thiết kế hộp giảm tốc hai cấp loại hộp là hộp giảm tốc bánh răng trụ

GVHD: Hoàng Xuân Khoa SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh - Lớp CK5-k5 Mã sinh viên: 0541010372 GVHD: Hoàng Xuân Khoa SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh - Lớp CK5-k5 Mã sinh viên: 0541010372 I Tính chọn động cơ, phân phối tỷ số truyền momen xoắn trục Chọn động a Xác định tiêu cần thiết chọn động Điều kiện làm việc động điện: có truyền xích chịu va đập công suất làm việc: Plv = = = 4,81 KW Công suất tơng đối nhỏ, ta chọn động xoay chiều ba pha không đổi động không đồng ngắn mạch có u điểm sau: sử dụng phổ biến ngành công nghiệp, kết cấu đơn giản, giá thành tơng đối hạ, dễ bảo quản, làm việc tin cậy, mắc trực tiếp với lới điện ba pha không cần biến đổi dòng điện b Tính toán công suất cho động điện trục Công suất làm việc động điện phải chịu nhiệt độ cao nhiệt sinh không vợt mức cho phép Công suất làm việc xích tải công suất cần thiết Plv = 4,81 KW cho trình làm việc phải đạt đợc Tra bảng 2.3 ta có bảng 1: hiệu suất cặp chi tiết truyền chuyển động Hiệu suất Giá trị Khớp nối 0,96 ổ lăn 0,99 Bánh 0,96 Xích tải 0,90 Trong đó; có khớp nối, bốn ổ lăn, ba cặp bánh xích tải Công suất lần lợt trục Trục IV nối trực tiếp với xích tải có cặp ổ lăn, ta có: P4 = = = 4,86 KW trục III nối với trục IV qua truyền xích có cặp ổ lăn, ta có: P3 = = = 5,45 KW Trục III có cặp bánh tơng đồng nên bánh nghiêng ta có: P3n = P3/2 = 2,73 KW Trục III nối với trục II qua cặp bánh nghiêng có cặp ổ lăn, ta có: GVHD: Hoàng Xuân Khoa SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh - Lớp CK5-k5 Mã sinh viên: 0541010372 P2n = [P3n/(3.3.2) = = 2.99 KW Tại cặp bánh thẳng: P2t = 2.P2n = 5,98 KW Trục I nối với trục II qua cặp bánh thẳng có cặp ổ lăn, ta có: P = [P2t/(3.2)] = = 6,29 KW Trục I nối với động qua khớp nối nên có công suất cần thiết động là: Pct = P1/1 == 6,55 KW c Chọn động điện công suất cần thiết c1 Ta xét hai trờng hợp sau: TH1: tải trọng không đổi công suất tính toán công suất cần thiết cho trình làm vệc trục công tác: Ptd = Pct TH2: tải trọng thay đổi, ta xét tới động lúc chạy tải, lúc chạy non tải nhng nhiệt độ động sinh không vợt mức cho phép, công suất tác dụng tính theo công thức: Ptd = Plv (1) với T2 = 0,68.T1, t1 = 2,8h = 0,35.tck, t = 3,6h = 0,45.t ck suy ra: Plv = 4,81.= 3,59 KW hiệu suất trình làm : n =1.2 3.4 = 0,96.0,90 = 0,73; ta có: Pct = Ptd/ == 4,92 KW c2 Để xác định động làm việc, ta chọn động theo chế độ ngắn hạn, ta xét hai trờng hợp sau: TH1: tải trọng không thay đổi Vì t1+t2 = 6,4h < tck = 8h => tải trọng thay đổi TH2: động làm việc ngắn hạn, tải trọng thay dổi Tỷ số thời gian làm việc chu kì : ts = (t1+t2)/tck == 0,8 > 0,6 => động coi nh làm việc chế độ dài hạn với tải trọng không đổi GVHD: Hoàng Xuân Khoa SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh - Lớp CK5-k5 Mã sinh viên: 0541010372 Kết luận: theo yêu cầu tính toán thiết kế hộp giảm tốc hai cấp ta chọn công suất cần thiết động Pct = 6,55 KW d Chọn động điện Công suất định mức Pđm.nđc > Pct = 6,55 KW đồng thời momen mở máy thỏa mãn điều kiện Tmm/T = 1,4 < Tmax/Tdm tỷ số truyền xoắn trục động chọn động K160S4 có Pđm.