thiết kế công nghệ chế tạo vỏ hộp giảm tốc 350

ở nước ta hiện nay trong công cuộc đổi mới và phát triển nên kinh tế .Viêc đầu tư vào nền công nghiệp nặng là chủ yếu ,nhất là trong lĩnh vực sản xuất máy móc ,thiết bị cơ khí như các bơ

Lời nói đầu Ngành cơ khí chế tạo máy là một trong những ngành then chốtcủa nền kinh

tế quốc dân , nó góp phần không nhỏ vào quá tình công nghiệp hoá ,hiên đại hoá đất

nước Đặc biệt là trong giai đoạn hiện nay nền khoa học trên thế giới và trong nước đang ngày càng phát triển mạnh mẽ

ở nước ta hiện nay trong công cuộc đổi mới và phát triển nên kinh tế Viêc đầu tư vào nền công nghiệp nặng là chủ yếu ,nhất là trong lĩnh vực sản xuất máy móc ,thiết bị cơ khí như các bơm dung dịch có áp suất cao ở trong công ty đạmcho đến các băng tải vận chuyển xi măng hoặc băng tải vận chuyên đá ,than và các hệ thống tời ,cầu trục nâng hàng Đều phải sử dụng đến hộp giảm tốc để biến đổi lực

và chuyền động

Vì vậy nhiệm vụ thiết kế hộp giảm tốc 350 là để phục vụ cho việc vận

chuyên băng tải đạm ,băng tải than , các bơm nén có ấp suất an toàn và ôn định, các

hệ thống tời ,cầu trục nâng hàng Với giá thành phù hợp và đảm bảo chất lượng

theo yêu cầu

mà không phải nhập khâu của nước ngoài

Với phương án sử dụng hộp giảm tốc có thể sử dụng trong nhà xưởng có diện tích hẹp hoặc trong các phân xưởng lớn giúp cho người công nhân vân hành băng tải và máy móc được dễ ràng , đảm bảo an toàn và nâng cao năng suất lao động

Phani

Tinh toan cac thong sỐ chính của hộp giám túc 350, Xây dựng bản vẽ lắp hộp giảm tốc bản vẽ thần hộp và bản vẽ nắp hộp

e«_ Giới thiệu chung về hộp giảm tốc 350

- Hộp giảm tốc 350 đượcdùngrộngrãi trong các cơ sở sản xuất, Hộp giảm tốc kết hợp với một số sản phẩm cơ khí khác dùnglàm tời nâng, hạ hàng nặng dùng làm cần cầu, dam cau trục, bang tai

- Hộp giảm tốc làm giảm tốc độ từ đầu vào nối với trục động cơ điện đến dầu ra, đầu

công tác yêu cầu lực ởđầu ra là lớn do đó yêu cầu đặt ra để thiết kế vỏ hộp giảm tốc

là gọn nhẹ, nhưng đủ cứng vững, giá thành hạ mà vẫn đảm bảo các yêu cầu về kỹ thuật Vậy để làm giảm giá thành sản phẩm ta sử dụng phương pháp chế tạo hộp giảm tốc 350 là hộp giảm tốc khai triển bánh răng trụ hai cấp, vì kết cầu của hộp đơn giản tuôi thọ cao có thể sử dụng trong phạm vi rộng rãi của vận tốc và tải trọng, tuy nhiên hộp giảm tốc kiêu này có nhược điểm làcác bánh răng bồ trí không đối xứng với các ô đỡ do đó làm tăng sự phân bố không đều tải trọng trên chiều dài răng Vậy

cần thiết kế trục đủ cứng, đặc biệt là các bánh răng nhiệt luyện đạt độ cứng đảm bảo

khi có tải trọng thay đôi và chú ý chọn ô lăn cho hợp lý

- Qua các yêu cầu đặt ta ở trên dé thiết kế vỏ hộp giảm tốc 350 trước hết ta phải thiết

