đồ án chi tiết máy hộp giảm tốc khai triển

đồ án chi tiết máy hộp giảm tốc khai triển liên hệ zalo 0929410984 để lấy code vẽ tự động hộp giảm tốc ( đề 2 Khai triển )

CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ TỈ SỐ TRUYỀN

Công Suất Tương Đương

Hiệu Suất Chung Của Hệ Thống Truyền Động

- Hiệu suất bộ truyền bánh răng

- Hiệu suất bộ truyền đai

Công Suất Cần Thiết Của Động Cơ

Tỉ Số Truyền Chung

- hệ truyền động cơ khí có bộ truyền đai thang và hộp giảm tốc khai triển 2 cấp ,tra bảng 2,4 [1] ta chọn :

- Ta chọn động cơ có

 Tra bảng P1.3 [1] ,ta chọn động cơ 4A100L2Y3

Kiểu động cơ Công suất

Kw Vận tốc quay , vg/phút

Phân Phối Tỷ Số Truyền

- Ta chọn với hộp giảm tốc banh răng trụ 2 cấp khai triển

Tính Toán Các Thông Số

7 Đồ Án Chi Tiết Máy Hướng Dẫn : Ths Lê Quang Vinh

1.7.2 Số quay vòng các trục

Theo Các Thông Số Vừa Chọn Ta Có Bảng Dặc Tín Kỹ Thuật Sau

Trục Động Cơ Trục 1 Trục 2 Trục 3 Trục Công Tác

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG BÊN NGOÀI HỘP GIẢM TỐC

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ ĐAI THANG THƯỜNG

 Bảng 4.13 [1] ta có các thông số của đai

Loại đai Kí hiệu Kích thước tiết diện mm Diện tích tiết diện A,mm 2 Đường kinh bánh đai nhỏ d1,mm

Chiều dài giới hạn bt b h L,mm Đai thang thường

2.1 Tính Đường Kinh Bánh Đai Nhỏ

 d1=1,2.dmin=1,2.1000 mm Theo tiêu chuẩn ta chọn d 1 = 125 mm

2.3 Giả Sử Ta Chọn Hệ Số Tương Đối Ξ =0,01

2.3.1 Đường Kinh Bánh Đai Lớn :

 là hệ số trượt tương đối chọn

 Theo tiêu chuẩn ta chọn

2.3.2 Tinh chinh xác tỉ số truyền u

Sai lệnh so với giá trị chọn trước 2% ≤ 3% thỏa điều kiện

2.4 Khoảng Cách Trục Nhỏ Nhất Xác Định Theo Công Thức

- Ta có thể chọn sơ bộ a = 0,95.d2 G5 mm khi u = 4

2.4.1 Chiều dài tinh toán của đai

- Theo bảng 4,13 [1] ,ta chọn đai có chiều dài L = 2240 mm =2,24 m

2.4.2 Tính chính xác khoảng cách trục a theo L chuẩn theo công thức

 thỏa điều kiện ($) Trong đó

2.5 Số Vòng Chạy Của Đai Trong Một Giây

2.6 Tính Góc Ôm Đai Theo Công Thức

 2.7 Tính Toán Các Hệ Số

2.7.1 Hệ Số Xét Đến Ảnh Hưởng Góc Ôm Đai Theo Công Thức

2.7.2 Hệ Số Xét Đến Ảnh Hưởng Của Vận Tốc

2.7.3 Hệ Số Xét Đến Ảnh Hưởng Của Tỷ Số Truyền U

2.7.4 Hệ Số Xét Đến Ảnh Hưởng Của Sự Phân Bố Không Đều Tải Trọng Giữa Các Dây Đai

 Chọn sơ bộ , z = 2 2.7.5 Hệ số xét Đến Ảnh hưởng của chế Độ tải trọng C r

Tải trọng Tinh Dao động nhẹ Dao động mạnh Va đập

2.7.6 Hệ Số Xét Đến Ảnh Hưởng Của Chiều Dài Đai L

2.8 Số Dây Đai Được Xác Định Theo Công Thức

- Trong đó = 3 kW khi d1 5 mm , v= 18,85 m/s 4,19 [1] Chọn Z=2 Đai

2.8.1 Chiều Rộng Các Bánh Đai Và Đường Kính Ngoài D Các Bánh Đai

Loại đai Kí hiệu Kích thước tiết diện mm Diện tích tiết diện A,mm 2 Đường kinh bánh đai nhỏ d1,mm

Chiều dài giới hạn L,mm bt b h Đai thang thường A 11 13 8 2,8 81 100-200 560-4000

2.9 Lực Căng Đai Ban Đầu

- Đối với đai thang chọn

2.9.1 - Lực căng mỗi dây đai

2.9.3 Lực vòng trên mỗi dây đai

Từ trên lấy vi phân

2.9.4 Hệ số tương đương bộ truyền đai thang

2.9.5 Hệ số ma sát nhỏ nhất để bộ truyền không bị trượt trơn

- Trong đó y là góc chen đai có giá trị tiêu chuẩn 40˚

2.9.6 Lực tác dụng lên trục

2.10 Ứng Suất Lớn Nhất Trong Dây Đai

 là ứng suất do lực căng ban đầu gây nên

 là ứng suất có ích sinh ra trong đai

2.11 Tuổi Thọ Đai Xác Định Theo Công Thức

- m = 8 chỉ số mũ của đường cong mỏi đối với đai thang

- giới hạn mỏi của đai thang

TÍNH TOÁN CHỌN NỐI TRỤC VÒNG ĐÀN HỒI

-Ta có moment xoắn T3 = 503526 (Nmm) = 503,526 (Nm)