đc = 7,5.0,875 = 6,56 KW > Pct = 6,55 KW vào phục lục P1.1, P1.2, P1.3 ta có bảng 2: Kiểu động K160S4 Công suất Vận tốc KW Vg/ph 7,5 1450 Hiệu suất % 87,5 Tk/Tmax Cos Tk/Tđn 2,2 0,86 5,8 Số vòng quay xích tải nxt === 41,27 vg/ph Phân phối tỷ số truyền theo hình vẽ ta có tỷ số truyền u1, u2, ux tơng ứng: bánh trụ thẳng, bánh trụ nghiêng, xích tải ta có: uc = u1.u2.ux = nđc/nxt == 35,13 ta chọn Uh = u1.u2 phải thỏa mãn tiêu: -Khối lợng nhỏ -Momen quán tính nhỏ -Thể tích bánh lớn nhúng dầu nhỏ ta chọn Uh = 10 với hộp giảm tốc phân đôi tra bảng 3.1 suy ra: u1 = 3,58; u2 = 2,79 => ux = 3.52 Tốc độ quay trục Có trục tỷ số truyền truc I nối với động nên nđc = n1 = 1450 vg/ph trục II: n2 = n2/u1 = = 405,03 vg/ph trục III: n3 = n2/u2 == 145,17 vg/ph GVHD: Hoàng Xuân Khoa SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh - Lớp CK5-k5 Mã sinh viên: 0541010372 trục IV: n4 = n3/nx = = 41,24 vg/ph Momen xoắn trục đông : Tđc === 43139,66 Nmm T1 == 41427,24 Nmm T2t === 140999,43Nmm T2n = T2t/2 = 70499,72 Nmm T3n = T4 = Lập bảng 3: công suất, số vòng quay momen xoắn Trục Thông số Công suất KW Trục động Trục I Trục II Răng nghiêng 2,99 Trục III Trục IV 6,29 Trục II Răng thẳng 5,98 6.55 2,73 4,86 Vòng quay vg/ph 1450 1450 404,03 405,03 145,17 41,24 Momen xoắn Nmm 43139,66 41427,24 140999,43 70499,72 179592,89 1125436,47 II Tính toán truyền Tính toán tuyền xích với thông số sau: Công suất bánh dẫn PX = P3n = 5,45 KW Tỷ số tuyền ux = 3,52 Số vòng quay trục III là: n3 = 145,17 vg/ph Góc nghiêng đờng nối tâm truyền ngoài: 900 Đặc tính làm việc xích: chịu va đập GVHD: Hoàng Xuân Khoa SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh - Lớp CK5-k5 Mã sinh viên: 0541010372 Chọn loại xích Vì tải trọng tơng đối nhỏ, vận tốc thấp, ta dùng xích lăn theo bảng 5.4 ta có: z1x = 25 23, ta chọn z1x = 25, số đĩa lớn z2x = z1x.ux = 25,3.52 = 88 tỷ số truyền thực: ux == = ux Điều kiện đảm bảo tiêu điều kiện mòn Điều kiện đảm bảo tiêu điều kiện mòn truyền xích tính theo công thức: Pt = P.K.Kz.Kn < [P] (1x) đó: P = Px = 5,45 KW hệ số dạng răng: Kz = 25/Z1x = 25/25 = hệ số vòng quay Kn = n01/n1x với n1x = 145,17 vg/ph tra bảng 5.5 ta chọn n01 = 200 vg/ph, Kn = 1,38 K đợc tính theo công thức: K = Ko.Ka.Kđc.Kbt.Kđ.Kc (2x) tra bảng 5.6 ta có: đờng nối tâm đĩa xích làm với đờng nằm ngang góc > [] ta lấy Ko = 1,25 khoảng cách trục lấy a = 60.P => Ka = 0,8 vị trí trục điều chỉnh xích căng, ta lấy Kđc = 1,1 tải trọng va đập lấy Kđ = 1,4 làm việc ca lấy Kc = 1,25 môi trờng làm việc có bụi chế độ bôi trơn II Ta lấy Kbt = 1,3 Thay thông số vào (2x) ta có: K = 1,25.0,8.1,1.1,3.1,4.1,25 = 2,50 từ (1x) ta có: Pt = 5,45.1.1,38.2,5 = 18,80 KW tra bảng 5.5 n01 = 200vg/ph, ta chọn truyền xích dãy có bớc xích P = 31,75mm, thỏa mãn điều kiện mòn Pt = 18,80 KW < [P] = 19,3 KW Khoảng cách trục sơ bộ: GVHD: Hoàng Xuân Khoa SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh - Lớp CK5-k5 Mã sinh viên: 0541010372 a = 60.P = 60.31,75 = 1905mm; số mắt xích tính theo công thức: X =[(.P]/(4.a.) => X = 2.60+(25+88)/2+.31,75/(4 2.1905) = 178,18 u tiên lấy số mắt xích chẵn: X = 178 khoảng cách trục tính theo công thức: a = (P/4).