Thuyết minh đồ án thiết kế sản phẩm với CAD Hộp GT Phân Đôi Cấp Chậm

Tổng hợp đầy đủ của đề án thiết kế sản phẩm với CAD Hộp giảm tốc có Bộ truyền bánh răng trụ phân đôi cấp chậm 2014 Đại học kĩ thuật công nghiệp thái nguyên TNUT. Phân phối tỉ số truyền, chọn động cơ, chọn vật liệu, thiết kế vỏ hộp giảm tốc

PHẦN I TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC 3

1 Chọn động cơ 3

1.1 Hướng chọn động cơ 3

1.2 Chọn công suất động cơ 3

1.3 Chọn sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ 4

1.4 Chọn loại động cơ 4

1.5 Kiểm tra điều kiện mở máy, quá tải cho động cơ 5

2 Phân phối tỉ số truyền 5

3 Xác định thông số trên các trục 6

3.1 Tính tốc dộ quay của các trục 6

3.2 Tính công suất danh nghĩa trên các trục 6

3.3 Tính mô men xoắn trên các trục 7

4 Bảng kết quả tính toán 8

PHẦN II THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 9

1 Thiết kế bộ truyền cấp nhanh 9

1.1 Bánh răng nhỏ (1) 9

1.2 Bánh răng lớn (2) 9

1.3 Xác định ứng suất cho phép 9

1.4 Tính toán cấp nhanh ( bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng ) 13

2 Thiết kế bộ truyền cấp chậm (Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng) 20

2.1 Bánh răng nhỏ (3) 20

2.2 Bánh răng lớn (4) 21

2.3 Xác định ứng suất cho phép 21

2.4 Tính toán cấp chậm 24

3 Kiểm tra điều kiện bôi trơn và điều kiện chạm trục 31

3.1 Kiểm tra điều kiện bôi trơn 31

3.2 Kiểm tra điều kiện trạm trục 33

PHẦN III: THIẾT KẾ TRỤC 35

1 Tính sơ bộ đường kính trục 35

1.1 Chọn vật liệu 35

1.2 Xác định sơ bộ đường kính trục 35

2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 36

3 Xác định trị số và các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục 38

3.1 Lực từ các bộ truyền bánh răng 38

3.2 Lực từ các khớp nối 40

4 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục 41

4.1 Tính trục I 41

4.2 Tính trục II 48

4.3 Tính trục III 55

PHẦN IV TÍNH CHỌN Ổ LĂN 62

1 Tính chọn ổ lăn cho trục I 62

1.1 Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ 63

1.2 Kiểm nghiệm ổ theo khả năng tải tĩnh 64

2 Tính toán chọn ổ lăn cho trục II 64

2.1 Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ 65

2.2 Kiểm nghiệm ổ theo khả năng tải tĩnh 66

3 Tính toán chọn ổ lăn cho trục III 67

3.1 Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ 68

3.2 Kiểm nghiệm ổ theo khả năng tải tĩnh 69

PHẦN V TÍNH MỐI GHÉP THEN 70

1 Chọn then trục I 70

2 Chọn then trục II 71

3 Chọn then trục III 72

PHẦN VI TÍNH CHỌN KHỚP NỐI 73

1 Khớp nối trên trục I 73

2 Khớp nối trên trục III 74

PHẦN VI THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC, BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP 76

1 Tính kết cấu của vỏ hộp 76

2 Bôi trơn trong hộp giảm tốc 76

3 Dầu bôi trơn hộp giảm tốc 76

4 Lắp bánh răng lên trục và điều chỉnh sự ăn khớp 76

5 Điều chỉnh sự ăn khớp 76

6 Một số chi tiết khác liên quan đến cấu tạo vỏ hộp 78

PHẦN VII BẢNG DUNG SAI LẮP GHÉP 81

1 Dung sai và lắp ghép bánh răng 81

2 Dung sai lắp ghép ổ lăn 81

3 Dung sai khi lắp vòng chắn dầu 81

4 Dung sai lắp ghép then lên trục 81

LỜI NÓI ĐẦU

Đồ án môn học Thiết kế sản phẩm với CAD là một đồ án mới của sinh viên nghành cơ khí Việc tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khi là nội dung không thể thiếu trong chương trình đào tạo kĩ sư cơ khí nhằm cung cấp các kiến thức quan trọng cho sinh viên về kết cấu máy.