kế phần ruột của hộp giảm tốc dé tir do tinh toán thiết kế vỏ hộp cho hợp lý

Từ đữ liệu đã cho là hộp giảm tốc 350, ta hiểu khoảng cách hai trục xa nhất là

+ Chọn động cơ và phân phối ty sé truyén

+Thiết kế bộ truyền bánh răng hai cấp

+Tính toán thiết kế trục

+Tính toán chon 6 lăn

+Tính kết cầu và xây dựng bản vẽ lắp hộp giảm tốc, bản vẽ thân hộp, bản

vẽ nắp hộp

I- chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền

I.1 Chon dong co

L1.1 Xác định công suất động cỏ

công suất yêu cầu của động cơ được xác định theo công thức:

PycPet/ No

VỚI Dyc là công suất yêu cầu

p‹ : là công suất công tác

T\wa- là hiệu suất bánh răng trụ răng nghiêng

r\wa-là hiệu suất bánh răng trụ rang thang

Tịa ¿n -là hiệu suất lcặp ổ lăn

T\xnøp-là hiệu suất nối trục

K- là số cặp Ô lăn

Tra bang sach 2.3 T.19 TKHDDCKT1 ta co :

Noti= 0,98

TIga = 0,98 ; rỊy = l; T|ázn =0,99;k= 4 thay số ta được :

n = 0,98.0,96 0,99*.1=0,92

do đó Pyic= po/N= 24/0.92= 26,08(kw)

1.1.2 xc dinh hé so vong quay cơ sở:

- Số vòng quay cơ sở được xác định theo công thức:

ñgp= Het.Uạp Trong đó :

n„;- số vòng quay trên trục công tác

n= 60000.v/xD= 60000.0,8/3.14x280=54,27(v/p)

Ug — ty s6 truyén sơ bộ

Với Ủyy= Un.Ua

- Chọn U = U, = 1 1a ty số truyền khớp nối

U¡ =18(bộ truyền bánh răng trụ 2 cấp)

Theo bang 2.4 (TKHDDCKT1) taco:

đường kính trục cua dong co o = 50

— Pa/> Py (thoả mãn) napg® N gobo

I.2-phân phối tỷ số truyền cho các cấp

1.2.1 Tinh lai tý số truyền chung

U¡ — là cấp nhanh gần động cơ

I4 công suất các trục:

+ công suất tính từ trục III trở về:

Côngsuất trục III 1a:

- Pạ = P‹¿ / rịa.T, vớma = 0.99, nạự= 1

= P3=24/0.99 = 24,24 (kw)

+ công suất trục II là:

P> = P3/ Nort-Ns = 24,24/0,96.0,99 = 25,5 (kw) + cong suat truc I 1a:

Pị =P;/ tìa.Tisa = 25,5/0,96.0,99 = 26,83 (kw) L5 tính mô men xoắn trên các trục

H Thiết kế bộ truyền bánh răng hai cấp

H1 thiết kế cặp bánh răng trụ răng nghiêng ở cấp nhanh

- các thông sô đầu vào:

P, = 26,83 (kw) T¡ = 262258,4 (N.mm)

n = 977 (víp) U=5,66

- Để tải trọng làm việc tốt ta chọn cặp bánh răng trụ răng nghiêng có góc nghiêng

(89 ~ 200)

I.1.1 - chọn vật liệu làm bánh răng vật liệu làm bánh răng phải bền tránh hiện

tượng tróc mỏi bề mặt, hiện tượng dính răng và đảm bảo độ bền uốn trong quá trình

làm việc Do đó vật liệudùng đề làm bánh răng thường là thép có chế độ nhiệt luyện

hợp lý

- Theo yêu cầu của bộ truyền ta chọn vật liệu làm bánh răng thuộc nhóm I có độ cứng HB< 350 căn cứ vào bảng 6.1 (TKHDDCKT]1) ta chọn vật liệu làm bánh răng

như sau:

