Đồ án chi tiết máy Hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp

Đồ án chi tiết máy Hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp Đồ án chi tiết máy Hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp Đồ án chi tiết máy Hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp Đồ án chi tiết máy Hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp

Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền

Xác định công suất động cơ

 Công suất cần thiết trên trục động cơ: ct P t

Hiệu suất truyền động:      d br k o 3 (1.2) Theo bảng 2.1, chọn:  d = 0,95;  br = 0,98;  k = 1;  o = 0,99

Tải trọng thay đổi nên: 𝑃 𝑡 = 𝑃 𝑡𝑑

 Số vòng quay đồng bộ của động cơ sb lv sb n n u (1.5)

Theo bảng 2.2, ta chọn u d 2,5; u h 4,5ta có:

Do đó n sb u n t lv 11, 25.61, 42690,98(vg ph/ )

Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ là n db 750(vg ph/ )

Theo bảng P1.3 – Phụ lục, chọn động cơ với các thông số kỹ thuật như sau:

Bảng 1.1: Thông số kỹ thuật của dộng cơ

Kiểu động cơ Công suất(kW)

Vận tốc(vg/ph) cosφ η% max dn

Phân phối tỉ số truyền

 Phân lại tỉ số truyền: 730

 Chọn tỷ số truyền đai theo tiêu chuẩn u d 2,5 khi đó

Tính các thông số trên các trục

Trục động cơ: n dc 730(vg ph/ )

Bảng kết quả tính toán

Bảng 1.2: Kết quả phân bố tỷ số truyền

Thông số Động cơ I II Làm việc

Số vòng quay (vg/ph) 730 292 61,34 61,34

Thiết kế bộ truyền ngoài hộp giảm tốc

Bộ truyền đai

Chọn đai vải cao su

2.1.2 Xác định thông số bộ truyền đai

74960,96( ); 2,5 dc dc dc n vg ph P kW

 Đường kính bánh đai nhỏ

Theo tiêu chuẩn chọn d 1 224(mm)

 Đường kính bánh đai lớn

Chọn theo tiêu chuẩn d 2 560(mm)

 Tỷ số truyền thực tế: 2

Sai lệch tỉ số truyền: 2,52 2,5

Cộng thêm 100 – 400 mm tùy theo từng cách nối đai

 Số vòng chạy của đai:

2.1.2 Xác định tiết diện đai

Theo bảng 4.8 tỉ số( δ/𝑑 1 ) max trên đai dẹt vải cao su nên dựa là 1/40 (đai vải cao su) nên 1 224 5, 6

Theo bảng 4.1 dùng loại đai 𝛿 − 800 có lớp lót, trị số tiêu chuẩn 𝛿 = 6𝑚𝑚 với số lớp là 4 Ứng suất cho phép: [ F ] [  F ] 0 C C C  v 0 (2.11)

Trong bộ truyền ngoài có góc nghiêng nói tâm là 30 𝑜 , điều chỉnh kỳ lực căng, cho 𝜎 0 = 1,8(𝑀𝑃𝑎)

(𝑘 𝑣 = 0,04 đối với vải cao su)

Diện tích tiết diện đai dẹt:

Với: 𝑘 đ - hệ số tải trọng ( dao động nhẹ làm việc 2 ca: 𝑘 đ = 1 + 0,2 = 1,2)

[𝜎 𝐹 ]- ứng suất có ích cho phép và b , δ chiều rộng vòng đai, dày đai Theo bảng 4.1 chọn trị số tiêu chuẩn b = 45mm, chiều rộng bánh đai

2.1.3 Xác định lực căng ban đầu

Bảng 2 1:Kết quả chọn đai

Thông số Ký hiệu Giá trị Đường kính đai nhỏ 𝑑 1 ; mm 224 Đường kính đai lớn 𝑑 2 ; mm 560

Chiều rộng bánh đai B; mm 63

Chiều dài bánh đai l; mm 4290,62

Lực tác dụng liên tục 𝐹 𝑟𝑑 ; N 1261,71

Chương 3: Thiết kế bộ truyền bánh răng

P  kW u  n  vg ph n  vg ph

Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất trong thiết kế, ở đây việt liệu bánh răng như nhau

Cụ thể theo bảng 6.1 chọn

Bánh nhỏ: Thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241… 285 có 𝜎 𝑏1 = 850𝑀𝑃𝑎,