Nội dung đồ án bao gồm những vấn đề cơ bản trong thiết kế máy và hệ thống dẫn động; tính toán thiết kế chi tiết máy theo các chỉ tiêu chủ yếu về khả năng làm việc; thiết kế kết cấu chi tiết máy, vỏ khung và bệ máy; chọn cấp chính xác, lắp ghép và phương pháp trình bày bản vẽ, trong đó cung cấp nhiều số liệu mới về phương pháp tính, về dung sai lắp ghép và các số liệu tra cứu khác Thuật ngữ và khí hiệu dùng trong đồ án dựa theo tiêu chuẩn nhà nước, phù hợp với thuật ngữ và kí hiệu quốc tế.

Khi thiết kế đồ án chi tiết máy chúng ta phải nghiên cứu kỹ những giáo trình như Công nghệ chế tạo máy, Khoa học vật liệu, Nguyên lý máy, Dung sai lắp ghép, Chi tiết máy, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Khi thiết kế chúng ta phải sử dụng tài liệu, sổ tay, tiêu chuẩn và khả năng kết hợp so sánh những kiến thức lý thuyết với thực tế sản xuất.

Chúng em đã được các thầy giáo hướng dẫn đặc biệt là hai thầy cô đã hướng dẫn chúng em trong suốt quá trình chúng em thực hiện đồ án là cô

Bùi Thanh Hiền đã cho chúng em nhiều ý kiến quý báu cho việc hoàn

thành đồ án môn học này Khi thực hiện đồ án trong tính toán còn có nhiều sai sót em xin trân trọng cảm ơn những ý kiến, chỉ dẫn của thầy cô

Em xin chân thành cảm ơn!

PHẦN I TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

1 Chọn động cơ điện

1.1 Chọn kiểu, loại động cơ điện

+ Động cơ điện một chiều: loại động cơ này có ưu điểm là có thể thay đổi trị

số của mômen và vận tốc góc trong phạm vi rộng, đảm bảo khởi động êm, hãm vàđảo chiều dễ dàng nhưng chúng lại có nhược điểm là giá thành đắt, khó kiếm vàphải tăng thêm vốn đầu tư để đặt thiết bị chỉnh lưu, do đó được dùng trong các thiết

bị vận chuyển bằng điện, thang máy, máy trục, các thiết bị thí nghiệm

+ Động cơ điện xoay chiều: bao gồm 2 loại: một pha và ba pha

Động cơ một pha có công suất nhỏ do đó chỉ phù hợp cho các dụng cụgia đình

Trong công nghiệp sử dụng rộng rãi động cơ ba pha: đồng bộ và khôngđồng bộ

So với động cơ ba pha không đồng bộ, động cơ ba pha đồng bộ có ưuđiểm hiệu suất và cosj cao, hệ số tải lớn nhưng có nhược điểm: thiết bị tương đốiphức tạp, giá thành cao vì phải có thiết bị phụ để khởi động động cơ, do đó chúngđược dùng cho các trường hợp cần công suất lớn (100kw), khi cần đảm bảo chặtchẽ trị số không đổi của vận tốc góc Động cơ ba pha không đồng bộ gồm hai kiểu: rôto dây cuốn và rôto ngắn mạch Động cơ ba pha không đồng bộ rôto dây cuốncho phép điều chỉnh vận tốc trong một phạm vi nhỏ ( khoảng 5%), có dòng điện

mở máy thấp nhưng cosj thấp, giá thành đắt, vận hành phức tạp do đó chỉ dùngthích hợp trong một phạm vi hẹp để tìm ra vận tốc thích hợp của dây chuyền côngnghệ đã được lắp đặt Động cơ ba pha không đồng bộ rôto ngắn mạch có ưu điểm