{X-(Z1x+Z2x)/2+ => a = 1902,17 mm để tránh căng xích lớn, khoảng cánh trục a tính đợc cần giảm bớt lợng a = (0,002 0,004).a = 3,80 7,61 mm ta lấy khoảng cách trục a = 1898mm số lần va đập xích giây: i = lần < 25 lần Kiểm nghiểm xích hệ số an toàn Với truyền xích bị tải mở máy thờng xuyên chụi tải trọng va đập trình làm việc, cần tiến hành kiểm nghiểm tải theo hệ số an toàn: S = Q/(Kđ.Ft+Fo+Fv) > [S] (3x) đó: Q tải trọng phá hỏng, tra bảng 5.2 ta có: Q = 88500 N q = 3,8kg/m Kđ = 1,4 hệ số tải trọng động với = 1,4 đặc tính làm việc tải chịu va đập nên ta lấy Kd = 1,7 vận tốc xích v = m/s lực vòng Ft = lực căng lực ly tâm gây ra: Fv = q= 14,01 N Fo lực căng nhánh xích bị động sinh ra, tính theo công thức Fo = 9,81.Kf.q.a (4x) với a = 1,898 m; q = 3,8 kg/m; Kf = từ (4x) suy ra: Fo = 9,81.2.3,8.1,898 = 141,51 N thay giá trị vào (3x) ta có: GVHD: Hoàng Xuân Khoa SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh - Lớp CK5-k5 Mã sinh viên: 0541010372 S = 88500/(1,7.2838,54+141,51+14,01) = 17,77 tra bảng 5.10 ta có: [S] = 8,5 < S = 17,17 Vậy truyền thỏa mãn hệ số an toàn Xác định đờng kính xích bánh dẫn: d1x === 253,32 mm bánh bị dẫn: d2x = ta có: r = 0,5025.d1-0,05 (5x) tra bảng 5.2 với bớc xích P = 31,75 mm , ta có: d1 = 19,05; từ (5x) ta có: r = 0,5025.19,05-0,05 = 9,52 mm đờng kính chân xích df1 = d1x-2.r = 253,32-2.9,52 = 234,28 mm; df2 = d2x-2.r = 889,55-2.9,52 = 870,51 mm Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc xích tính theo công thức: [ (6x) Ta có: Ft = 2838,54 N; Kd = 1,4; E = 2,1 MPa mô đun đàn hồi với bớc xích P = 31,75 mm xích có m = dãy, dựa vào 5.2 ta có: A = 262 Kr-hệ số kể đến đĩa xích phụ thuộc vào Z bánh dẫn: Z1z = 25 => Kr1 = 0,44; bánh bị dẫn: Z2x = 88 => Kr2 = 0,20 lực va đập 1m xích, tính theo công thức: Fvd = 13 nx.p3.m; với n1x = 145,17 vg/ph; n2x = 41,24 vg/ph Suy ra: Fvd1 = 13 145,17 = 6,04 N Fvd2 = 13 41,24 = 1,72 N từ (7x) ta có : = 470,61 MPa =0,47 = 317,11 MPa GVHD: Hoàng Xuân Khoa SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh - Lớp CK5-k5 Mã sinh viên: 0541010372 tra bảng 5.11 ta chọn thép 45, cải thiện có độ rắn bề mặt HR(45 60) ứng suất tiếp xúc cho phép [ MPa Xác định lực tác dụng lên trục Lực sinh nhánh bị động: F2 = Fo+Fv = 141,51+14,01 = 155,52 N Lực sinh nhánh chủ động: F1 = Ft+F2 = 2838,54+155,52 = 2994,06 N III Tính toán truyền bánh A: truyền cặp bánh thẳng trục I II công suất P1 = 6,29 KW; số vòng quay u1 = 3,58; n1 = 1450 vg/ph Chọn vật liệu Chọn vật liệu làm bánh nhỏ thép 45, cải thiện, có độ rắn r1 = 220HB, giới hạn bền b2 = 750MPa, giới hạn chảy ch1 = 450 MPa chọn vật liệu làm bánh lớn thép 40 có độ rắn r2 = 200HB, cải thiện, giới hạn bền b2 = 700 MPa, giới hạn chảy ch2 = 400 MPa Xác định ứng suất cho phép a Ta có ứng suất tiếp xúc cho phép [ H1] [ H2] đợc xác định theo công thức [ H1] = ( Hlim/SH).ZR1.zV1.KXH1.KHL1 (1) [ H2] = ( Hlim)/SH).ZR2.ZV2.KXH2.KHL2 (2) số chu kì chịu tải tơng đơng NHE2của bánh lớn tính theo công thức: NHE2 = 60.c.n2.ti (3) vòng quay bánh ăn khớp lần nên c = Từ (3) suy ra: NHE2 = 60.1.405,03.12500.() = 1,49 số chu kỳ sở bánh lớn NHO2 = 30.= 1,00 Vì NHE2 > NHO2 => KHL2 = tơng tự: NHE1 = NHE2.u1 = 1.49.3.58 = 5,33 chu kỳ Số chu kỳ sở bánh nhỏ NHO1 = 30.30.= 1,26 Vì NHE1 = NHO1 => KHL = giới bền tiếp xúc tính theo công thức : KHL1; o Hlim1 Hlim1 Hlim2 =0Hlim2 GVHD: Hoàng Xuân Khoa SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh - Lớp CK5-k5 Mã sinh viên: 0541010372 giới hạn bền mỏi bánh nhỏ bánh lớn ta tra bảng 6.2 ta có: Hlim = 2.HB1+70 = 2.220+70 = 510 MPa; o Hlim1 = 2.HB2+70 = 2.200+70 = 470 MPa; tính toán s b ta ly: ZR1.ZV1.KHL1 = 1; ZR2.ZV2.KHL2 = T (1) (2) suy ra: [H1] = (510/1,1) = 463,64 MPa [H2] = 470/1,1 = 427,27 MPa ứng suất cho phép tính theo hai cách sau: [H]' = 0,5.