Đồ án nguyê lý chi tiết máy hộp giảm tốc khai triển

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 1.1 Chọn động điện: 1.1.1.Xác định công suất trục động điện: Công suất truyền trục làm việc: Plv = F v 13500.0,28 = = 3,78( kw) 1000 1000 Plv η Pyc Công suất yêu cầu: = Hiệu suất truyền động: η = η1.η η3 = η k ηol4 ηbr2 η x (công thức 2.9 trang 19 tài liệu [1]) Từ bảng 2.3 trang 19 tài liệu [1] ta có: ηx Hiệu suất truyền xích: ηk Hiệu suất nối trục di động: η ol Hiệu suất cặp ổ lăn: Hiệu suất truyền bánh trụ: => η= Pyc Ta được: η br 1.0,994.0,972.0,96 = 0,868 Plv = η = 3,78 ≈ 4,36 (kw) 0,868 Ptd Công suất tương đương: = 0,96 Pyc β = =1 = 0,99 =0,97 Hệ số tải trọng thay đổi: β = T12 t1 + T22 t = tck => Ptd = 12.3,5 + 0,66 2.4 ≈ 0,6553 Plv β = 4,36.0,6553 ≈ 2,86 (kw) 1.1.2.Số vòng quay sơ động điện: nsb = nlv ut Ta có số vòng quay sơ : nlv ut : Số vòng quay trục máy công tác : Tỉ số truyển hệ dẫn động Số vòng quay trục máy công tác (đĩa xích): nlv = 60000.v 60000.0,28 = ≈ 17,6 π D π 304 (vòng/phút) ut = u h u x Tỉ số truyển hệ dẫn động : Theo bảng 2.4 ( TKHDDI) tỉ số truyển nên dùng cho truyền hệ: uh = 14 ; ux =3 ut = u h u x = 14.3 = 42 Vậy: 1.1.3:Chọn động n sb = nlv u t = 17,6.42 ≈ 739,2 (vòng/phút) (3) Chọn động phải thỏa mãn yêu cầu sau: Pđc ≥ Ptc nđb ≥ nsb Tk T ≥ mm Tdn T1 Tra bảng P1.1 đến P1.7 ta chọn động có thông số thoản mãn sau: Kiểu động 4A132M8Y3 Công suất (Kw) Vận tốc quay(v/p) cosφ η% Tmax Tdn Tk Tdn 5,5 716 0,74 83 2,2 1,8 1.2 Phân phối tỷ số truyền: 1.2.1Tỷ số truyền: ut = n đc 716 = ≈ 40,7 n lv 17,6 1.2.2Phân tỷ số truyền hệ dẫn động: u t = u n u h Với un = ux = (đã chọn) uh = => u t 40,7 = = 13,57 un Mặt khác uh = u1.u2 Theo công thức thực nghiệm ta có: u1 = (1,2 ÷ 1,3)u => 1,3 u 22 Chọn u1 = 1,3u2 ≈ = 13,57 => u2 3,23 => u1 = 1,3.3,23 = 4,2 1.2.3 Tính lại giá trị un theo u1 u2 hộp giảm tốc Un = ut 40,7 = ≈3 u1 u 4,2.3,23 1.2.4.Xác định công suất, moment số vòng quay trục: Dựa vào Pct sơ đồ hệ dẫn động:  Công suất trục: p3 = plv 3,78 = = 3,82 (kw) η k η ol 0,97.0,99 p2 = p3 3,82 = ≈ 3,98 η br η ol 0,97.0,99 p1 = (kw) p2 3,98 = = 4,15(kw) η br η ol 0,97.0,99 pđc = p1 4,15 = ≈ 4,23(kw) η ol η ol 0,99.0,99  Số vòng quay trục: n1 = nđc = 716 (v/ ph) n2 = n1 716 = = 170,48(v / ph) u1 4,2 n3 = n2 170,48 = = 52,78(v / ph) u2 3,23 nmct = n1 52,78 = ≈ 17,6(v / ph) un  Momen xoắn trục: T1 = 9,55.10 p1 4,15 = 9,55.10 = 55352( Nmm) n1 716 T2 = 9,55.10 p2 3,98 = 9,55.10 = 222953( Nmm) n2 170,48 T3 = 9,55.10 p3 3,82 = 9,55.10 = 691190( Nmm) n3 52,78 Tmct = 9,55.10 pmct 4,23 = 9,55.10 ≈ 2295256( Nmm) nmct 17,6 Tđc = 9,55.10 pđc 5,5 = 9,55.10 ≈ 73358,94( Nmm) nđb 716 Vậy kết tính toán thu là: Trục Động I II III Máy công Thông số tác Công suất P(kw) 5,5 Tỷ số truyền u Số vòng quay 4,15 3,98 4,2 3,82 3,23 3,78 n (v/ph) Momen xoắn 716 716 107,48 52,78 17,6 T (Nmm) 73359 55352 222953 