 = 4454,4 Fx11 = 0,3.3.T1/D0 Theo bảng 16.1a trang 68 úng với T1 ta có đườngtròn đi qua tâm chốt D0=105 suy ra

Z 0

344,75 251,25

70,5

1Mx1

xét mặt cắt (2-2)

MX2-2 = 52880,8 Nmm

+My2-2 = -4082893,4 NmmMy1-1= -553171,2 Nmm

Ta có biểu đồ mô men

+ Để xác định các thành phần lực trên các gối tựa 0;1ta xét sự cân bằng lực và mômen trong các mặt phẳng xoz và yoz

+ giá trị các lực đã chonhư sau:

FX21 = 11681,8 N Fy21 = 4454,4 NFX22 = 29394,2 N Fy22 = 10984,2 N+ Xét mặt phẳng xoz:

∑M20(FxLi) = 0

∑FX2 = 0

Thay số ta có:

FLx21 = 22669,3 N Suy ra ta có :

FLx20 = 18406,7 N+ Xét mặt phẳng yoz

∑M20(Fy2i) = 0

∑Fy2 = 0

⇒Fly21 = 5996,4 NSuy ra ta có:

70,5

1 Mx1

+ Mô men :

Mx2 = Fa.dω2 / 2 = 300433,6 Nmm+ Từ đó ta thiết lập các biểu đồ mô mennhư sau:

- Xét trong mặt phẳng xoz :

Mx11 = 262828,9 Nmm

⇒ Mx22 = 512692,2 NmmXét trong mặt phẳng YOZ

My1-1 = -1297672,4 NmmMy2-2 = 1938225,15 Nmm

Ta có biểu đồ mô mennhư sau:

III5.3 Xét trục III:

trục ra của hộp giảm tốc, chọn toạ độnhư hình vẽ

25

85,5 95,25

70,5

1 0

Mx

1 1

FLx30

FLy30

F'Y2F'X2

+ Xác định các phản lực trên gối tựa 0; 1 Ta xét sự cân bằng lực và mô men trongcác mặt phẳng xoz và yoz.

- Giá trị các lực đã cónhư sau:

F’x2=29394,2(N) ; FX33 = 0,3Fr =0,3.2.T3/D0 = 24370 N (D0 =105là đường kínhvòng tròn đi tâm chốt

Từ đó thiết lập biểu đồ mô men

Mô men :Xét trong xoz

Xét mặt cắt (1-1) : Mx1-1 = 73,65(N.mm)

Mx2-2 = -619533 Nmm

xét My11:

My11 = -9,35 NmmMy22 = -882565,2 Nmm

26

85,5 165,75

93,5

10

III.6 xác định đường kính tại các tiết diện

III.6.1 xác định đường kính các tiết diện trục I

12 10

vì df1 = 41,9 (mm); da1 = 48,9 (mm) (df1 là đường kính đáy răng, da1 làđường kính đỉnh răng).

III.6.2 Trục II:

- Như đã tính dII = 60(mm)

- chọn đường kính đoạn lắp ổ lăn 20 và 21 là 60 (mm)

- Chọn đường kính đoạn trục lắp bánh răng nhỏ của cấp chậm lắp liền trục

Vì df3 = 90 (mm) và đường kính đáy răng; da3 = 102 (mm) là đường kínhđỉnh răng

- Chọn đường kính đoạn trục lắp bánh răng bị động, bánh răng lớn là d = 60(mm)

III.6.3 Trục III:

- Chọn đường kính chỗ lắp nối trục là d = 55 (mm)

- chọn đường kính đoạn lắp ổ bi và bánh răng là d = 60 (mm)

III.3 Tính kiểm nghiệm trục

- ở đây kiểm nghiệm trục III, nếu trục III đủ bền thì trục I và trục II cũng đủ bền.+ kiểm nghiệm tại các tiết diện nguy hiểm, tại các tiết diện này hệ số an toàn phảithoả mãn điều kiện:

Kσ ; Kτ hệ số tập chung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn.

Bảng 10.12 khi ra công rãnh then dao phay ngón

kσ = 2,5 ; kτ = 2,39

εσ ; ετ hệ số ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi uốn, xoắn.