Bảng thông số đai thang thường

1121 Giờ Đồ Án Chi Tiết Máy Hướng Dẫn : Ths Lê Quang Vinh

-Theo công thức (16-1) [TL2], ta có

-K: hệ số chế độ làm việc

-Theo bảng 16-1 [TL2], ta có k = 1,2 1,5 => chọn k = 1,2

-Theo bảng 16-10a [TL2]; T3 = 503,526 (Nm), ta chọn kích thước khớp nối như sau

 Bảng 1 Kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi

 Bảng 2 Kích thước cơ bản của vòng đàn hồi

2.1 Kiểm tra điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi

- Theo công thức trang 69 [TL2]

- [] : ứng suất dập cho phép của vòng cao su, có thể lấy [] = (2 4) (MPa)

=> = = 2,27 (MPa) < [] = (2 4) (MPa) (Thỏa điều kiện sức bền dập )

2.2 Kiểm tra điều kiện bền của chốt

- Theo công thức trang 69 [TL2]

- [] : ứng suất cho phép của chốt, có thể lấy [] = (60 80) (MPa)

=> Thỏa điều kiện bền của chốt

=> Chọn khớp nối đàn hồi có các thông số như trên được chấp nhận

2.3 Lực vòng tác dụng lên trục đàn hồi

2.4 Tải trọng phụ tác dụng lên trục đàn hồi

 Fkn = Fr = (0,1 0,3).Ft => Fr = 0,2 Ft = 0,2 7746,5 = 1549,3 (N)

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ HAI CẤP KHAI TRIỂN BÊN TRONG HỘP GIẢM TỐC (NGHIÊNG)

Chọn Vật Liệu Chế Tạo Bánh Răng

Do không có yêu cầu đặc biệt và để đảm bảo tính đồng nhất trong thiết kế, chúng ta lựa chọn vật liệu hai cấp cho bánh răng Theo bảng 6.1 [1], vật liệu nhóm I được chọn cho cả bánh răng chủ động và bánh răng bị động.

- Chọn Độ rắn bánh răng nhỏ( Bánh chủ động) là HB1: 245 HB

- Chọn Độ rắn bánh răng lớn( Bánh bị động) là HB2: 230 HB

Xác Định Ứng Suất Cho Phép

3.2.1 Giới hạn mỏi tiếp xúc tương đương tra bảng 6,2 [1]

3.2.2 Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử vẽ tiếp xúc:

3.2.3 Số chu kì làm việc tương đương:

Vật liệu Nhiệt luyện (MPa) (MPa) Độ rắn

Bánh bị động Thép 45 Tôi cải thiện 750 450 192÷240 Đồ Án Chi Tiết Máy Hướng Dẫn : Ths Lê Quang Vinh

- Nên ta có hệ số tuổi thọ: ��1 = ��2 = 1

3.2.4 Chọn giới hạn mỏi uốn:

3.2.5 Ứng suất tiếp xúc cho phép:

Với cấp nhanh sử dụng bánh răng nghiêng ,do đó theo 6.12 [1]

3.2.6 Ứng suất uốn cho phép tính theo công thức sau:

Với bộ quay 1 chiều , ta được :

3.2.7 Ứng Suất Quá Tải Cho Phép Theo 6,10 Và 6,11

Tính Toán Bộ Truyền Bánh Răng Cấp Nhanh Răng Nghiêng

3.3.1 Xác định khoảng cách trục sơ bộ

Theo công thức 6.15a tài liệu [I] ta có:

- K a = 43 Mpa1/3: hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng nghiêng bảng 6.5 [1]

- T 1= 55822 (Nmm): momen xoắn trên trục bánh chủ động

- Ta chọn �� = 0,3 tra bảng 6,6[1] ( �� á � �ℎ ă �� không đố � � ứ �� á � ổ �� ụ � )

- Ứng với �� vừa chọn tra bảng 6.7 [1] sơ đồ 3 ta có: �� = 1,095

 Với kết quả a w tính được ta chọn khoảng cách trục theo tiêu chuẩn là a w = 125 mm

3.3.2 Xác Định Các Thông Số Ăn Khớp

- Theo 6,17 [1] Môđun răng m n = (0,01 ÷ 0,02)aw = (1,25 ÷ 2,50) mm, theo bảng trị số tiêu chuẩn ta

- Chọn sơ bộ góc nghiêng răng β = 15 0 (8 0 ≤ � ≤ 20 0 )

3.3.3 Số răng bánh nhỏ là:

3.3.5 Do đó tỉ số truyền thực:

3.3.6 Tính lại góc nghiêng răng

3.3.7 kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc

- Z M = 274 Mpa1/2 tra bảng 6,5[1]: hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp

- Z H: hệ số kể đến hình dạng tiếp xúc, theo công thức ta có:

3.3.8 Hệ số trùng khớp dọc

3.3.9 Hệ số trùng khớp ngang

Zε: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, xác định như sau

3.3.10 Trong đó đường kính vòng lăn bánh chủ động

3.3.11 Theo công thức (6.40) tài liệu [I] , vận tốc vòng của bánh chủ động:

3.3.12 xác định thông số hình học của bộ truyền

Thông số hình học của hệ thống bánh dẫn và bánh bị dẫn được tính toán với các kích thước cụ thể như sau: Đường kính vòng chia của bánh dẫn là 51,65 mm, trong khi bánh bị dẫn có đường kính vòng chia là 198,34 mm Đường kính vòng đỉnh của bánh dẫn đạt 55,65 mm, còn bánh bị dẫn là 202,34 mm Đường kính vòng đáy của bánh dẫn là 46,61 mm, và bánh bị dẫn là 193,34 mm Cuối cùng, đường kính vành răng của bánh dẫn là 43,5 mm.