([H1]+[H2]) = 0,5.(463,64+427,27) = 445,46 MPa [H]'' = 1,18[H1] = 1,18.427,27 = 504,18 MPa Vậy ta chọn: [H] = 445,46 MPa b Ta có ứng suất uốn cho phép: Công thức tính ứng suất uốn cho phép tính theo công thức: [] = (Flim1/SF1).YR1.YS1.KXF1.KFC1.KFL1 (4) [] = (Flim2/SF2).YR2.YS2.KXF2.KFC2.KFL2 (5) tính toán sơ ta lấy YR1.YS1.KXF1 = YR2.YS2.KXF2 = tra bảng 6.2 ta có:SF1 = SF2 = SF = 1,75 chu kỳ chịu tải tơng đơng NFE2 bánh lớn tính theo công thức: NFE2 = 60.cn2.ti (6) thép cải thiện nên mF=6.Từ (6) suy ra: NFE2 = 60.1.405,03.12500.(= 1,20 chu kỳ => NFE1 = u1.NFE2 NFE1 = 3,58.1,20 = 4,30 chu kỳ số chu kỳ sở NFO1 = NFO2 = NFO = NFE1 > NFO NFE2 > NFO => KFL1 = KFL2 = giới hạn bền mỏi uốn tính theo công thức: O O Flim1 = 1,8HB1 = 1,8.220 = 396MPa; Flim2 = 1,8.HB2 = 1,8.200 = 360 MPa suy ra: [F1] = 396/1,75 = 226,29 MPa; [F2] = 360/1,75 = 205,71 MPa c.Ta có ứng suất tải cho phép: c1.Ta có ứng suất tiếp xúc tải cho phép bánh nhỏ: [] = 2,8.450 = 1260 MPa 10 GVHD: Hoàng Xuân Khoa SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh - Lớp CK5-k5 Mã sinh viên: 0541010372 từ (1) ta có: Qi =1.1.Fri.1.1,4 = 1,4.Fri (20) khả tải động tính theo công thức: Cdi = Qi (3) m-đờng cong mỏi thử ổ bi, m = ổ bi Li-tuổi thọ tính triệu vòng với : Li = 60.ni.Lh/ = 60.ni.12500/ = 0,75.ni triệu vòng Bảng 16: trị số tải trọng động, số vòng quay khả tải động Gối đỡ Trị số tải trọng Số vòng quay động Qi (N) (triệu vòng) A1 3526,28 1087,50 A2 3951,15 303,77 D3 8099,35 108,88 D4 8333,74 30,93 Vậy ổ bi đạt yêu cầu khả tải động Khả tải động Cdi (kN) 36,26 26,56 38,68 26,16 Khả tải động cho phép Ci (kN) 37,20 29,20 50,30 64,10 b Xét khả tải tĩnh ta có công thức tính khả tải tĩnh: Qoi = Xo.Fri X hệ số tải trọng hớng tâm với Xo = 0,6; Bảng 17: so sánh Qoi Co Gối đỡ Khả tải tĩnh Qoi (kN) khả tải tĩnh cho phép Co (kN) A1 1,51 27,20 A2 1,69 20,80 D3 3,47 37,00 D4 3,47 49,40 Vậy ổ bi đạt yêu cầu khả tĩnh VII Tính chọn kết cấu hộp Chỉ tiêu vỏ hộp giảm tốc độ cng vững cao khối lợng nhỏ, vật liệu phổ biến dùng để đúc hộp giảm tốc gang xám GX15-30 Chọn bề mặt ghép nắp thân hộp bề mặt ghép phải đợc giảm trọng lợng kích thớc hộp giảm tốc, nh tạo điều kiện bôi trơn tốt cho cặp bánh phơng pháp ngâm dầu Xác định kích thớc vỏ hộp giảm tốc 42 GVHD: Hoàng Xuân Khoa SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh - Lớp CK5-k5 Mã sinh viên: 0541010372 hình dạng nắp thân chủ yếu đợc xác định số lợng kích thớc răng, vị trí mặt ghép phân bố trục hộp, đồng thời phụ thuộc tiêu kinh tế, độ bền độ cứng Khoảng cách tâm ta lấy theo khoảng cách trục lớn nhất, a = aw = 133 mm, thân hộp = 0,03.a + > mm => = 0,03.133+ = 6,99 mm > mm Vậy ta lấy = mm Bảng 18: quan hệ kích thớc cấu tạo nên vỏ hộp giảm tốc Tên gọi Biểu thức tính toán Chiều dày: thân hộp, Nắp hộp, Gân tăng cứng: chiều dày, e chiều cao, h độ dốc Đờng kính: Bu lông nền, d1 Bu lông cạnh ổ, d2 Bu lông ghép bích nắp thân, d3 vít ghép nắp ổ, d4 vít ghép nắp cửa thăm, d5 0,03.a+3 > mm = 0,9.