σaj ;τaj ; σmj τmj trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện thứ jxác định như sau:

- với trục quay 2 chiều ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng

τmj = 0, τaj = τmaxj = Tj/ Wj ; σmj = 0 ; σaj = σmaxj = Mj/ wjtrong đóωj ; ω0j lần lượt là mô men cản uốn và mô men cản xoắn tại tiết diện nguyhiểm j được tính theo công thức 10.6 (TTTKHDĐT2)

- Trục tiết diện tròn

ωj = πd3 j / 32 ; ω0j = πd3 j / 16 Trục có 1rãnh then

ωj = πd3 j / 32 – bt1(dj – t1) 2/ 2dj

ω0j = πd3 j / 16– bt1(dj – t1) 2/ 2djVới trục III Các tiết diện nguy hiểm là :

- tiết diện lắp ổ lăn d = 60mm

- tiết diện lắp ổ bánh răng d = 60mm

- tiết diện lắp khớp nối d = 55mm Tra bảng 9.1a (TTTKHDĐT2) ta được các thông số của mối ghép then ứng

với từng tiết diện có mối ghép then thực hiện tínhωj vàω0j ta được bảng sau:

29

Như vậy các giá trị S tính được đều lớn hơn giới hạn

[S] = 1,2~1,5 như vậy điều kiện bền mỏi của trục III là đảm bảo

III.7.2 Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh

Đề phòng biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột (khi mở máy )

do đó cần kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh theo công thức ta có:

σtd = σ2 +3τ2 ≤ [σ]30

vớiσ = Mmax / 0,1d3 ; τ = Tmax / 0,2d3.[σ] = 0,8 σch = 0,8.1400 = 1120(MPa)

- Xét trên trục III :

σ = 882565,5/ 0,1.603 = 40,85

τ = 4264775,2/ 0,2 603 = 98,7

σtd = 40,852 +3.98,72 = 175,8 (MPa)như vậyσtd = 175,8 < [σ] =1120 (MPa)Vậy trục III đảm bảo điều kiện bền tĩnh

IV-Tính toán chọn ổ lăn.

Chọn ổ lăn cho trục 1 chọn loại ổ bi đỡ một dấy lắp trên các gối 10 và 11

IV.1 C họn sơ bộ kích thước ổ

- Dựa vào đường kính ngõng trục d = 40 tra bảng (P2.7 trang 255) chọn loại bi đỡ1dãy cỡ nặng ký hiệunhư sau 408

- Đường kính trong d= 40 mm ; khả năng tải động C = 50,3 (kN)

- Đường kính ngoài d= 110 mm ; khả năng tải tĩnh C0 = 37 (kN)

- Chiều rộng ổ B = 27(mm) đường kính bi 22,23mm

IV.1.1 K iểm nghiệm khả năng tải khi làm việc.

Với ổ bi đỡ 1 dãy theo công thức 11-1 trang 213, TTTKHDĐCK tập I

khả năng tải động tĩnh như sau:

Cđ = Q.m L

m = 3 bậc đường cong mỏi đối với ổ bi đỡ

Q – tải trọng đông quy ước

L- tuổi thọ tính bằng triệu vòng

Theo công thức 11.3

Qi=X.V.Fri.Kt.Kđ V- hệ số ảnh hưởng đến vòng quay do vòng trong quay V = 1

31

Kđ hệ số kể đến đặc tính tải trọng với chế độ va đập vừa Kđ = 1,25.

Kt hệ số kể đến ảnh hưởngchếđộ làm việc khiθ = 1050 thì Kt.=1

QI1 = X.V FLrI1 Kt.Kđ = 1.4454,4.1.1,25.1 = 5568 N = 5,568 KNTính tuổi thọ ổ lăn

L = Lh1.n1.60.10-6 = 10000.60.977.10-6 = 586,2 triệu vòng quay

Thay số ta có: Cđ = 5,568 3 586,2 = 46,6 (KN)

vậy Cđ = 46,6 < C =50,3 vậy loại ổ này đảm bảo khả năng tải động của bộ truyền

IV.1.2 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh

theo công thức 11.19 trang 221 (TTTKHDĐT2) với Fa = 0

Q0 = X0.Fr Theo bảng 11.6 ta có: X0 = 0,6

⇒ Q0 = 0,6.4454,4 = 2672 (N) = 2,672 KN

Do Q0 = 2,672 KN < C0 = 37 (KN)Vậy ổ đảm bảo khả năng tải tĩnh

IV.2 C họn ổ lăn cho trục II:

- Với đường kính ngõng trục d = 60 (mm) chọn ổ bi đỡ 1 dáy cỡ nặng ký hiệu 412 cócác thông số sau:

IV.2.1 K iểm nghiệm khả năng tải của ổ:

kiểm nghiệm khả năng tải động

Theo công thức Q = V.Fri.Kt.Kđ

Trong đó V= 1 vì vòng trong quay

Fri = 4454,4(N); Kt = 1 ; Kđ = 1.25 ; Fr = Fr2 – F’r1 32

= 10984,2 – 4454,4 = 6529,8 NTính tuổi thọ của ổ :

L= Lh.n2.60.10-6 = 10000.172,6.60.10-6 = 103,5 (triệu vòng)Thay số ta có:

Cđ = 8,1623 103,5 = 38,3 (KN), (với Q = 6528,8.1,25 = 8,162 KN)

 Nhận xét :

Ta thấy Cđ = 38,3 (KN) < C = 85,6 (KN) vậy ổ đảm bảo điều kiện làm việc tải động

IV.2.2 K iểm nghiệm khả năng tải tĩnh:

Theo công thức 11.19 ta có:

Qt = X0.Fr + Y0Fa do ΣFa= 0

⇒ Qt = X0.Fr theo bảng 11.6 có X0 = 0,6; Y0 = 0,5

⇒ Qt = 6529,8.0.6+2355.4.0.5 = 5095,6 N = 5,09 KN

do Qt = 5,09 (KN) < C0 = 71,4 (KN) vậy ổ đảm bảo điều kiện tải tĩnh

IV.3- C họn ổ lăn cho trục III: trục ra của hộp giảm tốc

dựa vào đường kính ngõng trục lắp ổ lăn d = 60 mm

chọn ổ binhư trục II; ký hiệu 412

IV.3.1 kiểm nghiệm khả năng tải khi làm việc

Tính toánnhư trục II cónhư sau

- Tính tuổi thọ

L= 60.n.Lh/106 = 60.54,28.10000/106 = 32,6 (triệu vòng)

- tải trọng quy ước

Q = 10984,2.1.25 = 13,7 KN33

⇒Cđ = 13,73 32,6 = 43,8(KN).

Ta thấy Cđ = 43,8 KN < C= 85,6 (KN) vậy ổ đảm bảo điều kiện làm việc

IV.3.3 kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh :

như trục II theo công thức 11.9 với Fa= 0⇒ Q0 = X0.Fr

⇒ Qt = 0,6.10984,2= 65,9 (KN)

Vậy Qt =65,9 < C0 = 71,4 (KN) khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo

*Ta có thông số của các cặp ổ lăn như sau:

Trục I : trục vào

ổ bi đỡ 1dãy cỡ nặng ký hiệu 408

- Đường kính trong d= 40 ; khả năng tải động C = 50,3 (KN)

- Đường kính ngoài D= 110 ; khả năng tải tĩnh C0 = 37 (KN)

- Chiều rộng ổ B = 27(mm) đường kính bi 22,23 mm

Trục II: trục trung gian

loại ổ bi một dáy cỡ nặng ký hiệu 412Đường kính trong d= 60 mm

Đường kính ngoài D= 150 mmchiều rộng ổ B= 35 mm

khả năng tải động C= 85,6 KN

Khả năng tải tĩnh C0 = 71.4 KN

Trục III: trục ra của hộp giảm tốc.

- Các thông của ổ lăn trục IIInhư trục II

Tên gọi Biểu thức tính toán Kết quả lưạ chọn+ Chiều dày

d4= 0,7d2d5 = 0,6d2

d1 = M18d2 = M12d3 = M12

d4 = M10d5 = M12

K3 = K2-5mm

S3=15mmS4=15mK3=42mm

C = D3/2

D3 = 170mmD2=140mmK2=48mmE2=25

R = 20

C = 85

35

S1 = 1,4~1,7 d1 = 25K1 = 3d1 = 55

q > K1 + 3δ

S1=25mmK1=55mmq= 85mm

Khe hở giữa các chi tiết

- giữa bánh răng với thành

V.2 Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp :

+ Phương pháp bôi trơn

do v <12(m/s) cho nên phải tiến hành bôi trơn bằng phương pháp ngâm dầu

vận tốc nhỏ cho nên chiều sâu ngâm dầu bằng 1/6 bán kính răng cấp nhanh vàkhoảng

1/4 bán kính đối cấp chậm

Do đáy của HGT cách chân răng của bánh răng lớn là∆1 = 30mm vậy chiều cao của lớp dầu là:

chiều cao mức dầu tối đa là tính từ đáy lên : HMax=30+1/8.311=68,8 (mm)

chiều cao mức dầu tối thiểu là : Hmin= 30+1/12.259 =51(mm)