Bánh lớn: Thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192… 240 có 𝜎 𝑏2 = 750𝑀𝑝𝑎,

3.2 Xác định ứng suất cho phép

Theo bảng 6.2 với thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB180…350

𝜎 𝐻𝑙𝑖𝑚 0 = 2𝐻𝐵 + 70; 𝑠 𝐻 = 1,1; 𝜎 𝐸𝑙𝑖𝑚 0 = 1,8𝐻𝐵, 𝑠 𝐹 = 1,75 (3.1) Chọn độ rắn bánh nhỏ 𝐻𝐵 1 = 245, độ rắn bánh lớn 𝐻𝐵 2 = 230

Do đó theo 6.1a, sơ bộ xác định được

Với cấp nhanh sử dụng bánh răng trụ nghiêng nên ứng suất tiếp xúc

Vì tính truyền động theo bánh răng côn răng thẳng ứng suất tiếp xúc lấy giá trị bé hơn [𝜎 𝐻1 ]= 509,5Mpa

Do đó theo 6.2a bộ truyền quay 1 chiều 𝐾 𝐹𝑐 = 1, ta được

1,75 = 293,3 𝑀𝑃𝑎 Ứng suất quá tải cho phép

3.3 Tính toán cấp nhanh cho bộ truyền răng trụ răng nghiêng

 Xác định sơ bộ khoảng cách trục

Chọn  ba = 0,3; với góc nghiêng răng K a = 35

Lấy khoảng cách trục a w 168(mm)

 Xác định số răng ăn khớp và góc nghiêng răng β

Mô đun: m = (0,01 0,02)𝑎 𝑤 = (0,01÷0,02).168 = (1,68 3,36) mm (3.7) Theo bảng 6.8 chọn modul pháp theo tiêu chuẩn, lấy m = 3

Số răng bánh nhỏ 1 2 w cos 2.168.cos 20

Sô răng bánh lớn Z 2 u Z 1 4,76.1885,68 (3.9) Lấy Z 2 86(răng)

Tỷ số truyền thực tế sẽ là 2

Khi đó tính lại góc nghiêng 1 2 w

Theo bảng công thức trong bảng 6.11, tính được: Đường kính vòng chia:

0,5( ) 0,5.(58,16 277,85) 168 a d d    mm (bánh răng ăn khớp ngoài) Đường kính đỉnh răng:

2 2 2.(1 2) 277,85 2.(1 0).3 283,85( ) d a d  x m    mm Đường kính đáy răng:

2 2 (2,5 2 ) 2 277,85 (2,5 2.0).3 270,35( ) d f d   x m    mm Đường kính cơ sở:

 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc

Theo bảng 6.5 có: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng 𝑍 𝑚 = 274𝑀𝑃𝑎 1/3

Theo bảng 6.12 có: w 20 ar ar 21,37 cos 0,93 t t tg tg ctg  ctg

     cos cos(21,37) (21,79) 0,37 20, 42 o b t b tg   tg  tg   

Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc 2 cos 2.cos(20, 42)

Hệ số trùng khớp dọc: wsin 0,3.168.sin(21, 79)

    Đường kính vòng răng bánh răng nhỏ w1 2 w 2.168

Theo bảng 6.13, v = 0,89m/s dùng cấp chính xác là 9 nên 𝐾 𝐻𝛼 = 1,13;

Thay dữ liệu trên vào (3.10) ta có:  H 504,5Mpa

 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Để đảm bảo độ bền uốn, ứng suất sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép:

   Theo bảng 6.18 có Y F 1 4,08; Y F 2 3, 6; Y R 1(bánh răng phay), K xF 1

Tương tự tính được [ F 2 ]241,7(MPa)

Thay các giá trị vừa tính vào công thức trên

       Điều kiện bền uốn được đảm bảo

 Kiểm nghiệm răng về quá tải Theo 6.48 với 𝐾 𝑞𝑡 = 1,8

3.6.Các thông số về kích thước bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Bảng 3 1: Kết quả chọn bánh răng

Thông số Ký hiệu Giá trị

Chiều rộng vành răng 𝑏 𝑤 ; mm 50,4

Tỷ số truyền thực tế 𝑢 𝑚 4,78

58,16 277,85 Đường kính đỉnh răng 𝑑 𝑎1 ; mm

64,16 283,85 Đường kính đáy răng 𝑑 𝑓1 ; mm

Chọn vật liệu

Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất trong thiết kế, ở đây việt liệu bánh răng như nhau