691190 2295256 PHẦN II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH 2.1 Chọn loại xích:  Vì tải trọng xích va đập, vận tốc thấp nên chọn xích lăn Chọn xích lăn có dãy 2.2 Xác định thông số xích truyền: Với ux = (đã chọn) Theo bảng 5.4 tài liệu [1] ta chọn số đĩa xích nhỏ z1 = 25 Số đĩa xích lớn: z2 = ux.z1 = 3.25 = 75< zmax = 120 Theo công thức 5.3 tài liệu [1] ta có công thức tính toán: Pt = P.k.kz.kn z1 = 25 => kz = 25/z1 = Chọn n01 = 50 (vg/ph) => kn = n01/nIII = 50/52,78 = 0,95 Theo công thức 5.4 bảng 5.6 tài liệu [1] ta có: K = k0.ka.kđc.kbt.kđ.kc K0 = (tâm đĩa xích so với phương ngang k = 0,8.1,2.1,25.1.1.1 = 1,2 Thay vào công thức 5.3 ta được: Pt = 3,82.1.1,2.0,95=4,36 (kw) Theo bảng 5.5 với k01, xích dãy Ta chọn bước xích p= 31,75 (mm) Khoảng cách trục: a = 40.p = 40.31,75 = 1270 mm Theo công thức 5.12 tài liệu [1] ta có số mắt xích: 2a z1 + z ( z − z1 ) p x= + + p 4π a x= 2.1270 (25 + 75) (75 − 25) 31,75 + + ≈ 131,59 31,75 4.3,14 1270 Lấy số mắt xích chẵn: x = 132 (mắt) Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13 tài liệu [1] ac = a + 0,5(xc – x)p = 1270 + 0,5(132 – 131,59).31,75 = 1276,5 (mm) Để xích không chịu lực căng lớn ta giảm a lượng ∆a = 0,003.a = 0,003.1276,5= 3,83(mm) Do a = 1276,5- 3,83 = 1272,67 (mm) Số lần va đập xích theo công thức 5.14 tài liệu [1] i= z1 n3 25.52,78 = ≈ 0,67 ≤ [ i ] = 15 15.x 15.132 ∆a 2.3 Kiểm nghiệm xích độ bền: s= Theo công thức 5.15 tài liệu [1]: Q k đ Ft + F0 + Fv Theo bảng 5.2 tài liệu [1] ta có tải trọng phá hỏng Q = 88,5 (kN) Khối lượng mét xích q1 = 3,8 kg Kđ = 1,2 (chế độ làm việc trung bình) v= z1 p.n3 25.31,75.52,78 = = 0,7(v / ph) 60000 60000 ⇒ Ft = 1000.P 1000.3,82 = ≈ 5457( N ) v 0,7 Fv -lực căng lực li tâm sinh ra: Fv = q.v2 =3,8.0,72 1,86 (N) F0 -lực căng nhánh xích bị động sinh ra: F0 = 9,81.kf.q.a Với f = 0,015.a = 0,015 1272,67= 19,1 Lấy kf = (vì góc nghiêng đường nối tâm < 600) => F0 = 9,81.2.3,8 1,27267 (N) s= Do đó: 88500 = 13,3 1,2.5457 + 94,9 + 1,86 Theo bảng 5.10 với n = 50 vg/ph, [s] = s > [s] : truyền xích đảm bảo đủ bền 2.4 Đường kính đĩa xích: Theo công thức 5.17 bảng 13.4 : d1 = p 31,75 = = 253,3(mm) π 180 sin( ) sin( ) z1 25 d2 = p 31,75 = = 758,2(mm) π 180 sin( ) sin( ) z2 75 π da1 = p[0,5 + cotg( /z1)] = 267,2 (mm) π da2 = p[0,5 + cotg( /z2)] = 773,4 (mm) df1 = da1– 2r = 267,2 – 2.9,63 =247,96 (mm) df2 = da2 – 2r = 773,4 – 2.9,63 =763,77 (mm) với r = 0,5025d1 + 0,05 = 0,5025.19,05 + 0,05 = 9,63 (theo bảng 5.2) Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc đĩa xích: theo công thức 5.18 tài liệu [1] ta có: σ H = 0,47 k r ( Ft k đ + Fvđ ) E / A.k d ≤ [σ H ] Trong đó: Kr : Hệ số xét đến ảnh hưởng số đĩa xích Kr1 = 0,42 ứng với Z1 = 25 Kr2 = 0,2 ứng với Z2 = 75 Kd = truyền xích dãy Kđ = 1,2 hệ số tải động Fvd : lực va đập dãy xích:(N) Fvd = 13.10-7 n3.p3.m = 13.10-7 52,78.1.31,753 2,2 (N) E: Mođun đàn hồi: E = 2,1.105 Mpa A = 262 diện tích chiếu lề (tra theo bảng 5.12 tài liệu [1]) [σ H ] ứng suất tiếp xúc cho phép tra theo bảng 5.11 tài liệu [1] Ứng suất tiếp xúc đĩa xích I II III 25 - 25 30 40 30 35 - 25 40 60 25 30 75 75 4.4 Tính kiểm nghiệm độ bền mỏi: 4.4.1: Vật liệu làm trục Thép C45 thường hóa có: σb = 600 Mpa σ −1 = 0,436.