+ Dầu bôi trơn :

Theo bảng(18.11 trang100 TK HD DD CK tập 2)

36

Chọn loại dầu máy ô tô máy kéo AK –15

+ các ổ bôi trơn bằng mỡ

V.3 lắp bánh răng lên trục và điều chỉnh ăn khớp

- trước khi lắp bánh răng lên trục cần vệ sinh sạch sẽ may ơ và trục cạo dũa kíchthước theo kích thước dãnh then

- do sản xuất đơn chiếc và HGT làm việc trong điều kiện va đập vừa Nên mối ghépgiữa bánh răng và trục là H7/k6 các mối ghép then với trục là mối ghép có độ dôiP9/h9

Khi lắp bánh răng nên trục phải ép bánh răng tỳ sát vào bề mặt vai trục do vậy chiềudài phần vát hay bán kính góc lượn của bánh răng phải lớn hơn bán kính góc lượncủa vai trục

Trong quá trình lắp kiểm tra sự ăn khớp bằng cách bôi bột mài nên bề mặt làm việccủa răng khi ăn khớp đúng thì vết tiếp xúc dải đều trên bề mặt làm việc của răng.Sau đó điều chỉnh ăn khớp dọc trục

VI Xây dựng bản vẽ lắp hộp giảm tốc, bản vẽ thân và nắp hộp

VI.1 Xây dựng bản vẽ lắp hộp giảm tốc

Trên cơ sở đã tính toán các thông số chính và tính toán kết cấu của vỏ hộp giảm tốc

350 ta xây dựng bản vẽ lắp dựa vào các kết quả bánh răng, trục, ổ đỡ, và các kết cấukhác như vòng nỷ, bạc chặn… các chi tiết cấu thành lên vổ hộp giảm tốc đúc do đóxây dựng được bản vẽ lắp

Thứ tự xây dựng, dựa vào khoảng cách các trục ta vẽ từ trong ra ngoài và hoàn thiệnđược trình bầy ở bản vẽ A0

37

VI.2 Xây dụng bản vẽ thân hộp và nắp hộp

- Từ bản vẽ lắp hộp giảm tốc ta tách được phần thân hộp và nắp hộp( bỏ phần bên trong của hộp giảm tốc)

ta được các bản vẽ A0 cho thân hộp và nắp hộp

-Thân hộp:

38

Rz20

Phân tích chức nănglàm việc của chi tiết

1.Điều kiện làm việc của chi tiết:

Chi tiết gia công là vỏ của bộ truyền động từ động cơ sang các bộ phận công táckhác Bản thân chi tiết làm gối đỡ cho các trục đồng thời chứa chất bôi trơn cho quá trình chuyển động,bảo vệ các chi tiết trong môi trường làm việc tránh ăn mòn

Do đó chi tiết phải có kết cấu hợp lý để gia công và sửa chữa dễ dàng

2.Tính công nghệ trong kết cấu của chi tiết:

Đây là chi tiết dạng hộp gồm có hai chi tiết: thân và nắp ,2 chi tiết này được lắp ráp với nhau nhờ 10 bộ bu lông M12 các bu lông này chỉ có nhiêm vụ kẹp chặt chúng với nhau chứ không có tác dụng định vị giữa hai vỏ.Khi lắp ráp ta dùng hai chốt cônΦ8 để định vị chúng với nhau Còn khi tháo ta phải dùng 2 bu lông M10 công vào mặt dưới để tách mặt trên ra khỏi chốt côn

39

Khi gia công hộp giảm tốc 350 phải đảm bảo

- Các đường tâm lỗ chính phải song song với nhau theo hai phương

(sai lệch ≤ ± 0,15)

- Độ đồng tâm các lỗ với nhau phải nằm trong phạm vi cho phép (sai lệch≤ 0,02)

- Các lỗ phải vuông góc mặt đầu.(sai lệch≤ ±0,15).±0,05)

- Độ phẳng và độ song song của các bề măt (sai lệch≤ 0.1trên toàn bộ chiều dài)

- Vậy chi tiết gia công không cần thay đổi kết cấu

Thứ tự các

gối trục

Đường kính trục

Đường kính ổ Đường kính

nắp ổ

Đường kính tâm lỗ vít

Chi tiết có hình dạng phức tạp,nhiều thành vách ,gân không gia công

Vật liệu chế tạo thích hợp với chức năng , điều kiện làm việc, kết cấu hộp giảm tốc