Với v =1,966 (m/s) < 4(m/s) theo bảng 6.13 tài liệu [I] dùng cấp chính xác 9,

(mm) Theo công thức 6.41 tài liệu [I]:

Với δH= 0,002: hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15 [1]); g0s: hệ Số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng bánh 1 và 2 (bảng 6.16 [1]).

Theo bảng 6,18, với vận tốc v = 1,966 m/s nhỏ hơn 5 m/s, ta có Zv = 1 Cấp chính xác động học được chọn là 9, trong khi cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 Để đạt được độ nhám Ra từ 2,5 đến 1,25, ta có ZR = 0,95 khi da nhỏ hơn 700mm và KxH = 1 Do đó, áp dụng công thức (6,1) và (6,1a) sẽ cho kết quả chính xác cần thiết.

Như vậy ta có σH > [σH] , do đó cần tăng khoảng cách trụa a w và tiến hành kiểm nghiệm lại ,kết quả được

Tính Lại Với a w = 130 mm

- Theo 6,17 [1] Môđun răng m n = (0,01 ÷ 0,02)aw = (1,25 ÷ 2,50) mm, theo bảng trị số tiêu chuẩn ta

Thông số hình học của hệ thống bánh răng được xác định như sau: Đường kính vòng chia của bánh dẫn là 53,7 mm, trong khi bánh bị dẫn có đường kính vòng chia là 206,6 mm Đường kính vòng đỉnh của bánh dẫn đạt 57,7 mm, còn bánh bị dẫn là 210,6 mm Đường kính vòng đáy của bánh dẫn là 48,7 mm và bánh bị dẫn là 201,46 mm Cuối cùng, đường kính vành răng của bánh dẫn là 45 mm.

- Với v =2,044 (m/s) < 4(m/s) theo bảng 6.13 tài liệu [I] dùng cấp chính xác 9,

Với δH= 0,002: hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15 [1]); g0s: hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng bánh 1 và 2 (bảng 6.16 [1]).

Vậy KH=KHβ KH∝ KHV= 1,095.1,13.1,026= 1.2695

Kiểm Nghiệm Răng Về Độ Bền Uốn

- bw: Bề rộng vành răng là 39 mm

- Yε = 1/1,669 :Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

Xác định số răng tương đương

Theo bảng 6.7 [1] , 1,205; theo bảng 6,14 [1] với v= 2,044 ( m/s) < 2,5 (m/s) và cấp chính xác 9 , ,theo công thức 6.47[1] hệ số

 ==5,2 (m/s) Trong đó 0,006 theo bảng 6,15 [1] theo bảng 6.16 {1] ,do đó theo công thức 6,46 [1] ta có

- Hệ số dạng răng hệ số dịch chỉnh x=0

- Đối với bánh bị dẫn Với hệ số kích thước khi tôi bề mặt và thấm nito : ( bánh răng phay ); ( do đó theo 6,2 và 6,2a [1] ta có

3.6.1 Độ bền uốn tại chân răng

 Vậy bộ truyền thỏa mãn độ bền uốn

Kiểm Nghiệm Răng Về Quá Tải

3.7.1 Hệ số quá tải với

Theo 6,48 [1] ,ta có ứng suất tiếp quá tải

Theo công thức 6,49 [1] ta có

- Thời gian phục vụ 3 năm

- Quay một chiều làm việc 3 ca mỗi ca làm việc 8 giờ mỗi năm làm việc 180 ngày :

BẢNG THÔNG SỐ VÀ KÍCH THƯỚC BỘ TRUYỀN CẤP NHANH

Thông số Giá trị Đơn vị Khoảng cách trục a w

Chiều rộng vành răng b w = ψba.a w = 0,3.1309 b29 , b1 = 45 mm

Hệ số dịch chỉnh x 1 =0 x 2 =0 Đường kính vòng chia 53,7 206,6 mm Đường kính đỉnh răng 57,7 210,6 mm Đường kính đáy răng 48,7 201,6 mm

Chọn Vật Liệu Chế Tạo Bánh Răng

Do không có yêu cầu đặc biệt và theo quan điểm thống nhất trong thiết kế, ta chọn vật liệu hai cấp

Bánh răng như nhau Chọn vật liệu nhóm I, tra theo bảng 6.1 [1] ta chọn các vật liệu cho bánh răng chủ động và bị động như sau:

- Chọn Độ rắn bánh răng nhỏ( Bánh chủ động) là HB1: 245 HB

- Chọn Độ rắn bánh răng lớn( Bánh bị động) là HB2: 192 HB

Xác Định Ứng Suất Cho Phép

3.9.1 Giới hạn mỏi tiếp xúc tương đương tra bảng 6,2 [1]

3.9.2 Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử vẽ tiếp xúc:

3.9.3 Số chu kì làm việc tương đương:

- Nên ta có hệ số tuổi thọ: ��1 = ��2 = 1

3.9.4 Chọn giới hạn mỏi uốn:

3.9.5 Ứng suất tiếp xúc cho phép:

Với cấp nhanh sử dụng bánh răng nghiêng ,do đó theo 6.12 [1]

3.9.6 Ứng suất uốn cho phép tính theo công thức sau:

Với bộ quay 1 chiều , ta được :