là kết cấu đơn giản, giá thành hạ, dễ bảo quản, có thể trực tiếp vào lưới điện ba phakhông cần biến đổi dòng điện song hiệu suất và hệ số công suất thấp so với động

cơ ba pha đồng bộ, không điều chỉnh được vận tốc

Từ những ưu, nhược điểm trên cùng với điều kiện hộp giảm tốc của em,

em chọn Động cơ ba pha không đồng bộ rôto ngắn mạch

1.2 Chọn công suất động cơ

Công suất của động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ, nhằm đảm bảocho nhiệt độ của động cơ khi làm việc không vượt quá trị số cho phép Để đảmbảo điều kiện đó cần thoả mãn yêu cầu sau

dm

P - Công suất định mức của động cơ

dc dt

P - Công suất đẳng trị trên trục động cơ

dc lc

P - Công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ

dc

dc lv lc

P P



Với: dc

lc

P - Công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác

 - Hiệu suất chung của toàn hệ thống

Trong hộp giảm tốc gồm các bộ truyền mắc nối tiếp nên: 2 2 4

k br ol

       (1.4)Tra bảng 2.3 [1] ta có:

k = 1 - Trị số hiệu suất của khớp nối

br = 0,98 - Trị số hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ

ol = 0,99 - Trị số hiệu suất của ổ lăn

Hiệu suất chung của toàn hệ thống:  1 0,98 0,992 2  4 0,923

Công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác được xác định theo côngthức sau:

1.3 Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ

Số vòng quay đồng bộ của động cơ được xác định theo công thức:

ndb = 60 f

p



(1.6)Trong đó: ndb: - Số vòng quay đồng bộ của động cơ điện

f: - Tần số của dòng điện xoay chiều (Hz) (f = 50Hz)p: - Số đôi cực từ

Trên thực tế, số vòng quay đồng bộ càng thấp thì kích thước khuôn khổ

và giá thành của động cơ tăng (vì số đôi cực từ lớn) Tuy nhiên dùng động cơ có

số vòng cao lại yêu cầu giảm tốc nhiều hơn, tức tỉ số truyền của toàn hệ thốngtăng, dẫn tới kích thước và giá thành của các bộ truyền tăng lên

Do trạm dẫn động băng tải không có yêu cầu gì đặc biệt nên ta chọn cácđộng cơ có p = 2 tương ứng với số vòng quay đồng bộ là 1500 vòng/phút (tươngứng số vòng quay có kể đến sự trượt 3% là 1455 vòng/phút)

Số vòng quay của trục công tác là:

60 10 60 10 1,16

62, 4 355

ct

V D

n       

  (vòng/phút) (1.7)Trong đó: nct: Số vòng quay của trục công tác (vòng/phút)

D: Đường kính tang băng tải (mm)

với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng tý số truyền nên dùng : 8 – 40

Tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống usb:

usb = 1455 23,3

62, 4

db ct

n

n   (thuộc khoảng u nên dùng) (1.8)

u2 là tỉ số truyền của cặp bánh răng cấp chậm, được xác định :

1 2

0, 250,35

ba ba

1

2

23,3

8,52 8 2,73

h

u u u

    không thỏa mãnChọn lại các động cơ có p = 3 tương ứng với số vòng quay đồng bộ là

1000 vòng/phút (tương ứng số vòng quay có kể đến sự trượt 3% là970(vòng/phút)

1.4 Chọn động cơ thực tế

Từ (1.1), (1.2), (1.3) và ta có: dc dc dc 8, 48

dm dt lv

p p p 

Tra bảng P1.3 (tr 237) ta chọn được động cơ 4A160S6Y3 với các thông số sau:

Kiểu Công suất

(kW)

vận tốc quay(vòng/phút) Cos j

k dn

T T

1.5 Kiểm tra điều kiện mở máy.

Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ

Khi khởi động, động cơ cần sinh ra một công suất đủ lớn để thắng sức ỳcủa hệ thống Vì vậy cần kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ

Điều kiện mở máy của động cơ thoả mãn nếu công thức sau đảm bảo:

p  p    (kw) (1.10) Với: Tk: - Momen khởi động của động cơ

Tdn: - Momen danh nghĩa của động cơ

dc bd

P - Công suất cản ban đầu trên trục động cơ (kw)

Kiểu Công suất

(kW)

vận tốc quay(vòng/phút) Cos j

k dn

T T

Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ

Khi khởi động, động cơ cần sinh ra một công suất đủ lớn để thắng sức ỳcủa hệ thống Vì vậy cần kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ

Điều kiện mở máy của động cơ thoả mãn nếu công thức sau đảm bảo:

p  p    (kw) (1.10) Với: Tk: - Momen khởi động của động cơ

Tdn: - Momen danh nghĩa của động cơ

dc bd

P - Công suất cản ban đầu trên trục động cơ (kw)

Từ (1.10) và (1.11) ta có điều kiện (1.9) thỏa mãn

Vậy, động cơ đã chọn(4A160M6Y3 ) thỏa mãn điều làm việc.

2 Phân phối tỉ số truyền

Tỉ số truyền chung của toàn hệ thống (u) xác định theo:

970 15,54

62, 4

dc ct

n

u n   (1.12)Trong đó: ndc: - Số vòng quay của động cơ đã chọn (vòng/phút)

nct: - Số vòng quay của trục công tác (vòng/phút)Với hệ dẫn động gồm các bộ truyền mắc nối tiếp nên ta có :

u u h u u1  2 (1.13)

2.2 Tỷ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc:

Hộp giảm tốc bánh răng cấp nhanh tách đôi được xác định theo công thức:

u h  u u1 2 (1.15)

u2 là tỉ số truyền của cặp bánh răng cấp chậm, được xác định :

h

u u u

3 Tính toán các thông số trên các trục

Ký hiệu các chỉ số tính toán như sau: Chỉ số "dc" ký hiệu trục động cơ,các chỉ số “I”, “II”, “III”, “ct” lần lượt là ký hiệu của các trục 1, 2, 3 và trụccông tác

3.1 Tính công suất trên các trục

Với sơ đồ tải trọng không đổi,chọn công suất danh nghĩa là công suất lớnnhất trong đó :

- Công suất danh nghĩa trên trục động cơ tính theo công thức:

8, 48( w)

dc dc lc

I II

n n

II III

n n

n 

- Tốc độ quay của trục công tác: n ct n III  62, 4(vòng/phút)

3.3 Tính mô men xoắn trên các trục

Mô men xoắn trên trục động cơ được xác định theo công thức sau:

83489 970

dc dc

dc

p n

I TÝnh to¸n thiÕt kÕ bé truyÒn b¸nh r¨ng cÊp nhanh.

1 Chän vËt liÖu.

Chän vËt liÖu thÝch hîp lµ viÖc quan träng trong viÖc tÝnh to¸n thiÕt kÕ chi tiÕt m¸y

Với công suất thiết kế chọn vật liệu nhóm một có độ rắn HB  350 Nhờ có

độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộtruyền có khả năng chạy mòn tốt

Theo bảng 6.1 tài liệu [I], chọn vật liệu bánh nhỏ và bánh lớn: Thép 45 tôicải thiện HB 192240

Loại bỏnh răng Nhón hiệu thộp Nhiệt luyện Độ rắn Giới hạn bềnb (MPa) Giới hạn chảych (Mpa)

Flim.KFL.KFC KXF.YR.YS)/SF + o

o F1lim =1,8.HB =1,8.215 = 387 (MPa)

o F2lim =1,8.HB =1,8.200 = 360 (MPa) + KHL,KFL: Hệ số tuổi thọ

K HL = m H

HE

HO

N N

K FL = m F

FE

FO

N N

- m , H m F: Bậc đờng cong mỏi,m H m F  6với độ rắn mặt răng HB  350

- N HO,N FO: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về ứng suất tiếp xúc,ứng suất uốn

6 4

, 2 2

6 4

, 2 1

4 , 2

10 991 , 9 200 30

10 884 , 11 215

30

30

HB HO

N N

H N

N FO  4 10 6 (đối với thép 45)

- N HE,N FE: Số chu kì thay đổi về ứng suất tơng đơng.