= 0,9.7 Mặt bích ghép nắp thân: Chiều dày bích thành hộp, S3 Chiều đày bích nắp hộp, S4 Bề rộng bích nắp thân, K3 Kích thớc gối trục: đờng kính tâm lổ vít: D, D2,D3 Trị số quy tròn hay lấy giới hạn mm 6,3 mm e = (0,8 1)= 5,6 h < 58 mm khoảng 20 mm d1 0,04.a+10 = 15,32 d2 = (0,7 0,8).d1 = 11,2 12,8 d3 = (0,6 0,7).d2 = 9,6 10,8 16 mm 12 mm 10 mm d4 = (0,6 0,7)d2 = 7,2 8,4 d5 = (0,5 0,6).d2 = 7,2 mm mm S3 = (1,4 1,8).d3 = 14 18 17 mm S4 = (0,9 1).S3 = 15,3 17 K3 = k2-(3 5) 17 mm Xác định khoảng cách kích thớc nắp ổ cách tra bảng 18.2, ta có: D D2 D3 80 mm 100 mm 125 mm 43 GVHD: Hoàng Xuân Khoa SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh - Lớp CK5-k5 Mã sinh viên: 0541010372 E2 = 1,6.d2 = 1,6.12= 19,2 Tâm bu lông cạnh ổ: E2 C = D3/2 =125/2 C (k khoảng cách từ tâm bu lông tới mép ổ ) R2 = 1,3.d2 = 1,3.12 = 15,6 mm Bề rộng mặt ghép bu lông K2 = E2+R2+(3 5) = 19,2+16+(3 5) cạnh ổ: K2 = 38,2 40,2 K3= K2-(3 5) = 35,2 Xác định theo kết cấu, phụ thuộc tâm lổ bu lông kích thớc mặt Chiêu cao h tựa Mặt đế hộp: Chiều dày phần lồi S1 Chiều dày có phần lồi Dd, S1, S2 Bề rộng đế hộp, k1 q Khe hở chi tiết: Giữa bánh thành hộp Giữa đỉnh bánh lớn với đáy hộp Giữa mặt bên bánh với Số lợng bu lông Z S1 = (1,3 1,5).d1 = 20,8 24 Dd xác định theo kích thớc dao khoét S1 = (1,4 1,7).d1 = 22,4 27,2 S2 = (1,0 1,1).d1 = 16 17,6 K1 = 3.d1 = 3.16 = 48 q k1+2 = 48+2.7 = 62 lấy q = 65 mm 19,2 mm 62,5 mm 16 mm 40 mm 35,2 mm 22 mm 23 mm 16 mm 48 mm 65 mm (1 1,2) = 8,4 21 mm (3 5) = (21 35) phụ thuộc loại hộp giảm tốc, lợng dầu bôi trơn hộp =7 35 mm Z = (L+B)/(200 300) L, B: chiều dày chiều rộng hộp a Khe hở bề mặt gia công chi tiêt quay bề mặt không gia công vỏ hộp phải lớn tổng sai số độ xác vị trí vách đúc nh độ sóng mấp mô bề mặt đúc đợc chọn bánh dẫn thành vỏ 44 GVHD: Hoàng Xuân Khoa SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh - Lớp CK5-k5 Mã sinh viên: 0541010372 hộp đợc chọn theo điều kiện đảm bảo kích thớc nắp phần lồi để kẹp bu lông cạnh ổ, kết cấu vỏ hộp đơn giản b Khe hở : từ đỉnh đến đáy hộp cần thỏa mãn yêu cầu sau: cần đủ lớn để bánh quay chất bẩn sản vật mài mòn lắng xuống đáy hộp khộng bị khuấy động lên, hộp giảm tốc bánh = (3 5) cần tạo đủ lợng dầu bôi trơn cần thiết bánh đợc bôi trơn phơng pháp ngâm dầu, lợng dầu bôi trơn cần thiết (0,4 0,8) lít cho công suất truyền KW c Bề mặt ghép nắp thân hộp đợc ghép bu lông Chiều dày mặt bích S S1 đợc chọn theo điều kiện đảm bảo đủ độ cứng, ta lấy S = S1 Bề mặt bích K3 phải đủ để xiết chặt xoay chìa vặn góc 600 Bề mặt ghép nắp thân đợc mài cao để lắp sít Khi lắp hai bề mặt không đợc dùng đệm lót để đảm bảo kiểu lắp ổ với hộp Chọn R3 = K3 /2 Số lợng đờng kính bu lông d3 để ghép bích nắp bích thân đợc chọn theo điều kiện ứng suất phân bố mặt ghép Ta tra bảng P3.4 ta chọn đầu bu lông đai ốc Ta có bảng 19 d 10 đầu bu lông đai ốc thờng S D h S D H 17 18.9 17 18.9 45 GVHD: Hoàng Xuân Khoa SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh - Lớp CK5-k5 Mã sinh viên: 0541010372 18.9 7.0 22.0 22.0 8.0 10.0 Mặt chân đế không nên làm phẳng mà nên làm hai dãy lồi song song nhằm giảm tiêu hao vật liệu, giảm thời gian gia công tạo khả lu thông không khí qua đáy hộp để thoát nhiệt tốt Để đảm bảo an toàn cho mặt chân đế vỏ hộp, nên làm thêm đờng gân d Gối trục vỏ hộp gối trục cần phải đủ độ cứng để không ảnh hởng đến làm việc ổ Đờng kính gối trục (D3) đợc chọn theo bảng 18.2 Chiều dài gối trục phụ thợc vào chiều dày thành hộp mà phụ thuộc vào kết cấu phận ổ nh chiều rộng nắp ổ, chiều cao nắp ổ, chiều rộng vòng chắn dầu ổ đợc bôi trơn mỡ, đờng kính bu lông d2 Đờng kính gối trục củng đờng kính nắp ổ, có D đờng kính ổ lăn,ta tra bảng 18-2 ta có bảng 20: kích thớc nắp ổ: D D2 D3 47 60 70 80 100 125 90 110 