3.9.7 Ứng Suất Quá Tải Cho Phép Theo 6,10 Và 6,11

Tính Toán Bộ Truyền Bánh Răng Cấp Chậm Răng Nghiêng

3.10.1 Xác định khoảng cách trục sơ bộ

Theo công thức 6.15a tài liệu [I] ta có:

- K a = 43 Mpa1/3: hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng nghiêng bảng 6.5 [1]

- T 1= 203105 (Nmm): momen xoắn trên trục bánh chủ động

- Ta chọn �� = 0,4 tra bảng 6,6[1] lớn hơn 30% so với cấp nhanh ( �� á � �ℎ ă �� không đố � � ứ �� á � ổ

- Ứng với �� vừa chọn tra bảng 6.7 [1] sơ đồ 3 ta có: �� = 1,095

 Với kết quả a w tính được ta chọn khoảng cách trục theo tiêu chuẩn là a w = 160 m

Xác Định Các Thông Số Ăn Khớp

- Theo 6,17 [1] Môđun răng m n = (0,01 ÷ 0,02).aw = (1,6 ÷ 3,2 ) mm, theo bảng trị số tiêu chuẩn ta

Sau khi áp dụng công thức, các thông số hình học của bánh dẫn và bánh bị dẫn được xác định như sau: Đường kính vòng chia của bánh dẫn là 88,77 mm, trong khi bánh bị dẫn là 231,22 mm Đường kính vòng đỉnh của bánh dẫn đạt 92,77 mm, còn bánh bị dẫn là 235,22 mm Đường kính vòng đáy của bánh dẫn là 83,77 mm, và bánh bị dẫn là 226,22 mm Cuối cùng, đường kính vành răng của bánh dẫn là 70 mm.

 Với v =0,8826 (m/s) < 4(m/s) theo bảng 6.13 tài liệu [I] dùng cấp chính xác 9,

- ta chọn K H� = 1,13: KF� = 1,37 tài liệu 6,14 [1]

Với δH= 0,002: hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15 [1]); g0s: hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng bánh 1 và 2 (bảng 6.16 [1]).

Theo bảng 6,18, với vận tốc v = 0,8826 m/s nhỏ hơn 5 m/s, hệ số Zv = 1 Ở cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 khi độ nhỏm Ra cần đạt từ 2,5 đến 1,25 Do đó, hệ số ZR = 0,95 với độ dày da nhỏ hơn 700mm, và KxH = 1, theo các công thức (6,1) và (6,1a).

Kiểm Nghiệm Răng Về Độ Bền Uốn

- bw: Bề rộng vành răng là 64 mm

- Yε = 1/1,7214 :Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

3.13 Xác định số răng tương đương

Theo bảng 6.7 [1] , 1,205; theo bảng 6,14 [1] với v= 0,8826 ( m/s) < 2,5 (m/s) và cấp chính xác 9 , ,theo công thức 6.47[1] hệ số

 ==3,03 (m/s) Trong đó 0,006 theo bảng 6,15 [1] theo bảng 6.16 {1] ,do đó theo công thức 6,46 [1] ta có

- Hệ số dạng răng hệ số dịch chỉnh x=0

- Đối với bánh bị dẫn Với hệ số kích thước khi tôi bề mặt và thấm nito : ( bánh răng phay ); ( do đó theo 6,2 và 6,2a [1] ta có

3.13.1 Độ bền uốn tại chân răng

 Vậy bộ truyền thỏa mãn độ bền uốn

Kiểm Nghiệm Răng Về Quá Tải

3.14.1 Hệ số quá tải với

Theo 6,48 [1] ,ta có ứng suất tiếp quá tải

Theo công thức 6,49 [1] ta có

BẢNG THÔNG SỐ VÀ KÍCH THƯỚC BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM

Thông số Giá trị Đơn vị

Chiều rộng vành răng b w = ψba.a w = 0,4.160d b2d , b1 = 70 mm

Số răng bánh dẫn z 1 C z 2 2 răng

Hệ số dịch chỉnh x 1 =0 x 2 =0 Đường kính vòng chia 88,77 231,22 mm Đường kính đỉnh răng 92,77 235,22 mm Đường kính đáy răng 83,77 226,22 mm

THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN HỘP GIẢM TỐC

Chọn và tính các thông số ban đầu của trục

- Vật liệu chế tạo trục là thép C45 ,thường hóa

- Giới hạn bền = 600 (MPa) tra bảng 6,1 [1]

- Ứng suất xoắn cho phép [] = 15 30 (MPa)

[1] Xác định sơ bộ đường kính trục theo công thức dk

[2] Do đó đường kính sơ bộ các trục sẽ là

- d3 = = 46,5 (mm) => chọn d 3 = 50 (mm) Ở đây lắp bánh đai lên đầu vào của trục, do đó không cần quan tâm đến đường kính trục động cơ

[3] Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực a) Bề rộng ổ lăn

Với d2 = 40 (mm) => Tra bảng 10,2 [TL1] ta chọn b 2 = 23 (mm)

Tra bảng 10.3 [TL1] ta được

+ Khoảng cách từ mặt mút ổ đến đến thành trong của hộp k2= 5 15

+ Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp k1= 8 15

+ Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3 = 10 20

+ Chiều cao nắp ổ và đầu bulong hn = 15 20

Theo công thức 10.10 [TL1], ta có lm = (1,2 1,5)d

Với d 1 = 25 Tra bảng 10,2 [TL1] ta chọn b 1 = 17 (mm)

Với d 3 = 50 Tra bảng 10,2 [TL1] ta chọn b 3 = 27 (mm)