Cụ thể theo bảng 6.1 chọn

Bánh nhỏ: Thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241… 285 có 𝜎 𝑏1 = 850𝑀𝑃𝑎,

Bánh lớn: Thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192… 240 có 𝜎 𝑏2 = 750𝑀𝑝𝑎,

Xác định ứng suất cho phép

Theo bảng 6.2 với thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB180…350

𝜎 𝐻𝑙𝑖𝑚 0 = 2𝐻𝐵 + 70; 𝑠 𝐻 = 1,1; 𝜎 𝐸𝑙𝑖𝑚 0 = 1,8𝐻𝐵, 𝑠 𝐹 = 1,75 (3.1) Chọn độ rắn bánh nhỏ 𝐻𝐵 1 = 245, độ rắn bánh lớn 𝐻𝐵 2 = 230

Do đó theo 6.1a, sơ bộ xác định được

Với cấp nhanh sử dụng bánh răng trụ nghiêng nên ứng suất tiếp xúc

Vì tính truyền động theo bánh răng côn răng thẳng ứng suất tiếp xúc lấy giá trị bé hơn [𝜎 𝐻1 ]= 509,5Mpa

Do đó theo 6.2a bộ truyền quay 1 chiều 𝐾 𝐹𝑐 = 1, ta được

1,75 = 293,3 𝑀𝑃𝑎 Ứng suất quá tải cho phép

Tính toán cấp nhanh cho bộ truyền răng trụ răng nghiêng

 Xác định sơ bộ khoảng cách trục

Chọn  ba = 0,3; với góc nghiêng răng K a = 35

Lấy khoảng cách trục a w 168(mm)

 Xác định số răng ăn khớp và góc nghiêng răng β

Mô đun: m = (0,01 0,02)𝑎 𝑤 = (0,01÷0,02).168 = (1,68 3,36) mm (3.7) Theo bảng 6.8 chọn modul pháp theo tiêu chuẩn, lấy m = 3

Số răng bánh nhỏ 1 2 w cos 2.168.cos 20

Sô răng bánh lớn Z 2 u Z 1 4,76.1885,68 (3.9) Lấy Z 2 86(răng)

Tỷ số truyền thực tế sẽ là 2

Khi đó tính lại góc nghiêng 1 2 w

Theo bảng công thức trong bảng 6.11, tính được: Đường kính vòng chia:

0,5( ) 0,5.(58,16 277,85) 168 a d d    mm (bánh răng ăn khớp ngoài) Đường kính đỉnh răng:

2 2 2.(1 2) 277,85 2.(1 0).3 283,85( ) d a d  x m    mm Đường kính đáy răng:

2 2 (2,5 2 ) 2 277,85 (2,5 2.0).3 270,35( ) d f d   x m    mm Đường kính cơ sở:

 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc

Theo bảng 6.5 có: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng 𝑍 𝑚 = 274𝑀𝑃𝑎 1/3

Theo bảng 6.12 có: w 20 ar ar 21,37 cos 0,93 t t tg tg ctg  ctg

     cos cos(21,37) (21,79) 0,37 20, 42 o b t b tg   tg  tg   

Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc 2 cos 2.cos(20, 42)

Hệ số trùng khớp dọc: wsin 0,3.168.sin(21, 79)

    Đường kính vòng răng bánh răng nhỏ w1 2 w 2.168

Theo bảng 6.13, v = 0,89m/s dùng cấp chính xác là 9 nên 𝐾 𝐻𝛼 = 1,13;

Thay dữ liệu trên vào (3.10) ta có:  H 504,5Mpa

 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Để đảm bảo độ bền uốn, ứng suất sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép:

   Theo bảng 6.18 có Y F 1 4,08; Y F 2 3, 6; Y R 1(bánh răng phay), K xF 1

Tương tự tính được [ F 2 ]241,7(MPa)

Thay các giá trị vừa tính vào công thức trên

       Điều kiện bền uốn được đảm bảo

 Kiểm nghiệm răng về quá tải Theo 6.48 với 𝐾 𝑞𝑡 = 1,8

Các thông số về kích thước bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Bảng 3 1: Kết quả chọn bánh răng