135 110 130 160 46 GVHD: Hoàng Xuân Khoa SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh - Lớp CK5-k5 Mã sinh viên: 0541010372 D4 37 75 d4 M6 M8 Số lợng (Z) 4 85 M8 100 M10 Một số kết cấu khác liên quan đến cấu tạo vỏ hộp giảm tốc a Bu lông vòng móc vòng hình vẽ: Kích thớc bu lông vòng, mm d1 d3 b d2 h h1 f l c r r1 r2 d d4 Để nâng vận chuyển hộp giảm tốc nắp thân, thờng lắp thêm bu lông vòng vòng móc Kích thớc bu lông vòng đợc chọn theo khối lợng hộp giảm tốc Vật liệu bu lông thép 20 thép 25 Ta có bảng 20: Ren d M8 f d1 36 b 10 d2 20 c 1,2 d3 x 2,5 d4 20 r d5 13 r1 h 18 r2 h1 h2 l 18 47 GVHD: Hoàng Xuân Khoa SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh - Lớp CK5-k5 Mã sinh viên: 0541010372 Trọng lợng nâng đợc, ta chọn b = 160 kG Hộp giảm tốc bánh trụ hai cấp, ta chọn trọng lợng Q = 180 kG hộp đợc xác định gần theo khoảng cách trục a1 a2 = 150 250 b Chốt định vị Để đảm bảo vị trí tơng đối nắp thân trớc, sau gia công nh lắp ghép,dùng chốt định vị Nhờ chốt định vị, xiết bu lông không làm biến dạng ổ, loại trừ vòng nguyên nhân làm ổ chóng hỏng ta chọn chốt định vị là chốt trụ bảng 21: hình dạng kích thớc chốt định vị hình trụ d (mm) c (mm) l (mm) 60 l c d c Cửa thăm để kiểm tra,quan sat tiết máy hộp lắp ghép đổ dầu vào hộp, dỉnh hộp có làm cửa thăm Cửa thăm đợc đậy nắp,trên nắp có nút thông Kích thớc cửa thăm chọn theo bảng 18.5, ta có bảng 22: A B A1 100 75 150 Hình vẽ cửa thăm: B1 100 C 125 K 87 R 12 vít M8x22 Số lợng 48 GVHD: Hoàng Xuân Khoa SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh - Lớp CK5-k5 Mã sinh viên: 0541010372 C B B1 A R A1 K B B1 A R C1 49 GVHD: Hoàng Xuân Khoa SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh - Lớp CK5-k5 Mã sinh viên: 0541010372 d Nút thông Khi làm việc, nhiệt độ hộp tăng lên Để giảm ápsuất điều hòa không khí bên bên hộp, ngời ta dùng nút thông lắp nắp cửa thăm vị trí cao vỏ hộp K L C E O M Q G B D H I R A R A M27x2 K S B 15 L 10 C 30 M D 15 N 22 E 45 O G 36 P 32 H 32 Q 18 I R 36 32 50 GVHD: Hoàng Xuân Khoa SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh - Lớp CK5-k5 Mã sinh viên: 0541010372 e Nút tháo dầu sau thời gian làm việc, bôi trơn chứa hộp bị bẩn bị biến chất, cần phải thay dầu mới, để tháo dầu cũ, đáy hộp có lỗ tháo dầu Lúc làm việc, lỗ đợc bịt kín nút tháo dầu, kết cấu kích thớc nút tháo dầu cho bảng 18.7, ta có bảng 22: hình dạng kích thớc nút tháo dầu trụ b D L m Do d d M22x b 15 m 10 f S L 29 C 2,5 q 19,8 D 32 S 22 D0 25,4 h Kiểm tra mức tháo ta có vận tốc bánh thẳng bánh nghiêng có V 12 m/s có chiều cao mức dầu hộp đợc kiểm tra qua thiết bị dầu que thăm dầu bảng 23: kích thớc dầu mức phẳng kích thớc mắt kính (mm) 20 Bôi trơn hộp giảm tốc D 55 D1 40 l 10 h 51 GVHD: Hoàng Xuân Khoa SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh - Lớp CK5-k5 Mã sinh viên: 0541010372 để giảm mát công suất ma sát, giảm mài mòn răng, đảm bỏ thoát nhiệt tốt đề phòng tiết máy bị hàn gỉ cần phải bôi trơn liên tục a Ta chọn phơng pháp ngâm dầu b Dầu bôi trơn hộp giảm tốc dùng dầu công nghiệp đợc dùng rộng rãi để bôi trơn nhiều loại máy khác chọn độ nhớt bôi trơn phụ thuộc vào vận tốc, vật liệu chế tạo bánh bảng 24: chọn độ nhớt dầu 500 C (1000 C ) để bôi trơn bánh Vận tốc vòng (m/s) (MPa) Vật liệu độ nhớt 2,5-5 470-1000 thép 80/11 Ta chọn dầu công nghiệp 30 có C = 27-33 Lắp bánh lên trục điều chỉnh ăn