Tính đường kính các đoạn trục

4.1.1 Lực Từ Bánh Đai Tác Dụng Lên Trục Hướng Theo Phương Y Và Bằng

4.1.2 Lực Từ Bánh Răng Tác Dụng Lên Trục

Sơ đồ phân bố lực

Xét (yOz), chọn chiều (+) ngược chiều kim đồng hồ

Xét (xOz), chọn chiều (+) ngược chiều kim đồng hồ

4.1.3 Xác Dịnh Moment Tương Dương

Theo công thức 10.15 [TL1], ta có

 Mj Theo công thức 10.16 [TL1], ta có

4.1.4 Tính Đường Kính Tại Các Tiết Diện

 dj Theo bảng 10.5 [TL1], ta tra trị số của ứng suất cho phép [] với vật liệu chế tạo trục là thép C45; giới hạn bền = 600 (MPa); d1 = 25 (mm); d2 = 40 (mm); d3 = 50 (mm)

 = = 19,72 (mm)+10%= 22,98 (mm) , bánh đai => chọn d10 = 24 (mm) theo dãy tiêu chuẩn

 = = = 20,89 (mm), ổ lăn => chọn d11 = 25 (mm) theo dãy tiêu chuẩn

 = = = 25,87 (mm) + 10%(,45 , bánh răng => chọn d12 = 30 (mm) theo dãy tiêu chuẩn

4.1.5 Tính Kiểm Nghiệm Trục Về Độ Bền Mỏi Đối với thép 45 có = 600 (MPa), theo công thức trang 196 [TL1] ta có

Theo bảng 10.7 [TL1], = 600 (MPa) ta tra được trị số của các hệ số kể đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi

= 0,05; = 0 Các trục của hộp giảm tốc đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó

Theo công thức 10.22 [TL1], ta có công thức

= 0; = Vì trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động, do đó

= = 4.1.6 Xác Dịnh Hệ Số An Toàn Ở Các Tiết Diện Nguy Hiểm Của Trục

Các tiết diện nguy hiểm cần được kiểm tra về độ bền mỏi:

Trên trục I là các tiết diện lắp bánh đai (tiết diện 12), lắp bánh răng (tiết diện 13,14) và tiết diện lắp ổ lăn (10,11)

Các ổ lăn lắp trên trục theo k6, lắp bánh răng, bánh đai, nối trục theo k6 kết hợp với lắp then

Theo bảng 9.1a [TL1] ta tra được kích thước của then

Theo bảng 10.6 [TL1] ta tra công thức tính được trị số moment cản uốn và moment cản xoắn ứng với các tiết diện trục

Bảng dữ liệu các thông số của then

Tiết diện Đường kính trục d (mm) Kích thước tiết diện then b x h

Chiều sâu rãnh then trên trục t1

Moment cản uốn W (mm 3 ) Moment cản xoắn W0

4.1.8 Xác Định Các Hệ Số Và

 Kx : hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt

 Ky : hệ số tăng bền bề mặt trục

* Tra bảng 10.8 [TL1], ta được Kx, với Ra = 2,5 0,63 (um), = 600 (MPa)

* Tra bảng 10.9 [TL1], ta được Ky nhưng do không chọn biện pháp tăng bền

* Tra bảng 10.12 [TL1], với = 600 (MPa), trục có rãnh then, gia công then bằng dao phay ngón, thép cacbon,ta được

* Tra bảng 10.10 [TL1], ta được trị số của hệ số kích thước và

+ Xét tại tiết diện 10, có d10 = 24 (mm)

+ Xét tại tiết diện 12, ta có d12 = 30 (mm)

Tra bảng 10.11 [TL1], ta được trị số của và đối với bề mặt trục lắp có độ dôi, với = 600 (MPa) và chế độ lắp k6

= 2,06; = 1,64 Với thép 45 có = 600 (MPa), = 261,6 (MPa); = 151,7 (MPa); = 0,05; = 0; Ky = 1; Kx = 1,06

Ta tính được các công thức 10.25 và 10.26 [TL1]

4.1.9 Xác Định Hệ Số An Toàn

+ Xét tại tiết diện 10, ta có

Theo công thức 10.19 [TL1]; 10.20 [TL1] và 10.21 [TL1], ta được sj = [s]

Với thép 45 có = 600 (MPa), = 261,6 (MPa); = 151,7 (MPa); = 0,05; = 0; Ky = 1; Kx = 1,06 ; = 0; = = ; = = Tại tiết diện 10, ta có

 S10 = Tại tiết diện 12, ta có

Bảng kết quả tính toán hê số an toàn đối với các tiết diện của trục I 10,15 [1]

Tỉ số do Tỉ số do s rãnh then lắp căng rãnh then lắp căng

Với [s] – hệ số an toàn cho phép, thông thường [s] = 1,5 2,5 (khi cần tăng độ cứng [s] = 2,5 3 => không cần kiểm nghiệm về độ cứng của trục)

4.1.10 Kiểm Tra Độ Bền Của Then

Bảng kết quả tính kiểm nghiệm then đối với các tiết diện của trục

Tiết diện d,mm lt b x h t1 T (Nmm) (MPa) (MPa)

Trong đó Điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt có dạng

Theo công thức 9.1 [TL1], ta có điều kiện bền dập

= [] = 150 (MPa) Theo công thức 9.2 [TL1], ta có điều kiện bền cắt

= [] = 60 (MPa) Theo bảng 9.5 [TL1], với tải trọng tĩnh [] = 150 (MPa); [] = 60 90 (MPa)