σ b = 0,436.600 = 261,6 Mpa τ −1 = 0,58.σ −1 = 0,58.261,6 = 151,73 Mpa ψ σ = 0,05; ψ τ = Theo bảng 10.7 tài liệu [1]: 4.4.2: Điều kiện kiểm tra trục vừa thiết kế độ bền mỏi: Theo công thức 10.19 tài liệu [1]: S σj Sτj Sj = S +S σj τj ≥ [S] Trong đó: [S] = 1,5…2,5 hệ số an toàn cho phép S σj : Hệ số an toàn xét riêng ứng suất pháp Theo công thức 10.20 tài liệu [1]: S σj = σ −1 K σdj σ aj + ψ σ σ mj Sτj : Hệ số an toàn xét riêng ứng suất tiếp tiết diện J Theo công thức 10.21 tài liệu [1]: Sτj = τ −1 K τdj τ aj + ψ τ τ mj Các trục hộp giảm tốc quay, ứng suất tiếp thay đổi theo chu kỳ đối xứng Do theo công thức 10.22 tài liệu [1]: σ mj = 0; σ aj = σ max j = Mj Wj Vì trục I quay chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động Do theo công thức 10.23 tài liệu [1]: τ mj = τ aj = τ max j T = j 2.Woj 4.4.3 Xác định hệ số an toàn tiết diện nguy hiểm: Dựa vào kết cấu biểu đồ mômen trục, ta thấy tiết diện nguy hiểm cần kiểm tra độ bền mỏi: Trục I: tiết diện lắp ổ lăn tiết diện lắp bánh thẳng nhỏ Trục II: tiết diện lắp bánh thẳng lớn tiết diện lắp bánh nghiêng nhỏ Trục III: tiết diện lắp bánh nghiêng lớn tiết diện lắp ổ trượt 4.4.4 Chọn lắp ghép: Các ổ lăn lắp ghép trục theo kiểu k6, lắp đĩa xích, nối trục, bánh theo kiểu k6 kết hợp lắp then Kích thước then bằng, trị số mômen cản uốn mômen xoắn ứng với tiết diện sau: (kích thước then tra theo bảng 9.1; trị số mômen cản uốn mômen xoắn tương đương tra theo bảng 10.6 tài liệu [1]) πd 3j b.t1.( d j − t1 ) Wj = − 32 2.d j Woj = Tiết diện ổ lăn BRTN πd 3j 16 − b.t1 ( d j − t1 ) 2d j Đường kính trục d (mm) 25 30 b×h t1 Wj (mm3) Woj (mm3) 8x7 8x7 4 1250,96 2288,84 2784,17 4938,21 BRTL BRNN BRNL ổ lăn ổ trượt 35 40 60 75 75 10x8 12x8 18x11 20x12 20x12 K σaj 5 7,5 7,5 3564,25 5361,25 18245,55 36840,23 36840,23 7771,36 11641,25 39440,55 78236,12 78236,12 Kτaj 4.4.5 Xác định hệ số tiết nguy hiểm: Theo công thức 10.25 10.26 tài liệu [1]: Kσdj Kτdj  Kσ   + K x − 1 ε  = σ Ky  Kτ   + K x − 1 ε  = τ Ky Các trục gia công máy tiện Tại tiết diện nguy hiểm yêu cầu đặt µm Ra = 2,5…0,63 Theo bảng 10.8 tài liệu [1] hệ số tập trung ứng suất trạng thái bề mặt kx = 1,06 Không dung phương pháp tăng bề mặt nên ky = Dùng dao phay ngón để gia công rãnh then nên từ bảng 10.12 tài liệu [1] ta có: K σ = 1,76 Kτ = 1,54 Theo bảng 10.10 tài liệu [1] ta có thông số sau: Tiết diện ổ lăn Đường kính trục d(mm) 25 εσ εσ 0,92 0,89 BRTN BRTL BRNN BRNL ổ lăn ổ trượt 30 35 40 60 75 75 0,88 0,88 0,85 0,81 0,76 0,76 Kσ εσ 0,81 0,81 0,78 0,76 