Thông số Ký hiệu Giá trị

Chiều rộng vành răng 𝑏 𝑤 ; mm 50,4

Tỷ số truyền thực tế 𝑢 𝑚 4,78

58,16 277,85 Đường kính đỉnh răng 𝑑 𝑎1 ; mm

64,16 283,85 Đường kính đáy răng 𝑑 𝑓1 ; mm

Thiết kế trục

Chọn vật liệu

Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép C45 có 𝛿 𝑏 = 600 Mpa, ứng suất xoắn cho phép [ 𝜏 ] = 12 20 Mpa

Thiết kế trục

4.2.1 Xác định sơ bộ đường kính trục Đường kính trục thứ K với K = 1, 2

3 với Tk : moomen xoắn trục thứ K

[ 𝜏] : ứng xuất xoắn cho phép trên trục

Theo điều kiện chuẩn chọn đường kính d và chiều rộng ổ lăn bo

4.2.2 Tính toán khoảng cách các gối đỡ các điểm đặt tải trọng trục

Chọn lm12 = 50 mm; lm13 = 50 mm

Chọn lm23 = 90 mm; lm22 = 80 mm

- Các khoảng cách khác được chọn trong bảng 10 3 - tr 189 - Tài liệu [1],, ta có:

+ Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay: k1 = (8…15) mm; lấy k1 = 10 (mm);

+ Khoảng cách từ mặt cạnh của ổ đến thành trong của hộp: k2 = (5…15) mm; lấy k2 = 8 (mm);

+ Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ: k3 = (10…20) mm; lấy k3 = 10 (mm);

+ Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông: hn = (15…20) mm; lấy hn (mm)

 Khoảng cách sơ bộ gữa các đoạn trục

- Trục 1 l13 = l22 = 0,5.(lm13+ bo1 ) + k1 + k2 = 0,5.(60 + 23 ) + 10 + 8 = 59,5 mm l11 = l21 = 2 l13 = 2.59,5 = 119 mm l12 = 0,5.( lm12 + bo1) + k3 + hn = 0,5.(50 + 23) + 10 + 15 = 61,5 mm

- Trục 2 l21 = l11 = 119 mm l22 = 59,5 mm lc21 = 0,5.( lm22 + bo2) + k3 + hn = 0,5.( 80+ 31) +10 +15 = 80,5 mm l23 = l21 + lc21 = 119 + 80,5 = 199,5 mm

4.2.3 Xác định tải trọng tác dụng lên trục

 Lực tác dụng từ bộ truyền đai:

Hình 0-1: Lực tác dụng từ bộ truyền bánh đa

- Vì bộ truyền hợp với phương ngang một góc 𝛽 = 30 𝑜 nên Fr được phân tích thành 2 thành phần lực theo phương x và y

 Lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng

Lực tác dụng lên bánh 1

Vị trí đặt lực bánh 1 là dương  r12 = w12 60,54

Bánh 1 là bánh chủ động do đó cb12 = 1

Hướng răng trên bánh 1 phải nên hr12 = 1

Trục 1 quay cùng chiều kim động hồ nên cq1 = -1

4.3.4 Tính lực tác dụng lên các gối đỡ

Trong mặt phẳng yoz ta có hệ phương trình sau:

Y  rdy ly10 y12 ly11 z12 1 rdy 12 y12 13 ly11 11

Trong mặt phẳng (xoz) ta có hệ phương trình sau:

X  rdx lx10 x12 lx11 rdx 12 x12 13 lx11 11

 Lực tổng tại các gối đỡ là

Tính momen tại các gối đỡ và bánh răng

MZ1A = MZ1B = MZ1C = Fz12 r12 = 2328,12.30,27= 70472,19 Nmm

 Momen tương đương tại các tiết diện là

Hình 0-2:Lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng I

- Lực vòng được xác định theo công thức:

- Lực hướng tâm xác định theo công thức

Theo công thức 10.17 ta có:

   - ứng suất cho phép của thép chế tạo trục

Theo bảng 10.5 ta chọn    = 70 MPa

Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau : d1A = 30 (mm); d1B = 35 (mm) d1C = 50 (mm); d1D = 35 (mm)