Vậy tất cả các mối ghép then đều đảm bào độ bền dập và độ bền cắt

4.2.1 Lực Từ Bánh Răng Tác Dụng Lên Trục

* Sơ đồ phân bố lực

* Xét (yOz), chọn chiều (+) ngược chiều kim đồng hồ

* Xét (xOz), chọn chiều (+) ngược chiều kim đồng hồ = 0 � BC +.BD - BE = 0

4.2.2 Xác Định Moment Tương Đương

Mj Theo công thức 10.16 [TL1], ta có

 = = 37,39 (mm)+ 10%= 41, (mm) , bánh răng => chọn d22 = 42 (mm) theo dãy tiêu chuẩn

 = = = 40,08 (mm) + 10%= 44,09 , bánh răng => chọn d23 = 45 (mm) theo dãy tiêu chuẩn

Bảng dữ liệu các thông số của then

+ Xét tại tiết diện 23 , ta có d23 = 45 (mm)

Tra bảng 10.11 [TL1], ta được trị số của và đối với bề mặt trục lắp có độ dôi, với = 600 (MPa) và chế độ lắp k6

= 2,06; = 1,64 Với thép 45 có = 600 (MPa), = 261,6 (MPa); = 151,7 (MPa); = 0,05; = 0; Ky = 1; Kx = 1,06

 = Theo công thức 10.19 [TL1]; 10.20 [TL1] và 10.21 [TL1], ta được sj = [s]

* Với thép 45 có = 600 (MPa), = 261,6 (MPa); = 151,7 (MPa); = 0,05; = 0; Ky = 1; Kx = 1,06 ; = 0; = = ; = = Tại tiết diện 22, ta có

= = = 3,25 Bảng kết quả tính toán hê số an toàn đối với các tiết diện của trục I 10,15 [1]

Tỉ số do Tỉ số do s rãnh then lắp căng rãnh then lắp căng

5 Với [s] – hệ số an toàn cho phép, thông thường [s] = 1,5 2,5 (khi cần tăng độ cứng [s] = 2,5 3 => không cần kiểm nghiệm về độ cứng của trục)

 Bảng kết quả tính kiểm nghiệm then đối với các tiết diện của trục

4.3.1 Lực Từ Bánh Răng Tác Dụng Lên Trục III

4.3.2 Lực Khớp Nối Tác Dụng Lên Trục Hướng Theo Phương X Và Bằng

* Sơ đồ phân bố lực

* Xét (yOz), chọn chiều (+) ngược chiều kim đồng hồ

* Xét (xOz), chọn chiều (+) ngược chiều kim đồng hồ = 0 � BD + BE +.BF = 0

4.3.3 Xác Định Moment Tương Đương

Mj Theo công thức 10.16 [TL1], ta có

 = = 48,18 (mm)+ 10%= 53 (mm) , bánh răng => chọn d33 = 55 (mm) theo dãy tiêu chuẩn

 = = = 44,34 (mm) + 10%= 48,78 , khớp nối => chọn d35 = 50 (mm) theo dãy tiêu chuẩn

 Bảng dữ liệu các thông số của then

+ Xét tại tiết diện 35 , ta có d23 = 50 (mm)

* Tra bảng 10.11 [TL1], ta được trị số của và đối với bề mặt trục lắp có độ dôi, với = 600 (MPa) và chế độ lắp k6

* Với thép 45 có = 600 (MPa), = 261,6 (MPa); = 151,7 (MPa); = 0,05; = 0; Ky = 1; Kx = 1,06

 = Theo công thức 10.19 [TL1]; 10.20 [TL1] và 10.21 [TL1], ta được sj = [s]

* Với thép 45 có = 600 (MPa), = 261,6 (MPa); = 151,7 (MPa); = 0,05; = 0; Ky = 1; Kx = 1,06 ; = 0; = = ; = = Tại tiết diện 33, ta có

 Bảng kết quả tính toán hê số an toàn đối với các tiết diện của trục I 10,15 [1]

Tỉ số do Tỉ số do rãnh s then lắp căng rãnh then lắp căng

Với [s] – hệ số an toàn cho phép, thông thường [s] = 1,5 2,5 (khi cần tăng độ cứng [s] = 2,5 3

=> không cần kiểm nghiệm về độ cứng của trục)

 Bảng kết quả tính kiểm nghiệm then đối với các tiết diện của trục

TÍNH TOÁN VÀ LỰA CHỌN Ổ LĂN

Trục I

5.1.2 Lựa chọn sơ bộ ổ lăn

 539 N (Fa > 0 vì lực hướng từ trái qua phải )

Kí hiệu ổ d (mm) D (mm) b=T (mm) r (mm) (mm) C (kN) (kN)

36205 25 52 15 1,5 0,5 13,1 9,24 Đối với kiểu ổ bi đỡ - chặn α= 12 o đối với kiểu 36000 ,11.4 [1]

5.1.3 Kiểm tra khả năng tải trọng quy ước Q

Vì N < S9 N nên theo bảng 11.5 [1] ta có

Vì nên chọn để tính toán do tải trọng lớn hơn

Với là hệ sô xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ của ổ là hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ đến tuổi thọ của ổ

V=1 là xét vòng trong quay

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

5.1.5 Tính sơ bộ tuổi thọ làm việc của ổ lăn tính bằng triệu vòng quay

5.1.6 Khả năng tải động tính toán

 L L 5.1.7 Tính tuổi thọ làm việc của ổ lăn tính bằng giờ

5.1.8 Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ lăn

5.1.9 Kiểm nghiệm số vòng quay giới hạn của ổ

 =50.65(vg/phút) > n= 727 (vg/phút) (thỏa) Với

Trục II

 1172- 539= 633 N (Fa > 0 vì lực hướng từ trái qua phải)