FO FE

HO HE

HO HE

N N

N N

N N

N N

2 2

1 1

Lấy 





FO FE

HO HE

N N

N N

KFL = 1 + KFC: Hệ số xét đến ảnh hởng đặt tải

KFC = 1 (quay một chiều)+ KXH: Hệ số kể đến ảnh hởng của kích thớc bánh răng đến độ bền tiếp xúc +ZR:

+ SH,SF: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn

Theo bảng 6.2 tài liệu [I]: SH = 1,1; SF = 1,75;

 [H1]Sb = 500/1,1 = 454,54 (MPa)

[H2]Sb = 470/1,1 = 427,27 (MPa)[H]Sb = ([H1] + [H2] )/2 = 440,91 (MPa)[F1]Sb = 387/1,75 = 221,14 (MPa)

[F2]Sb = 360/1,75 = 205,71 (MPa)

3.Tính ứng suất tiếp xúc,uốn quá tải:

[H1]Max = [H2]Max =2,8.ch = 2,8 450 = 1260 (MPa)

[F1]Max = [F2]Max = 0,8.ch = 0,8.450 = 360 (MPa)

Ka : Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng.

T1’ = T1/2: Mô men xoắn trên trục bánh chủ động

u1 : Tỉ số truyền của bộ truyền 1

ba1 = bw1/aw1 : Hệ số chiều rộng vành răng

- Theo bảng 6.8 [1]chọn mô đun pháp m  n 2 (mm)

+) Chọn sơ bộ  = 35o, do đó cos = 0,819 suy ra số răng bánh nhỏ:

 

1 1

16,11

w n

a z

Do đó tỉ số truyền thực sẽ là:

2 1

115

7,1816

th

z u z

+) Tính chính xác góc .

1 2 1

( ) 2.(16 115)

m z z a

 cos = 0.819   = 35o

c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

+) Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc (6.33)[1]:

 

' 1 2 1

o

o o

Do đó theo công thức (6.34)[1]xác định hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc:

b m

39,12

w w

+) Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, trị sốK Hv

được tính theo công thức (6.41)[1]:

1

1

2

H w w HV

v b d K

T K K 

 

d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

1 2

F w Fv

b d K

os

v

z z

c 

v

z z

c 

- Theo bảng 6.18 [1]ta được :

YF1 = 4,26 ; YF2 = 3,6Với m = 2 mm  hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu YS:



 Thoả mãn điều kiện bền uốn

e Kiểm nghiệm răng về quá tải

Hệ số quá tải Kqt = Tmax/T

Trong đó : T là momen xoắn danh nghĩa

TMax là momen xoắn quá tải

g Các thông số và kích thước bộ truyền

da1 = d1+2.m

da2 = d2+2.m

43,012284,83Đường kính đáy răng df

df1 = d1-2,5.m

df2 = d2-2,5.m

34,012275,83Đường kính vòng lăn dw

dw1 = 2.aw/(u+1)

dw2 = dw1.u

39,12280,882

II TÝnh to¸n thiÕt kÕ bé truyÒn b¸nh r¨ng cÊp chËm b¸nh r¨ng th¶ng

(Mpa)

Flim.KFL.KFC KXF.YR.YS)/SF + o

o F3lim =1,8.HB =1,8.240 = 432 (MPa)

o F4lim =1,8.HB =1,8.230 = 414 (MPa) + KHL,KFL: Hệ số tuổi thọ

K HL = m H

HE

HO

N N

K FL = m F

FE

FO

N N

- m , H m F: Bậc đờng cong mỏi, m H m F  6với độ rắn mặt răng HB  350

- N HO,N FO: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về ứng suất tiếp xúc,ứng suất uốn