- Bánh nhỏ ta chọn vật liệu là thép 45 thường hoá sau khi gia công và có các thông

số kỹ thuật như sau:

- DO cimg HB, = 170~217 MPa

- Giới hạn bềnơ pị = 600 MPa

- Gidi han chayo 4; = 340 MPa

Do vay ta chon HB, = 210

- Bánh lớn vật liệu như bánh nhỏ nhưng do bánh lớn làm việc trong điều kiện không

khốc liệt bằng bánh nhỏ nên ta chọn HB; = 200

giới hạn bềnơ pạ = 600MPa

Giới hạn chảy «› = 340MPa

II.1.2- Xác đỉnh ứng suất tiếp xúc cho phép

ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng

ký hiệu [ơn] được xác định bằng công thức:

[Gn] = G°Hm KHL.2n.2Zv.K xu “Su, Trong đó : - Šu : là hệ số an toàn

- Zạ : là hệ số xét đến độ nhám bề mặt răng làm việc

- Z„ : là hệ số xét đến vận tốc vòng

- Kxu: hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước của bánh răng trong tính toán sơ bộ ta lay Zr.Ly.K xy = 1

Vậy [Gn] = G°Him KHu / Su,

Trong đóơ°n ¡mạ giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng Theo bảng 6.2 (TKHDĐCKTI) trang 94 ta có :ơ?h mạ = 2HB + 70

= Banh nhooy; tim = 2.210 +70 = 490 (MPa)

Banh 16n:0° yp) jim = 2.200 +70 = 470 (MPa)

Thay số ta xác định ứng suất tiếp xúc cho phép

[Gn]i = Ø°H1 im: KHri / Sq = 490.1 / 1,1 = 445,5(MPa) [Gn]› = O ha im: Kmr› / Su = 470.1 / 1,1 = 427,27(MPa) Với cấp nhanh sử dụng bánh răng nghiêng do đó theo:

[ön] = {øn]i†[øn]›)/2=436,36 (MPa)

HI.1.3 ứng suất tiêp xúc cho phép được xác đỉnh bởi công thức sau:

[Or] = OF tim Yr ¥s-Kap.Kec.Kpry / Š

trong d6:0°F jim la gới hạn bền mỏi uốn ứng suất chu kỳ chịu tải Nẹẹ

S; — hệ số an toàn khi tính về uốn Sy = 1,75 do bề mặt bánh răng thường hoá

Ys=1,08~0,0695In(m) là hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập chung

imgsuat

m — m6 dun tinh bang (mm)

Yạ = I hệ số xét đến độ nhám mặt lượn chân răng

K, hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến độ bền uốn K¿zc - hệ số ảnh khi đặt tải lấy Kạc = 1

Theo 6.2a (TKHDĐCKT|) trong tính toán sơ bộ lẫy Yg.Ys.K„= l

Theo 6.2 (TKHDDCKT1) trang 94:06°% jim = 1,8.HB

—= các giới hạn bền mỏi tính về uốn của các bánh răng như sau:

II.1.4.1 Xác định khoảng cách trục aâ„¡

chọn a„ =150mm

U,=5,66 II.1.4.2 chọn mô đun

Dựa vào kinh nghiệm m = (0,01~0,02) a,, = 1,5~3.0 (mm)

Ta chọn m = 2

+ chọn góc nghiêngB = 109 => cosB = 0,9848

HI.1.4.3 tính số răng các bánh răng

dua theo 3.31 (TKHDDCKT1) trang 103 có:

Z; = 2 ay +cosB /m(u+])

= (2.150+0,9848)/ 2(5,66+1) = 22,59 (rang) Chon Z, = 22 (răng)

+ tính số răng Z; ta có Z¿ = Z¡.U = 22.5,66 = 124,52 (ring)

lây Z¿ = 125 (răng)

H.1.4.4 tính tý số truyền thực:

Um = Z2 /Z¡ = 125/22 =5,68 II.1.4.5 tính lại góc:

ta có: cosB = (Z¡ + Z2).m/2 ay = (22+125).2/2.150 = 0,98

=> B = 11,41

II1.4.6 Tính lại khoảng cách trục a„ theo B

áp dụng công thức: a„ =0,5.m(2⁄ + Z 2) /cosB = 0,5.2.(22+125)/ 0,98 = 150(mm))

do đó chọn a„ = 150(mm) và không cần dịch chỉnh

11.1.5 kiếm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

+ ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng của bộ truyền thoả mãn điều kiện sau:

- Zy :hés6 ké dén hinh dang bé mat tiép XÚC

Zu = - 5 trong đó Bp góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

sin 2Ø, „

tg Bp = cosa, tgB VOI = Ol, = arctg(tga /cosB) = arctg(tg 20° )/ cos11,4° = arctg 0,3713 Orw = Of = 20,49°

theo bang 6.13 (TKHDDCKT1) trang 107 cO: Kya = 1,13 ; Kug= 1,12

Kgv = 1+ vu.by.dy /2T¡.: Ks Kua v6i Vu = 0n-20.V Ja, /u

theo bang 6.15 (TKHDDCKT1) ta c6 :og = 0,002; gọạ= 73

= Vy = 0,002.73.2,29 /150/5,68 = 1,7

+ Tính b„ chiều rộng của vành răng

by = ay.Vpạ VỚIVbạ = 0,3

=> bựi = 0,3.150 = 45(mm) vậy Kyy = (I+ 1,7.45.44,9)/ 2.262258,4.1,13.1,12=1,000S

=> Ky= 1,13.1,12.1,0005 = 1,26 thay các số liệu vào công thức 6.33 (TKHDĐCKTI) trang 105 ta được :

Ơn = 274.1,72.0,78.|2.262258,4.1,26.(5,68+1)/45.5,68.44.9? = 1075,5 (MPa)

* Nhận xét : do ứng suất uốn tính được là1075,5 (MPa) lớn hơn rất nhiều ứng suất cho phép của vật liệu

Vậy bộ truyền làm việc không đảm bảo cho nên ta chọn lại vật liệu làm bánh răng

- chọn vật liệu theo bảng 6.1 chọn thép 40XH nhiệt luyện bằng phương pháp tôi và có các thông sốnhư sau:

HRC=48~54 (1 HRC=10HB)

— GHiim=24.10.2+70=1150(MPa) Gnz2im=52.10.2+70=1110(MPa)

=> [om ] = 1150/1,1=1050 MPa [Ou ] = 1110/1,1=1009 MPa suy ra

11.1.6 Kiém nghiệm răng về độ bênuốn:

cặp bánh răng đảm bảo về độ bền uỗnơg < [ơr]

- Theo công thức 6.43và 6.44 ta có :

Gri = 2T¡.Kr.Ye.Ys.Yr¡ / b„.đ„¡.m

r2 = Ơrt Yra / YƑi

trong đó T¡ = 262258,4 (N.m) là mô men xoắn trên bánh chủ động

Y; = 1/c„ hệ sô kê đên sự trùng khớp của bánh răng

£„ là hệ sô trùng khớp ngang

=> Y,= l/e„ = l/ 1,67 = 0,598

Yg = 1 — (B /140) là hệ số kế đến độ nghiêng của răng

Yg= I— (11,4 / 140) = 0,92 Yr1, Yr hé 86 dạng răng của bánh Ivà bánh 2 nó phụ thuộc vào số răng tương đương

Z2 = Z,/ cop = 22 / 0,983 = 23,37

Theo bang 6.18(TKHDDCKT1) trang 109 ta co : yrị = 3,80

Z24=125/0,983=132,8 suy ra Yra=3,6

Kạ hệ số tải trọng khi tính về uốn

Kg = Kga Keg Key

Với Kpg hệ số kê đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính

về uốn theo bảng 6.7(TKHDĐCKTTI) trang 98 ta có : Kpg = 1,17 ứng với cấp chính xác động học 9