khớp Để truyền momen xoắn từ trục lên bánh ngợc lại, bánh trụ không di động hộp tốc độ lắp lên trục chịu tải vừa có thay đổi va đập nhẹ, ta chọn kiểu lắp H7/k6 hộp giảm tốc độ, thờng dùng bạc cách mặt mút vòng ổ để định vị bánh trục Khi sử dụng phơng pháp cần đảm bảo tiếp xúc xác mặt mút bánh răng, bạc, vòng ổ, chiều dai bạc cần đảm bảo xác dài đoạn trục lắp 52 GVHD: Hoàng Xuân Khoa SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh - Lớp CK5-k5 Mã sinh viên: 0541010372 53 GVHD: Hoàng Xuân Khoa SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh - Lớp CK5-k5 Mã sinh viên: 0541010372 Mục lục I Tính chọn động cơ, phân phối tỷ số truyền momen xoắn trục Chọn động Số vòng quay xích tải Phân phối tỷ số truyền Tốc độ quay trục Momen xoắn trục động II Tính truyền Chọn loại xích Điều kiện đảm bảo tiêu điều kiện mòn Khoảng cách trục sơ Kiểm nghiệm xích hệ số an toàn Xá định đờng kính xích Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc Xác định lực tác dụng lên trục III Tính toán truyền bánh A Bộ truyền cặp bánh thẳng trục I II Chọn vật liệu Xác định ứng suất cho phép Tính khoảng cách trục sơ Xác định thông số ăn khớp Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc Kiểm nghiệm độ bền uốn Kiểm nghiệm độ bền tải Các thông số kích thớc truyền B Bộ truyền bánh nghiêng trục II III Chọn vật liệu Xác định ứng suất cho phép Tính khoảng cách trục sơ Xác định thông số ăn khớp 2 4 6 8 9 10 10 10 10 11 13 13 13 15 16 17 17 18 18 20 20 54 GVHD: Hoàng Xuân Khoa SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh - Lớp CK5-k5 Mã sinh viên: 0541010372 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc Kiểm nghiệm độ bền uốn Kiểm nghiệm độ bền tải Các thông số kích thớc truyền IV Tính toán thiết kế trục hộp giảm tốc Chọn vật liệu Xác định sơ đờng kính trục Xác định khoảng cách gối đỡ điểm đặt lực Xác định trị số lực đờng kính trục Tính kiểm nghiệm trục độ bền mỏi Kiểm nghiệm độ bền then V Tính toán trục IV nằm hộp giảm tốc Xác định chiều dài trục Xác định lực điểm đặt Tính kiểm nghiệm độ bền mỏi Kiểm nghiệm độ bền then VI Chọn ổ đỡ Ta chọn ổ bi Các thông số ổ bi Kiểm nghiệm khả tải ổ bi VII Tính chọn kết cấu hộp Chọn bề mặt ghép nắp thân hộp Xác định kích thớc vỏ hộp giảm tốc Một số kết cấu khác liên quan đến cấu tạo vỏ hộp giảm tốc Bôi trơn hộp giảm tốc Lắp bánh lên trục điều chỉnh ăn khớp 21 23 25 25 26 26 26 27 31 41 43 44 44 46 47 48 48 48 48 48 50 50 50 55 61 61 55 GVHD: Hoàng Xuân Khoa SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh - Lớp CK5-k5 Mã sinh viên: 0541010372 56 [...]... vào bảng 6.14 ta chọn cấp chính xác mức làm việc êm là cấp 8 ta có công thức: VH =.g V tra bảng 6.15 ta có = 0,004 với điều kiện bánh răng thẳng có vát mép đầu răng tra bảng 6.16 ta có: g = 56 do đó: VH = 0,004.56.4,25 = 5,80 m/s từ (10) ta có: KHV = 1 = 1,15 từ (8) suy ra:= 403,55 MPa ta xét: ZR.ZV.KXH ZR hệ số kể đến độ nhám mặt răng làm việc, với cấp chính xác mức làm việc êm là cấp 8, khi đó gia công... Hệ số dịch chỉnh bánh 1 Hệ số dịch chỉnh bánh 2 Hệ số trùng khớp ngang Hệ số trùng khớp dọc Hệ số trùng khớp Cấp chính xác động học Cấp chính xác mức làm việc êm 19 Chiều rộng vành răng 20 Tỷ số truyền 21 Vận tốc vòng 22 ccx ccx 20 20,280 22,330 X1+X2 = 1,06 0,29 0,77 1,71 1,06 0,76 9 8 bw U2 v 40 2,82 1,42 mm mm 0 Xt X1 X2 mm mm mm mm m/s IV tính toán thiết kế trục trong hộp giảm tốc 1 Chọn vật liệu:... 