7 4

, 2 4

7 4

, 2 3

4 , 2

10 4 , 1 230 30

10 55 , 1 240 30

30

HB HO

N N

H N

FO FE

FO FE

HO HE

HO HE

N N

N N

N N

N N

4 4

3 3

Lấy 





FO FE

HO HE

N N

N N

KFL = 1 + KFC: Hệ số xét đến ảnh hởng đặt tải

KFC = 1 (quay một chiều)+ KXH: Hệ số kể đến ảnh hởng của kích thớc bánh răng đến độ bền tiếp xúc + ZR: Hệ số xét đến ảnh hởng độ nhám mặt lợn chân răng

+ ZV: Hệ số xét đến ảnh hởng của vận tốc vòng

Chọn sơ bộ: KXH.ZR.Zv = 1

+ KXF: Hệ số kể dến ảnh hởng của kích thớc bánh răng đến độ bền uốn+ YR: Hệ số xét đến ảnh hởng độ nhám mặt lợn chân răng

+ YS: Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

Chọn sơ bộ: KXF.YR.YS = 1

+ SH,SF: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn

Theo bảng 6.2 tài liệu [III]: SH = 1,1; SF = 1,75;

 [H3]Sb = 550/1,1 = 500(MPa)

[H4]Sb = 530/1,1 = 481,81(MPa)[H]Sb = MIN([H3]Sb, [H4]Sb) = 481,81 (MPa)[F3]Sb = 432/1,75 = 246,86 (MPa)

Ka : Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng

U2: Tỉ số truyền của bộ truyền 2

T2 : Mô men xoắn trên trục bánh răng chủ động

120

2, 4 50

z u z

c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

+) Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc

KH : hệ số kể đến sự phân bố tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp

KH : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

- Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất sinh ra tại chân răng khôngđược vượt quá một giá trị cho phép

F3 =

n w w

F F

m d b

Y Y Y K T

.

2

Y : hệ số kể đến độ nghiêng của răng (Y =1)

KF : Hệ số tải trọng khi tình vế uốn

K F K F.K F.K Fv

KF : Hệ số phân bố tải trọng trên chiều rộng vành răng

KF : Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng cho các đôi răng đồng thời

Tra bảng 6.16.[1]  go = 73

 VF3= 0,016.73.1,605 255

2, 4 = 19,323+) KFv: Hệ số tải trọng đột ngột xuất hiện trong vùng ăn khớp

 Răng thoả mãn điều kiện bền uốn

e Kiểm nghiệm răng về quá tải

+) Ứng suất tiếp xúc cực đại:

1,6

K K 

g Các thông số và kích thước bộ truyền

da3 = d3+2.m

da4 = d4+2.m

156366Đường kính đáy răng df

df3 = d3-2,5m

df4 = d4-2,5m

142,5352,5Đường kính lăn dw

dw3 = 2.aw/(u +1)

dw4 = dw3.u

150360

3 Kiểm tra điều kiện bôi trơn và điều kiện chạm trục

3.1 Kiểm tra điều kiện bôi trơn

Với hộp giảm tốc bôi trơn ngâm dầu các bánh răng lớn(bánh bị dẫn) phảiđược nhúng vào dầu đựng trong hộp.Kiểm tra điều kiện bôi trơn là kiểm tra đểcác bánh lớn đều ngâm trong dầu và khoảng cách giữa mức dầu nhỏ nhất vàmức dầu lớn nhất phải lớn hơn một trị số cho phép (thường bằng 8 đến 10 mm)

-Với bánh răng trụ (hình 2.1): lmin= (0,75÷2).h và lmin 10mm Trong đó h

là chiều cao răng

Khi này ta có: min min

Với: da2 là đường kính vòng đỉnh răng của bánh răng cấp nhanh

df2 là đường kính vòng chân răng của bánh răng cấp nhanh

- Chiều cao của bộ truyền cấp chậm đối với bánh răng 4

4 4 4

Với: da4: là đường kính vòng đỉnh răng của bánh răng cấp nhanh

df4: là đường kính vòng chân răng của bánh răng cấp nhanh

- Chiều cao ngâm dầu tối thiểu của bộ truyền cấp nhanh

l2Min  (0,75 2)  h2  (0,75 2).4,5 (3,375 9)     chọn l 2Min=10 (mm) -Mức dầu tối thiểu của bộ truyền cấp nhanh