Kí hiệu ổ d (mm) D (mm) b=T (mm) r (mm) C (kN) (kN)

208 40 80 18 2 25,6 18,1 Đối với kiểu ổ bi đỡ - chặn α= 0 o ,11.4 [1]

Vì N < c3 N nên theo bảng 11.5 [1] ta có

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

=> L 5.2.7 Tính tuổi thọ làm việc của ổ lăn tính bằng giờ

 =t25 (vg/phút) > n= 189,9 (vg/phút) (thỏa)

Trục III

 1172 N (Fa < 0 vì lực hướng từ phải qua trái)

Kí hiệu ổ d (mm) D (mm) b=T (mm) r (mm) (mm) C (kN) (kN)

36209 45 85 19 2 1 30,6 23,7 Đối với kiểu ổ bi đỡ - chặn α= 12 o đối với kiểu 36000 ,11.4 [1]

Vì N < 72 N nên theo bảng 11.5 [1] ta có

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

 L=> L 5.3.7 Tính tuổi thọ làm việc của ổ lăn tính bằng giờ

 == 6092,3 (vg/phút) > n= 72,8 (vg/phút) (thỏa)

CHỌN THÂN MÁY VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ : CHỌN DẦU & PP BÔI TRƠN & DUNG SAI LẮP GHÉP

Chọn Thân Máy

- Chỉ tiêu cơ bản của hộp giảm tốc là khối lượng nhỏ và độ cứng cao

- Vật liệu làm vỏ là gang xám GX15-32

- Hộp giảm tốc gồm có : thành hộp , nẹp hoặc gân , mặt bích , gối đỡ,

Chọn Bề Mặt Ghép Nắp Và Thân

- Chọn song song với mặt đế

- Mặt đáy về phía lỗ tháo dầu với độ dốc khoảng 2 0 và ngay tại chỗ tháo dầu lõm xuống

Xác Định Các Kích Thước Cơ Bản Của Vỏ Hộp

- Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng

Bảng 1 Quan hệ kích thước của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc

Tên gọi Biểu thức tính toán

=> chọn = 11 (mm) Gân tăng cứng:

Chiều cao, h Độ dốc e = (0,8 1) = 1.12 = 12 (mm) h < 58 => chọn h = 45Khoảng 2 0 Đường kính:

Bulong ghép bích nắp và thân, d3

Vít ghép nắp cửa thăm, d5 d1 > 0,04a + 10 = 0,04.290+10 = 21,6 (mm)

=> chọn d2 = 18 (mm) d3 = (0,8 0,9)d2 = 0,888.18 = 16 (mm) d4 = (0,6 0,7)d2 = 0,666.18 = 12 (mm) d5 = (0,5 0,6)d2 = 0,555.18 = 10 (mm) Mặt bích ghép nắp và thân:

Chiều dày bích thân hộp, S3

Chiều dày bích nắp hộp, S4

Bề rộng bích nắp và thân, K3

Kích thước gối trục: Đường kính ngoài và tâm lỗ vít, D3,

Bề rộng mặt ghép bulong cạnh ổ, K2

Tâm lỗ bulong cạnh ổ, E2 và C (k là khoảng cách từ tâm bulong đến mép lỗ)

E2 1,6d2 = 1,6.18 = 28,8 (mm)=>chọn E2) (không kể chiều dày thành hộp)

R2 1,3d2 = 1,3.18 = 23,4 (mm)=>chọn R2# ,C D3/2 = (mm) nhưng phải đảm bảo k 1,2d2 = 1,2.18 = 21,6 (mm) h xác định theo kết cấu, phụ thuộc tâm lỗ bulong và kích thước mặt tựa

Chiều dày: khi không có phần lồi S1 khi có phần lồi Dd, S1, S2

Bề rộng mặt đế hộp, K1 và q

Dd xác định theo đường kính dao khoét

K1 3d1 = 3.22 = 66 (mm) và q K1 + 2 = 66 + 2.12 = 90 (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 các bánh răng với nhau

(3 5) = 5.12 = 60 (mm) và phụ thuộc loại hộp giảm tốc, lượng dầu bôi trơn trong hộp

Số lượng bulong nền Z Z = (L + B)/(200 300) B = 282 (mm) L= 592,6 (mm)

Tra bảng 18.2/88 [2], ta được đường kính ngoài và đường kính tâm vít và số vít

Cố định theo phương pháp dọc trục có thể thực hiện bằng cách sử dụng nắp ổ, kết hợp với việc điều chỉnh khe hở của ổ thông qua tấm đệm kim loại đặt giữa nắp ổ và thân hộp.

Các Thiết Bị Phụ Khác

- Để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc (khi gia công, khi lắp ghép) thì trên nắp và thân thường lắp thêm bulông vòng

Kích thước bulông vòng được xác định dựa trên trọng lượng của hộp giảm tốc, với vật liệu bulong là thép 25 Để chọn kích thước phù hợp, cần tham khảo bảng 18-3b/89 liên quan đến hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp.

- Kích thước bulông vòng, tra bảng 18-3a/89 [2], ta được: (mm), (kg)

Ren d d 1 d 2 d 3 d 4 d 5 h h 1 h 2 l ³ f b c x r r 1 r 2 trọng lượng nâng được

Mặt ghép giữa nắp và thân hộp cần được đặt trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục, với lỗ trụ (đường kính D) được gia công đồng thời trên cả nắp và thân Để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước, trong và sau khi gia công cũng như khi lắp ghép, hai chốt định vị được sử dụng Việc sử dụng chốt định vị giúp ngăn chặn biến dạng vòng ngoài của ổ khi siết bulông, từ đó loại trừ một nguyên nhân chính gây hỏng hóc cho ổ.