0,73 0,73 Kτ ετ Theo bảng 10.11 tài liệu [1] ta tra lắp căng tiết diện nguy hiểm Kết tính toán ghi bảng sau: Tiết d Kτ Kσ K σd Kτd S Sτ σ aj τ aj σ diện (mm) ε ε σ ổ lăn BRTN BRTL BRNN BRNL ổ lăn ổ trượt 25 30 35 40 60 75 75 S τ Rãnh Lắp Rãnh Lắp then căng then căng 1,91 2,4 1,73 2,11 1,97 1,79 10,2 6,44 2,4 1,9 2,11 2,06 1,96 3,2 13,8 2,4 1,9 2,11 2,06 1,96 2,46 2,69 2,07 2,4 1,97 2,11 2,13 2,03 2,05 3,9 2,17 2,4 2,02 2,11 2,23 2,08 3,52 4,16 2,32 2,4 2,11 2,11 2,38 2,17 8,27 2,38 2,32 2,4 2,11 2,11 2,38 2,17 6,28 13,05 39,5 51,58 60,03 33,36 13,29 13,17 5,6 28,69 19,15 17,52 29,33 29,33 Ta thấy tiết diện nguy hiểm trục đảm bảo an toàn độ bền mỏi 4.5 Kiểm nghiệm độ bền then: 5,44 3,12 1,81 1,81 2,68 2,29 - Với tiết diện dung mối ghép then ta tiến hành kiểm nghiệm mối ghép τc σd đọ bền dập độ bền cắt Theo công thức 9.1 9.2 tài liệu [1]: σd = 2T ≤ [σ d ] d lt (h − t1 ) τc = 2T ≤ [τ c ] d lt b lt = (0.8 − 0.9)lm Với Tính chọn theo tính chất ta có chiều dài then cho bảng 9.1 tài liệu [1] Ta có bảng kiểm nghiệm then sau: Tiết d (mm) lt (mm) b × h t1 T (Nmm) σ τc d diện (Mpa) (Mpa) ổ lăn BRTN BRTL BRNN BRNL ổ lăn ổ trượt 25 30 35 40 60 75 75 35 42 52 52 60 105 105 8x7 8x7 10x9 12x11 18x16 20x12 20x12 4 5,5 5,5 7,5 7,5 73359 55352 222953 222953 691190 2295256 2295256 42,17 29,28 20,34 29,33 41,14 48,57 48,57 15,81 10.98 18,37 13,39 15,99 29,14 29,14 Trục I chọn then bảng 9.1a Trục II III chọn then cao bảng 9.1b, sử dụng hai then đặt cách 180° Theo bảng 9.5 tài liệu [1] với tải trọng va đập, dạng lắp cố định: [σ d ] = 50 ( Mpa ) [τ c ] = (20 30)( Mpa ) Vậy mối ghép then đảm bảo độ bền dập độ bền cắt PHẦN V: TÍNH TOÁN CHỌN Ổ 5.1 Trục I: F Fr =0 Xét tỷ số Fa = 0, nên ta chọn ổ bi đỡ dãy cho gối đỡ Dựa vào đường kính ngõng trục d0 = 25 mm Tra bảng P2.7 tài liệu [1] chọn ổ bi đỡ cỡ nặng có ký hiệu 405; đường kính d = 25 mm; Đường kính D = 80 mm; Khả tải trọng động C = 29,2 kN; Khả tải trọng tĩnh Co = 20,8 kN; B = 21 mm; r = 2,5 mm; đường kính bi = 16,67mm 5.1.1 Kiểm nghiệm khả tải động: Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ 0: Fr = X 12 + Y12 = 824,92 + 650,7 = 1050,67 ( N ) Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ 1: Fr1 = X 22 + Y22 = 642,98 + 203,55 = 674,43 ( N ) Vậy ta kiểm nghiệm với ổ chịu tải trọng lớn Fr = Fr0 = 1050,67 (N) Theo công thức 11.3 tài liệu [1]: Q = (V.X.Fr + Y.Fa).Kt.Kd Trong đó: Fr: Tải trọng hướng tâm (kN) Fa: Tải trọng dọc trục V: Hệ số kể đến vòng quay V = Kt: Hệ số kể đến ảnh hưởng nhiệt độ Kt = Kd: Hệ số kể đến đặc tính tải trọng, theo bangr11.3 tài liệu [1]: Kd = 1,2 X: Hệ số kể đến đặc tính tải trọng X = chịu lực hướng tâm Y: Hệ số tải trọng dọc trục y = Fa = => Q = (V.X.Fr + Y.Fa).Kt.Kd = (1.1.1,05067).1,2.1 = 1,2608 (kN) = 1260,8 (N) Khả tải trọng động theo công thức 11.1 tài liệu [1]: Cd = Qm L Với m = LH: tuổi thọ tính triệu vòng quay