Như vậy ta có mức dầu chung cho cả hộp:

Xmin=min(X2min,X4min)= 132,415 (mm)

Xmax=max(X2max,X4max)=122,41 (mm)

Vậy đảm bảo điều kiện bôi trơn

3.2 Kiểm tra điều kiện chạm trục

Đường kính sơ bộ của trục:

 

3

0,2

k k

T d



 Trong đó:   là ứng suất xoắn cho phép,với vật liệu là thép CT45.Ta có:

0, 2

I

T d

0,2

III

T d



20 2 , 0

366 , 1033922

Vậy thỏa mãn điều kiện chạm trục

Kết luận: Vậy các thông số của cặp bánh răng đã tính toán được đã đảm

bảo các điều kiện

III- Kiểm tra DK bôi trơn, chạm trục:

1 Kiểm tra chạm trục

đờng kính trục đợc xác định sơ bộ theo mômen xoắn theo công thức :

1

a d d

 = 130 - 123 30

2  2 =53,5 mm

l 2 = a w2 -

2 2

3

a d d

 = 258- 230,1 65

2  2 =110,45 mm

Vậy l1 và l2 > 10mm tức là các bánh răng không bị trạm trục (h.2)

a w1 a w2

l1

l2

2 1

4 3

I

II III

Sơ đồ kiểm tra điều kiện trạm trục

2 Kiểm tra bôi trơn

Sơ đồ kiểm tra bôi trơn

 x2min = 230/2 –10 = 105 (mm)

+ Mức dầu tối đa của bánh 2 là:

Với V2<1,5 m/s lấy chiều sâu ngâm dầu băng 1/6 bán kính bánh răng

- h4min ChiÒu s©u ng©m dÇu tèi thiÓu h4min  10 (mm)

h4min = (0,752)h = (0,752)2,25.m = 5,906  15,75 (mm) VËy chän h4min = 15 mm

 x4min = 407,2/2 – 15 = 188,6(mm)

+Møc dÇu tèi ®a cña b¸nh 4 lµ:

Víi V4<1,5 m/s lÊy chiÒu s©u ng©m dÇu b¨ng 1/4 b¸n kÝnh b¸nh r¨ng

+Møc dÇu chung cho toµn hép

xmin = min(x2min , x4min) = x2min = 105 (mm)

xmax = max(x2max , x4max) = x2max = 95,8 (mm)

 x = xmin - xmax = 105-95,8 = 9,2 mm Tháa m·n ®iÒu kiÖn b«i tr¬n

T d





Trong đó: T k : Mômen xoắn trên trục thứ k, Nmm   : ứng suất xoắn cho phép, MPa

2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

Chiều dài trục cũng như khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực phụ

thuộc vào sơ đồ động, chiều dài Mayơ của các chi tiết quay, chiều rộng ổ, khe

hở cần thiết và các yếu tố khác từ đường kính d có thể xác định gần đúng chiềurộng ổ lăn b0 theo bảng 10.2 1 :

- Tra bảng 10.3[1]ta chọn được:

+ Khoảng cách mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc

khoảng cách giữa các chi tiết quay k 1 10

+ Khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp k 2 5

+ Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành nắp ổ k 3 15

+ Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông h  n 15

- Khoảng công xông từ chi tiết quay ngoải hộp đến gối đỡ

+ Khoảng công xôn trên trục 1:

- Theo bảng 10.4 1 ta xác định chiều dài lmki trên trục k từ gối đỡ O đến chi tiết quay thứ i:

3 Xác định trị số và các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục

3.1 Lực từ các bộ truyền bánh răng

Chiều quay của các trục và chiều của các lực tác dụng lên các trục như hình vẽ:

Các lực tác dung lên bộ truyền: Theo công thức 10.1 [1] :

1 1

1

2

t w

T F

* Với bộ truyền cấp nhanh:

T

d