- Tra bảng 18-4b/91 [2], ta chọn chốt có d = 6 mm, c = 1 mm, l = 50 mm (24+24Hmm)

Để kiểm tra và quan sát các chi tiết máy trong hộp, cũng như để đổ dầu, hộp được thiết kế với cửa thăm trên đỉnh Cửa thăm này được đậy bằng nắp và có thể lắp thêm nút thông hơi Kích thước của cửa thăm có thể được lựa chọn theo bảng 18-5/92 (mm).

Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng cao, dẫn đến áp suất tăng Để điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp, nút thông hơi được sử dụng Nút thông hơi thường được lắp đặt ở nắp cửa thăm hoặc vị trí cao nhất của nắp hộp để đảm bảo hiệu quả.

 Dựa vào bảng 18-6/93 [2] ta được các kích thước của nút thông hơi như sau:

Sau một thời gian sử dụng, dầu bôi trơn trong hộp có thể bị bẩn do bụi bặm và các hạt mài, hoặc bị biến chất, vì vậy cần thay dầu mới Để tháo dầu cũ, hộp có lỗ tháo dầu ở đáy, được bịt kín bằng nút tháo dầu trong quá trình làm việc Kích thước và cấu trúc của nút tháo dầu được quy định trong bảng 18-7/93.

Mắt chỉ dầu là thiết bị quan trọng dùng để kiểm tra mức dầu trong hộp giảm tốc, giúp đảm bảo rằng mức dầu luôn ở mức cho phép Việc duy trì mức dầu thích hợp là cần thiết để các chi tiết bên trong hoạt động hiệu quả và bền bỉ.

Kích thước mắt kính, mm D D1 l h

Bôi Trơn Hộp Giảm Tốc

Để tối ưu hóa hiệu suất của hộp giảm tốc, việc bôi trơn liên tục các bộ truyền là rất cần thiết Điều này giúp giảm thiểu mất mát công suất do ma sát, hạn chế mài mòn răng, đảm bảo thoát nhiệt hiệu quả và ngăn ngừa hiện tượng han gỉ ở các chi tiết máy.

- Vì vận tốc vòng của bánh răng nhỏ hơn 2,5 m/s vật l i ệ u c h ế tạ o b á n h ră n g l à t h é p C 4 5 tô i c ả i t h i ệ n Độ nhớt của dầu ở 50oC(100 o C) để bôi trơn bánh răng

186(11) / 16(2) tra bảng 18,11[2] Đặc tính làm việc 1-2,5 m/s nặng tra bảng 18,12[2] Độ nhớt của dầu ở 50oC(100 o C) để bôi trơn trục vít 260(30) / 24( 3,43) tra bảng 18,12[2]

Phương pháp bôi trơn Ngâm dầu tra bảng 18,12[2]

- Theo bảng 18-13/101 [2] chọn loại dầu ôtô máy kéo AK -15

- Bôi trơn ổ lăn: bôi trơn ổ lăn bằng dầu vì vận tốc bộ truyền thấp

- Để che kín ổ lăn khỏi dầu trong hộp giảm tốc ta dùng vòng chắn dầu

Để bảo vệ các đầu trục khỏi bụi bẩn và tạp chất xâm nhập vào ổ lăn, đồng thời ngăn chặn dầu chảy ra ngoài, việc sử dụng vòng phớt là rất cần thiết.

Dung Sai Lắp Ghép Bảng Dung Sai Lắp Ghép

 Dựa vào kết cấu và yêu cầu làm việc, chế độ tải của các chi tiết trong hộp giảm tốc mà ta chọn các kiểu lắp ghép sau:

 Đối với bánh răng cấp chính xác đã được chọn trong phần trước cấp chính xác 9

 Đối với trục ,then và các rãnh then chọn cấp chính xác là 7

 Đối với các lỗ chọn cấp chính xác là 6

Đối với các sai lệch trong kỹ thuật đo lường, độ song song, độ phẳng góc, độ nghiêng, độ đảo mặt dầu và độ đảo mặt toàn phần được quy định ở mức 6 Trong khi đó, độ thẳng và độ đồng tâm có giá trị là 7, còn độ đối xứng, độ giao trục, độ đào hướng tâm toàn phần, độ tụ, độ tròn và profin tiết diện dọc được xác định là 5.

 Dung sai và lắp ghép bánh răng: do chịu tải trọng vừa và chịu tải trọng va đập nhẹ ta chọn kiểu lắp trung gian H7/k6

 Đối với vòng trong chọn kiểu lắp k6

 Đối với vòng ngoài chọn kiểu lắp H7

Bảng dung sai lắp ghép

Sai lệch trên Sai lệch dưới Độ dôi lớn nhất (mm) Độ hở lớn nhất

ES es EI ei (mm)

Bảng dung sai lắp ghép bánh răng

Bảng dung sai lắp ghép ổ lăn

Bảng dung sai lắp ghép then kích thước tiết diện then bxh

Sai lệch giới hạn chiều rộng rãnh then

Trên trục Trên bạc Sai lệch giới hạn trục t1

Sai lệch giới hạn trục t2

Định dạng
Số trang	71
Dung lượng	3,98 MB
File đính kèm	Nhóm 13- Nguyễn Tiến Đạt-18118021-FINAL.rar (1 MB)