1,74 4,25 40 3,58 mm mm mm mm mm mm mm mm m/s mm B Bộ truyền bánh răng nghiêng trục II và III, có hai cặp bánh răng nghiêng giống nhau do đó ta chỉ xét một cặp bánh răng nghiêng với công suất P2n = 2,99 KW và số vòng quay n2 = 405,03 vg/ph mo men xoắn T2n = 70499,72 Nmm và tỷ số truyền u2 = 2,79 1 Chọn vật liệu Chọn vật liệu làm bánh răng nhỏ là thép 45x, tôi cải thiện, có độ rắn r1=240HB, giới hạn bền... mm 4 Xác định các thông số ăn khớp mô đun bánh răng xác định theo công thức: m = (0,01 0,02)aW => m = (0,01 0,02).132,20 = (1,32 2,64) mm trị số mô đun lấy theo tiêu chuẩn, u tiên dãy 1, ta chọn m = 2 vì là bánh răng thẳng nên = 0 Số răng bánh răng nhỏ xác định theo công thức: Z1 = = = 29 => Z2 = u1.Z1=29.3,58 = 104 tỷ số truyền theo số răng bánh 1 và bánh 2 là: u1' = Z2/Z1 = 104/29 = 3,59 sai lệch... nằm bên trục I dài l1 ,= L/2 = 50 mm căn cứ vào bảng 10.3 và 10.4 để tính khoảng cách lki trên trục thứ k từ gối đỡ O đến chi tiết quay thứ i và kết hợp hình 1 ta chọn khoảng cách giữa hai chi tiết k1 = 15 mm; bề dày của hộp giảm tốc là: t = bi+2.k2i; trong đó bề chiều rộng ổ lăn và k2i là khoảng cách từ mặt nút đến thành trong của hộp trục II có b2 =19 mm; ta chọn k22 = 10 mm => t = 39 mm trục I có... Dựa vào đờng kính trục, sử dụng bảng 10.2 để chọn chiều rộng ổ lăn tơng ứng với các trục là: b1 = 15mm; b2 = 19mm; b3 = 21mm; b4 = 33mm; chiều rộng vành răng và may ơ đã tính phần bánh răng, ta có: l1t = bw1 = l2t = l2n = bw2 = l3n = l = 40 mm; b Xác định chiều dài phần nửa nối trục, ta chọn nối trục đĩa, bao gồm hai đĩa may ơ , mỗi đĩa lắp trên đoạn cuối của trục bằng mối ghép then hai nữa đĩa nối với... điều kiện bánh răng thẳng có vát mép đầu răng tra bảng 6.16 ta có: g = 56 do đó: VH = 0,002.56.1,42= 1,07 m/s từ (13n) ta có: KHV = 1= 1,02 từ (8n) suy ra: = 393,15 MPa ta xét: ZR.ZV.KXH ZR hệ số kể đến độ nhám mặt răng làm việc,với cấp chính xác mức làm việc êm là cấp 8, khi đó gia công với độ nhám Ra = 2,50 1,25 m, do đó ZR = 0,95; với dw < 700mm tức là dw1, dw2 < 700 mm => KXH =1; ZV là hệ số ảnh... > 29,36 mm; => dB = dD = 30 mm; dC = 32 mm; c Trục III có hai bánh răng và một bánh đai bánh răng 1: Ft1 = = 2.179592,89/191,56 = 1875,06 N Fr1 = Ft1.= 1875,06.tg22,330/cos100 = 782,04 N; Fa1 = Ft1.tg= 1875,06.tg100 = 330,62 N Bánh răng 2 tơng tự : Ft11 =Ft2; Fr1 = Fr2; Fa1 = Fa2 Bánh xích: F1= 2994,06 N; F2 = 157,52 N; Fn = F1+F2 = 3152,58 N momen trên bánh: Mt1 = Mt2 = T3 = 179592,89 Nmm Mn = (F1-F2)d1x/2(2994,06-158,54)253,32/2... 2.128/(2,82+1) = 67,02 mm KH hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, KH = KHB.KHV (12n) trong đó: KHB = 1,07 là hệ số kể đến sự phân bố không điều tải trọng ăn khớp vận tốc vòng: V === 1,42 m/s tra bảng 6.13 và 6.14 ta chọn cấp chính xác động học là cấp 9 và cấp chính xác mức làm việc êm là cấp 8 =>= 1,05 KHV là hệ số kể đến tải trọng động, xuất hiện trong vùng ăn khớp, trị số KHV tính theo công thức: KHV =... 1,02;=1 vì đây là bánh răng thẳng KH = KHB.KHV KHV là hệ số kể đến tải trọng động, xuất hiện trong vùng ăn khớp, trị số KHV tính theo công thức: KHV = 1+(VH.bW.dW1)/(2.T1.KHB) (10) đờng kính vòng lăn bánh nhỏ là : dW1 = Z1.m = 29.2 = 58 mm; bW = Yba.a = 0,3.133 = 39,9 mm, ta lấy dW = 40 mm vận tốc vòng: V = = = 4,25 m/s dựa vào bảng 6.13 và V < 6 m/s, ta chọn cấp chính xác động học là cấp 8 dựa vào