LH = K HE t Σ Theo bảng 6.4 tài liệu [1]: KHE = 0,125 LH = 0,125.18000 = 2250 C d = 1260,8.3 60.n.LH 60.716.2250 = 1260 , = 5789 ,22 ( N ) 10 10 Vậy Cd = 5789,22(kN) < C = 29,2 (kN) Khả tải trọng động ổ lăn đảm bảo 5.1.2 Kiểm nghiệm khả tải tĩnh: Ta có Fa = 0, theo công thức 11.19 tài liệu [1] Qt1 = X0.Fr (X0 = 0,6 theo bảng 11.6 tài liệu [1]) = 0,6.1,2608 = 0,756 (kN) Qt2 = Fr =1,2608 (kN) Q0 = max[Qt1; Qt2] = 1,2608 (kN) < C0 = 20,8 (kN) Vậy khả tải tĩnh ổ lăn đảm bảo 5.2 Trục II: Để bù lại sai số góc nghiêng răng, đảm bảo cho cặp ăn khớp ta chọn ổ trụ ngắn đỡ kiểu 2000 Dựa vào đường kính ngõng trục d0 = 30 (mm) Tra bảng P2.8 tài liệu [1] chọn ổ trụ ngắn đỡ 2306 có: d = 30 (mm); D = 72 (mm); Khả tải động C = 30,2 (kN); Khả tải tĩnh C0 = 20,6 (kN) 5.2.1 Kiểm nghiệm khả tải động: Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ 1: Fr = Fr1 = X 12 + Y22 = 3917,26 + 3206,34 = 5062,16 ( N ) = 5,06216 (kN ) Lực dọc trục Fa = 2703,7 (N); X = 3; Y = 4; Vì vòng quay nên V = 1, nhiệt độ < 1050 C nên Kt = 1; Hộp giảm tốc có công suất tương đối nhỏ nên Kd = 1,2 Theo công thức 11.6 tài liệu [1] Tải trọng động quy ước: Q = V.Fr.Kt =1.5062,16.1,2 = 6074,6 (N) Khả tải trọng động quy ước xác định theo công thức 11.1 tài liệu [1]: 60.n.LH 60.107,48.2250 6074,6.3 = 5062,16.3 = 12346,85 ( N ) m Cd = Q L 10 10 = Thấy Cd < C = 30,2 (kN) khả tải động ổ lăn đảm bảo 5.2.2 Kiểm tra khả tải tĩnh ổ: Ta có Fa = 2703,7, theo công thức 11.19 tài liệu [1] Qt1 = X0.Fr + Y0.Fa (X0 = Y0 = 0,5 theo bảng 11.6 tài liệu [1]) = 0,5.5062,16 + 0,5.2703,7 = 3882,98 (N) Qt2 = Fr =5062,16 (N) = 5,06216 (kN) Q0 = max[Qt1; Qt2] = 5,06216 (kN) < C0 =20,6 (kN) Vậy khả tải tĩnh ổ lăn đảm bảo 5.3 Trục III: Vì tải trọng nhỏ chịu lực hướng tâm, tổng lực dọc trục Fa = 2703,7 N, nên ta sử dụng ổ đũa trụ ngắn đỡ cho gối đỡ Với đường kính ngõng trục d0 = 40 mm Theo bảng P2.7 tài liệu [1] ta chọn ổ bi đỡ cỡ trung hẹp 2308 có d = 40 (mm); D = 90 (mm); Khả tải động C = 41 (kN); Khả tải tĩnh C0 = 28,5 (kN) 5.3.1 Kiểm nghiệm khả tải động: Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ 1: Fr = Fr1 = Fx231 + Fy231 = 2783,74 + 2922,88 = 4036,39 ( N ) = 4,03639 (kN ) Lực dọc trục Fa = 2703,7 (N), theo công thức 11.3 tài liệu [1]: X = 3; Y = 4; vòng quay nên V = 1; Nhiệt độ < 1050 C nên Kt = 1; công suất nhỏ nên Kd = 1,2 Q = X.V.Fr.Kt.Kd = 3.1.4,03639.1,2 = 14,53 (kN) Khả tải trọng động ổ xác định theo cong thức 11.1 tài liệu [1]: 60.n.LH 60.52,78.2250 14,53.3 = 14 , 53 = 27,96 (kN ) m Cd = Q L 10 10 = Thấy Cd < C=41 nên khả tải động ổ đảm bảo 5.3.2 Kiểm tra khả tải tĩnh: Ta có Fa = 2703,7, theo công thức 11.19 tài liệu [1] Qt1 = X0.Fr + Y0.Fa (X0 = Y0 = 0,5 theo bảng 11.6 tài liệu [1]) = 0,5.4,03639 + 0,5.2,7037 = 3,37 (kN) Qt2 = Fr = 4,03639 (kN) Q0 = max[Qt1; Qt2] = 4,03639 (kN) < C0 =28,5(kN) Vậy khả tải tĩnh ổ lăn đảm bảo PHẦN VI: TÍNH CHỌN KHỚP NỐI Dựa vào mômen xoắn tính, tra bảng 16.10a tài liệu [2]được D0 = 71 mm; z = 6; dc = 10; l3 = 15 ; l0 = 36 Theo bảng 16.1 tài liệu [2] k =1,5 Ứng suất dập vòng đàn hồi xác định theo công thức 69 tài liệu [2], σd = 2.k T 2.1,5.55352 = = 2,6 Mpa z.D0 d c l3 6.71.10.15 σ d < [σ d ] = (2 4) Mpa Ta thấy: Ứng suất dập chốt: k T l0 1,5.55352.36 σu = = = 70,165 Mpa z.D0 d c3 0,1 6.71.103.0,1 Ta thấy: σ u < [σ u ] = (60 80 ) Mpa PHẦN VII: THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC VÀ CÁC BỘ PHẬN KHÁC 7.1 Tính kết cấu vỏ hộp: Vỏ hộp hộp giảm tốc có nhiệm vụ đảm bảo vị trí tương đối chi tiết phận máy, tiếp nhận tải trọng chi tiết lắp vỏ truyền tới , đựng dầu bôi trơn, bảo vệ chi tiết may tránh bụi bặm Chỉ tiêu hộp giảm tốc độ cứng cao khối lượng nhỏ, vật liệu nên dùng hộp giảm tốc GX15-32 7.2 Kết cấu vỏ hộp giảm tốc: (theo bảng 18.1 tài liệu [2]) Các kích thước chủ yếu vỏ hộp:  Chiều dày: δ = 0,03.a + δ Thân hộp: = 0,03.112 + = 6,36 lấy = mm δ = 0,9.δ δ1 Nắp hộp: = 0,9.8 = 7,2 mm lấy = mm  Gân tăng cứng: e = (0,8 ÷ 1)δ Chiều dày: = mm Chiều cao: h < 58 mm Độ dốc: 20  Đường kính: Bulông nền: d1 > 0,04.a + 10 = 0,04.112 + 10 =12,48 mm > 12 mm Lấy d1 = 15 mm Bulông cạnh ổ: d2 = (0,2…0,8)d1 = 10,5…12 mm lấy d2 = 12 mm Bulông ghép nắp bích thân: d3 = (0,8…0,9)d2 = 9,6…10,8 mm lấy d3 = 10 mm Vít ghép nắp ổ: d4 = (0,6…0,7)d2 = 7,2…8,4 mm lấy d4 = mm Vít ghép nắp cửa quan sát: d5 = (0,5…0,6)d2 = 6…7,2 mm lấy d5 = mm  Mặt bích ghép nắp thân: Chiều dày bích thân hộp: S3 = (1,4…1,8)d3 = 14…18 mm lấy S3 = 18 mm Chiều dày bích nắp hộp: S4 = (0,9…1)S3 = 17 mm Bề rộng bích nắp thân: K3 = K2 - (3…5) 36 mm  Đường kính gối trục: Đường kính tâm lỗ vít: D2, D3 tra theo bảng 18.2 tài liệu [2] Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ: K2 = E2 + R2 + (3…5) Tâm lỗ bulông cạnh ổ: E2 = 1,6d2 = 16 mm => K2 = 19 + 16 + (3…5) = 38…40 mm lấy K2 = 40 mm C≈ Khoảng cách từ tâm bulông cạnh ổ đến tâm ổ: D3 ≥ cho k 1,2d2; k khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ: Trục D D2 D3 D4 h d4 I 62 75 90 52 M6 II 47 60 70 37 M6 III 62 75 90 52 M6  Mặt đế hộp: (khi có phần lồi) S1 = (1,4…1,7)d1 = 21…25,5 mm lấy S1 = 24 mm S2 = (1…1,1)d1 = 15…16,5 mm lấy S2 = 16 mm Bề rộng mặt đế hộp: k1 = 3.d1 = 45mm; q ≥ z 4 δ k1 + = 53 mm chọn q = 62 mm  Khe hở chi tiết: Giữa bánh với thành hộp: ∆ = 10 mm ∆1 Giữa đỉnh bánh lớn với đáy hộp: = 40 mm ∆2 Giữa mặt bên bánh với nhau: = 10 mm  Số lượng bulông nền: Z = 7.3 Một số kết cấu khác: 7.3.1 Bulông vòng: Được tra theo bảng 18.3a 18.3b tài liệu [2] Ren d d1 d2 d3 d4 d5 h M8 36 20 20 13 18 ≥ f B c X R r1 l 18 10 1,2 2,5 7.3.2 Chốt định vị: Chốt định vị hình côn d = mm; chiều dài l = 36 mm; c = 1,2 mm; 7.3.3 Cửa thăm: ∆ h1 r2 h2 Q 160 = 1:50 B K A A A B A1 B1 C K R Vít 100 75 150 100 125 87 12 M8 2 × s.lượn g 7.3.4 Nút thông hơi: A M27 L 10 × B 15 C 30 