Theo bảng 9.1a trang 173 ta chọn then có: b = 10mm; h = 8 mm

Chiều sâu rãnh then trên trục t1 = 5 mm

Chiều sâu rãnh then trên lỗ t2 = 3,3 mm

Tính lực tác dụng lên bánh 2: Fx23 23

Vị trí đặt lực bánh 2 là âm  r23

Bánh 2 là bánh bị động do đó cb24 = -1

Hướng răng trên bánh 2 trái nên hr12 = -1

Trục 2 quay ngược chiều kim đồng hồ nên cq2 = 1

+ Fz22 = cq 2 cb 24 h r 22 F t 22 tg  = 1.-1.-1.5823,67 tg21,73 = 2983,97 N

- Tính lực khớp nối tác dụng lên trục

Lực từ khớp nối tác dụng lên trục hướng theo phương x

D   Đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của nối trục vòng đàn hồi D = 200(mm) Chọn FX23 = 1200 N

-Tính lực tác dụng lên các gối đỡ

- Trục 2 l21 = l11 = 119 mm l22 = 59,5 mm lc21 = 0,5.( lm22 + bo2) + k3 + hn = 0,5.( 80+ 31) +10 +15 = 80,5 mm l23 = l21 + lc21 = 119 + 80,5 = 199,5 mm Trong mặt phẳng yoz ta có hệ phương trình sau:

Trong mặt phẳng (xoz) ta có hệ phương trình sau:

 Lực tổng tại các gối đỡ là

- Tính momen tại các gối đỡ và bánh răng

 Momen tương đương tại các tiết diện là

Hình 0-3:Lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng II

-Đường kính các đoạn trục

Theo công thức 10.17 ta có:

 Theo bảng 10.5 ta chọn    = 35MPa

Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau : d2B = 65 (mm); d2A = d2C = 50 (mm); d2D = 40 (mm)

Chọn then cho Trục II b = 14 mm; h =9 mm

Chiều sâu rãnh then trên trục t1= 5,5 mm

Chiều sâu rãnh then trên lỗ t2= 3,8 mm b = 18 mm; h = 11 mm

Chiều sâu rãnh then trên trục t1= 7 mm

Chiều sâu rãnh then trên lỗ t2= 4,4 mm

Tính chọn ổ trục

Chọn và tính ổ lăn cho trục I

Lực tổng tại các gối đỡ là

Do tải khá lớn nên ta chọn ổ bi đỡ chặn

Ta có d = 40 mm tra bảng P2.12 Tr.263 ta chọn: Ổ cỡ nhẹ hẹp

Ký hiệu 36207 có: C= 24 KN, C0= 18,1 KN

5.1.2 Kiểm nghiệm ổ về khả năng tải động

Theo công thức 11.1 ta có: Cd=Q m L

Trong đó: m là bậc của đường cong mỏi; m=3 đối với ổ bi đỡ

Qlà tải trọng động tương đương (kN)

L là tuổi thọ tính băng triệu vòng

Trong đó: Qi tải động quy ước của ổ lăn trên gối thứ i trên trục

Qi= (X.V.Fr + Y.Fa).Kt.Kđ=X.V.Fri.Kt.Kđ ( vì Fa=0)

Với: X hệ số tải trọng hướng tâm Tra bảng 11.4 ta có X=1

Fa,Fr : tải trọng dọc trục và tải trọng hướng tâm (kN)

V: hệ số ảnh hưởng đến vòng nào quay Vì vòng trong quay nên V=1

Kđ: hệ số kể đến đặc tính tải trọng với chế độ va đập vừa Kđ=1,2

Kt: hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ làm việc Kt=1khi  5 0

Q1= X.V Fr11.Kt.Kđ =1.1 4368,44.1,2.1 R42,13 N Như vậy chỉ cần tính cho ổ 0 là ổ chịu lực lớn hơn

Hệ số khả năng tải động:

Vậy ổ đảm bảo khả năng tải động

5.1.3 Kiểm nghiệm ổ về khả năng tải tĩnh

Theo bảng 11.6 với ổ bi đỡ - chặn 1 dãy: X0 = 0,6 ; Y0 = 0,5

Theo công thức 11.19 , khả năng tải tĩnh:

Vậy ổ thỏa mãn về khả năng tải tĩnh

Kết luận:với trục I ta dùng ổ 36207 có d5 mm, D r mm, B = 17mm

Chọn và tính ổ lăn cho trục II

-Theo phần trục đã tính ta có :

Với d = 55 mm, theo bảng P2.8, phụ lục chọn sơ bộ ổ đũa trụ ngắn đỡ cỡ nhẹ kí hiệu 2111 có:

5.2.2 Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ

Theo công thức 11.1 ta có: Cd=Q m L

Trong đó: m là bậc của đường cong mỏi; m=3 đối với ổ bi đỡ

Qlà tải trọng động tương đương (kN)

L là tuổi thọ tính băng triệu vòng

Trong đó: Qi tải động quy ước của ổ lăn trên gối thứ i trên trục

Qi= (X.V.Fr + Y.Fa).Kt.Kđ=X.V.Fri.Kt.Kđ ( vì Fa=0)

Với: X hệ số tải trọng hướng tâm Tra bảng 11.4 ta có X=1

Fa,Fr : tải trọng dọc trục và tải trọng hướng tâm (kN)

V: hệ số ảnh hưởng đến vòng nào quay Vì vòng trong quay nên V=1

Kđ: hệ số kể đến đặc tính tải trọng với chế độ va đập vừa Kđ=1,2

Kt: hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ làm việc Kt=1khi 5 0

Như vậy chỉ cần tính cho ổ 1 là ổ chịu lực lớn hơn

Hệ số khả năng tải động:

Vậy ổ đảm bảo khả năng tải động

5.1.3 Kiểm nghiệm ổ về khả năng tải tĩnh

Theo bảng 11.6 với ổ bi đỡ - chặn 1 dãy: X0 = 0,6 ; Y0 = 0,5

Theo công thức 11.19 , khả năng tải tĩnh:

Vậy ổ thỏa mãn về khả năng tải tĩnh

Kết luận:với trục II ta dùng ổ 22110 có

Thiết kế vỏ hộp, lựa chọn chế độ lắp và bôi chơn

Tính chọn vỏ hộp

Theo bảng 18.1 trang 85 sách tập 2 ta có bảng sau:

Tên gọi Biểu thức tính toán

1= 0,9. = 0,9.8 = 7,2 Chọn 1 = 7 mm Gân tăng cứng:Chiều dày e

Chiều cao h Độ dốc e = (0,8 1 ) = 6,4 8 Chọn e = 7 mm h = 50 mm < 58 mm Khoảng 2 0 Đường kính:

Bulong ghép bích nắp và thân d3

Vít ghép nắp cửa thăm dầu d5 d1 = 0,04.aw + 10 = 16,72 Chọn d1 = M21 d2 = (0,7  0,8).d1 ,7 16,8 Chọn d2 = M16 d3 = (0,8  0,9).d2 = 12,8  14,4 Chọn d3 = M14 d4 = (0,6  0,7).d2 = 9,6  11,2 Chọn d4 = M10 d5 = (0,5  0,6).d2 = 8  9,6 Chọn d5 = M6 Mặt bích ghép nắp và thân:

Chiều dày bích thân hộp S3

Chiều dày bích nắp hộp S4

Bề rộng bích nắp hộp K3

K3 = K2 - (3 5)= 50,4 - (3 5) = 45,4 47,4 mm Kích thước gối trục: Đường kính ngoài và tâm lỗ vít

Bề rộng mặt ghép bulong cạnh ổ K2

Tâm lỗ bulong cạnh ổ: E2 Định theo kích thước nắp ổ

( k là khoảng cách từ tâm bulong đến mặt lỗ)

Chiều cao h h:phụ thuộc tâm lỗ bulong và kích thước mặt tựa

Chiều dày: khi không không có phần lồi S1

Bề rộng mặt đế hộp K1 và q

K1  3.d1 3.20= 60 mm q = K1+2`+2.10 mm Khe hở giữa các chi tiết:

Giữa bánh răng với thành trong hộp

Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp

Giữa mặt bên bánh răng với nhau

Kích thước một số chi tiết khác liên quan đến vỏ hộp

Chiều dày: S = (23). = 1624  Chọn S = 20 Đường kính lỗ: d = (34). = 2432 Chọn d = 30

Mặt ghép giữa nắp và thân hộp phải nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục Để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước, trong và sau khi gia công, lỗ trụ trên nắp và thân được gia công đồng thời Việc sử dụng hai chốt định vị giúp ngăn chặn biến dạng vòng ngoài ổ khi xiết bulông Các thông số kỹ thuật bao gồm: d = 8, c = 1,2, Δ1 = 50, l = 30.