D 15 E 45 G 36 H 32 I M N 22 O P 32 Q 18 R 36 S 32 K 7.3.5 Nút tháo dầu: d M20 × b 15 m f 7.3.6 Que thăm dầu: 7.3.7 Vòng chắn dầu: L 28 c 2,5 q 17,8 D 30 S 22 D0 25,4 PHẦN VIII: DUNG SAI LẮP GHÉP Dựa vào kết cấu làm việc, chết dộ tải chi tiết hộp giảm tốc mà ta chọn kiểu lắp ghép sau: Dung sai lắp ghép bánh răng: Chịu tải vừa , thay đổi va đập nhẹ ta chọn kiểu lắp trung gian H7/k6 Dung sai lắp ghép ổ lăn: Khi lắp ổ lăn ta cần lưu y: - Lắp vòng trục theo hệ thống lỗ, lắp vòng vào vỏ theo hệ thống trục - Để vòng ổ không trơn trựơt theo bề mặt trục lỗ hộp làm việc, chọn kiểu lắp trung gian có độ dôi cho vòng quay - Đối với vòng không quay ta sử dụng kiểu lắp có độ hở Chính mà lắp ổ lăn lên trục ta chọn mối ghép k6, lắp ổ lăn vào vỏ ta chọn H7 Dung sai lắp vòng chắn dầu: Chọn kiểu lắp trung gian H7/js6 để thuận tiện cho trình tháo lắp Dung sai lắp vòng lò xo ( bạc chắn ) trục tuỳ động: Vì bạc có tác dụng chặn chi tiết trục nên ta chọn chế độ lắp có độ hở H8/h7 Dung sai lắp ghép then lên trục: Theo chiều rộng ta chọn kiểu lắp trục P9 kiểu lắp bạc D10 Bảng dung sai lắp ghép bánh răng: Mối lắp Sai lệch giới hạn Sai lệch giới hạn (μm) (μm) Nmax (μm) Smax(μm) ES es EI ei ∅21H7/k6 +21 +15 +2 15 23 ∅28H7/k6 +21 +15 +2 15 23 ∅30H7/k6 +21 +15 +2 15 23 +2 18 27 +25 +18 ∅34H7/k6 Bảng dung sai lắp ghép ổ lăn: Mối lắp ∅17k6 ∅20k6 ∅30k6 Sai lệch giới hạn Sai lệch giới hạn (μm) ES es +6 +12 +6 +15 +6 +15 (μm) EI ei -12 +1 -15 +2 -15 +2 Nmax (μm) 24 30 30 Smax(μm) - [...]... ổ và đầu bulông: hn = 15 • Xác định chi u dài mayơ theo công thức 10.10 tài liệu [1] Ta có: Chi u dài mayơ bánh răng trụ trên trục I lm11 = (1,2 1,5)d1 = (1,2 1,5).25 = 30 37,5 mm; Chọn lm11 = 35 mm Chi u dài mayơ bánh răng trụ và chi u dài mayơ bánh răng nghiêng trên trục II lm22 = (1,2 1,5)d2 = (1,2 1,5).45 = 45 67,5 mm; Chọn lm22 = lm23 =65 mm Chi u dài mayơ bánh răng trụ răng nghiêng trên trục... liệu [1] xác đinhj được chi u rộng ổ lăn lần lượt như sau: bo1 = 17 mm; bo2 = 25 mm; bo3 = 31 mm botb = (17 + 25 + 31)/3 = 24,3 mm 4.2.2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực: Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp: K1 = 8 Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp: K2 = 8 Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: K3 = 10 Chi u cao nắp ổ và đầu... toán Tỉ số truyền Số răng đĩa xích Số mắt xích Bước xích Khoảng cách trục Đường kính đĩa xích Đường kính đỉnh răng Đường kính chân răng Lực tác dụng lên trục Pt=436kw Ux=3 Số răng đĩa xích nhỏ z1=25 Số răng đĩa xích nhỏ z2=75 X=132 p = 31,75 mm 1272,67 mm d1=253,3 mm d2=758,2 mm da1=267,2 mm da2=773,4 mm df1=247,96 mm df2=763,77 mm Fr=6275,55 N PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC:... 260,1 (mm) εα = 1,75 Góc ăn khớp α wt = 20 0 Vận tốc vòng của bánh răng v= 2,32 (m/s) Ứng suất tiếp trên bề mặt làm việc σ H = 437 Mpa 3.3 Tính toán bộ truyền cấp chậm (bánh trụ răng nghiêng): Banh rang nghieng 3.3.1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục: a w 2 = K a (u + 1)3 TII K Hβ [σ H ] "2 u 2 ψ ba Trong đó: Ka: hệ số phụ thuộc vào vật liêu của cặp bánh răng và loại răng Tra bảng 6.5 tài liệu [1] ta... 67,5 mm; Chọn lm22 = lm23 =65 mm Chi u dài mayơ bánh răng trụ răng nghiêng trên trục III: lm33 = (1,2…1,5)d3 = 72…90 mm ; Chọn lm33 = 75 mm Chi u dài mayơ nửa khớp nối trục vòng đàn hồi: lmx = lm33 = 90 mm Chi u dài các đoạn trục: (khoảng cách từ gối đỡ 0 đến các chi tiết quay) l22 = 0,5.(lm22 + bo2) + K1 + K2 = 0,5(65 +25) + 8 + 8 = 61mm l23 = l22 + 0,5.(lm22 + lm23) + K1 = 61 + 0,5(65+ 65) + 8 = 134... σ F 2 K qt = 129,5 Mpa < [σ F 2 max ] = 360 Mpa Vậy thỏa mãn điều kiện biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng Khoảng cách trục Mô đun pháp Chi u rộng vành răng Tỉ số truyền Góc nghiêng của răng Số răng bánh răng Hệ số chỉnh dịch Đường kính chia Đường kính đỉnh răng aw = 161 (mm) m=2 bw = 48,3(mm) u1= 4,2 β= 0 z1= 31 z2= 130 x1= 0 d1= 62(mm) d2= 260(mm) da1 = 66 (mm) Đường kính đáy răng Đường... III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC: 3.1 Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép: Chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như sau: Cụ thể theo bảng 6.1 tài liệu [1] chọn: Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 241 ÷ 285, có σ b1 = 850 MPa , σ ch1 = 580 MPa Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 192 ÷ σ b2 240 , có = 750 MPa, σ ch 2 = 450 MPa Phân cấp tỷ số truyền: Uh = 13,57... trọng trên chi u rộng vành răng khi ψ bd = 0,53.ψ ba (u 2 + 1) = 0,53.0,3.( 3,23 + 1) = 0,67 tính về tiếp xúc Với: Tra bảng 6.7 tài liệu [1] ta được: KH a w 2 = 43(3,23 + 1)3 Lấy a w2 β = 1,27; β KF = 1,42 (ứng với sơ đồ 3) 222953.1,27 = 192,78 mm 495,4 2.3,23.0,3 = 193 mm 3.3.2 Xác định các thông số ăn khớp: Môđun: m = (0,01 0,02) a w2 = (0,01 0,02).144 = 1,93 3,86 Chọn môđun tiêu chuẩn của bánh răng... ⇒ α tw = 34 0 37 '' 47 ' 2.a w 2 2.193 Khoảng cách trục: aw2 = 193 mm, vì răng nghiêng nên không dịch chỉnh trục Môđun: m = 2 Chi u rộng vành răng: bw = ψ ba a w 2 = 0,3.193 = 57,9mm Số răng mỗi cặp bánh răng: Z1 = 40; Z2 = 129 Tỷ số truyền cấp chậm: Um = 3,23 Đường kính vòng chia: d1 = m Z1 40 =2 = 91.43mm cos β 0,875 d2 = m Z2 129 =2 = 294,86 mm cos β 0,875 Đường kính vòng lăn: d w1 = 2a w 2 2.193... đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp Theo bảng 6.5 tài liệu [1] có Zm = 274 Mpa1/3 ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Theo công thức 6.34 tài liệu [1] ZH = Zε 2 cos β b = sin 2α tw 2 cos 27 01"17 ' = 1,38 sin 2.34 0 37 '' 47' : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Theo công thức 6.36 tài liêu [1] εβ >1 ⇒ Z Vì: ε = 1 1 = = 0,8 εα 1,55 Vận tốc vòng của bánh răng: v= π d w1.n2 3,14.91,25.107,48