Nắp quan sát được lắp đặt trên đỉnh hộp để kiểm tra và quan sát chi tiết máy trong quá trình lắp ghép, cũng như để đổ dầu vào hộp Cửa thăm được đậy bằng nắp và có kết cấu cùng kích thước theo hình vẽ.

Theo bảng 18- 5 tập 2 ta có kích thước nắp quan sát:

Bảng kích thước nắp quan sát

Khi làm việc nhiệt độ trong nắp tăng nên, để giảm áp xuất và điều hoà không khí bên trong và bên ngoài hộp ta dùng nút thông hơi

Theo bảng 18 - 6 ta có kích thước nút thông hơi

Sau một thời gian sử dụng, dầu bôi trơn trong hộp có thể bị bẩn hoặc biến chất, vì vậy cần thay dầu mới Để thực hiện việc này, hãy tháo dầu cũ qua lỗ tháo dầu ở đáy hộp, nơi thường được bịt kín bằng nút tháo dầu trong quá trình làm việc.

Theo bảng 18 - 7 tập 2 ta có kích thước nút tháo dầu:

Bảng kích thước của nút tháo dầu: d b m f L c q D S D0

Kiểm tra mức dầu Để kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu, que thăm dầu có kích thước và kết cấu như hình vẽ

Trên trục vào và ra phải dùng vòng phớt để cùng với nắp ổ che kín ổ lăn

Các kích thước tra theo bảng 15 - 17 tập 2 như sau:

6.2.6 Nắp ổ Đường kính nắp ổ được tính thoe công thức sau:

Trong đó : D là đường kính chỗ nắp ổ lănvà d4 là đường kính của vít nắp ổ với vỏ hộp Căn cứ bảng 18.2 ( Trang 88 tập 2 ) ta có:

Vị trí D(mm) D2(mm) D3(mm) D4(mm) d4(mm) Số lượng

Cốc lót là thành phần quan trọng trong việc hỗ trợ ổ lăn, giúp dễ dàng lắp ghép và điều chỉnh bộ phận ổ, cũng như tối ưu hóa sự ăn khớp của cặp bánh răng côn Sản phẩm này được chế tạo từ gang GX15 - 32, đảm bảo độ bền và hiệu suất cao trong quá trình hoạt động.

Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp

6.3.1 Bôi trơn bánh răng trong hộp giảm tốc

Trong thiết kế bánh răng, điều kiện bôi trơn với tỷ lệ d22/d21 từ 1,1 đến 1,3 đã được đáp ứng Do đó, phương pháp bôi trơn bằng dầu được lựa chọn, với mức dầu cao nhất trong hộp giảm tốc ngập hết chiều rộng của bánh răng côn lớn, và mức thấp nhất ngập đỉnh răng.

Để chọn dầu bôi trơn, cần tham khảo bảng 18.11 trong tập 2, chọn độ nhớt ở 50°C là 80/11 Tiếp theo, tra bảng 18.13 để chọn dầu ô tô máy kéo AK-20 Lượng dầu bôi trơn thường dao động từ 0,4 đến 0,8 lít cho mỗi KW công suất truyền.

Do vận tốc vòng truyền v = 2,5 m/s nên ta dùng dầu để bôi trơn

Dầu được dẫn đến bôi trơn ổ dưới dưới dạng bắn toé sương mù

6.3.3 Lắp bánh răng lên trục và điều chỉnh sự ăn khớp Để lắp bánh răng lên trục ta dùng mối ghép then và chọn kiểu lắp là H7/k6 vì nó chịu tải vừa và va đập êm

6.3.4 Điều chỉnh sự ăn khớp Để điều chỉnh sự ăn khớp của hộp giảm tốc bánh răng trụ này ta chọn chiều rộng bánh răng nhỏ tăng lên 10 % so với chiều rộng bánh răng lớn

6.3.5 Xác định và chọn các kiểu lắp

STT Tên mối ghép Kiểu lắp Sai lệch giới hạn của lỗ và trục

1 Bánh răng trụ và trục I 6

2 Bánh răng trụ và trục II 6

H + 21 m Bánh răng côn và bánh răng trụ có đường kính trục bằng nhau

3 Vòng trong ổ lăn với trục I k6

4 Vòng ngoài ổ lăn lắp với ống lót H7 +30 m

+ 98 m + 65 m Nằm giữa bánh răng và ổ lăn