Kẹv hệ số tải trọng động suất hiện ở vùng ăn khớp khi tính về uốn

Key = 1+ Vz.by.dy / 2T.Kpg Keo

Với Vy = Ơg.Bọ.V \Ja„ /v Theo bang 6.15 va 6.160, = 0,006 ; go = 73 ( vi v = 2,29 < 5 m/s)

=> Vp = 0.006.73.2,29 /150/5,68 = 0,78

Thay số ta duoc Kpy = 1+ 5,18.60.44,9 / 2.262258,4.1,17.1,37 = 1,022

kp = 1,17.1,37.1,022= 1,6 Thay các giá trị vào công thức tinh:

Of} =(2.262258,4.1,6.0,598.0,92.3,9)/(60.44,9.2)=334,2 MPa Theo 6.46 ta cóØr; = Ơri Yr¿ / Ygị = 334,2.3,6/3,8 = 316,6 (MPa)

Nhận xét : theo tính toán thì cặp bánh răng đáp ứng được yêu cầu về độ uốn (vì chọn

lại vật liệu ta chấp nhận thưa bên)

I.1.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải :

+ khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải ( khi mở máy hoặc khi tắt máy ) để bộ

truyền lam viéc t6t thiog) max VAOFI max phải nhỏ hơn và nó được tínhnhư sau:

[Ou] max — 2,8 Ochay

[OF] max = 0,8 Ochay

=> [Oni] mx = 2,8 1400 = 3920 (Mpa)

[Ori] max = 0,8 1400 =1120 (Mpa)

+ ứng suất quá tải phát sinh khi khởi động máy như xác định như sau:

Vậy cặp bánh răng tính toán ở trên đảm bảo để bộ truyền cấp nhanh làm việc an toàn

Ta có các thông sô cơ bản của bộ truyên câp nhanh

+ khoảng cách trục aw = 150 (mm)

+ chiều rộng vành răng by: = 60 (mm)

+ duong kinh chia d, = 44,9 (mm)

+ Banh nhỏ trục II chọn thép 40XH Nhiệt luyện bằng phương pháp tôi cải thiện đạt các thông số kỹ thuật sau:

HB; = 540MPa; ơp; = 1600MPa; 0,43 =1400MPa; HRC=48~54

+ Bánh lớn ở trục II

Chọn giống bánh nhỏ

HB, = 520MPa ; I.2.2 xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép

II2.2.1 xác đỉnh ứng suất tiếp xúc cho phép [og]

ký hiệu [ơn] được xác định băng công thức:

[64] = OH tim: Ky-Zp.Zy.K xy / Sy

trong đó : - Sy : 1a hệ số an toàn

- _Zạ : là hệ số xét đến độ nhám bề mặt răng làm việc

- _Z„: là hệ số xét đến vận tốc vòng

-_ Kxu: hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước của bánh răng trong tính toán

sơ bộ ta lay Zr.Ly.K xy = 1

Vay [64] = O°xtim Ku / Sy

Trong d60% jim giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng Theo bảng 6.2 (TKHDDCKT1) trang 94 ta có :6°y ụ = 2HB+70

[oq]3 = 1150 / 1,1 = 1045,5(MPa)

[Ou]4 = 1110/1,1 = 1009 (MPa)

I.2.2.2 ứng suất uốn cho phép được xác định bởi công thức sau:

[Or] = OF tim Yr Ys-Kyp.-Kpc-Kpy / Š

trong d6:0°F jim la goi han bén moi u6én tmg suat chu ky chiu tai Ngr

S; — hệ số an toàn khi tinh vé uén S; = 1,75 do bề mặt bánh răng thường hoá

Ys = 1,08 ~ 0,0695In(m) là hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập chung ứng

suất

Yạ = 1 hệ số xét đến độ nhám mặt lượn chân răng

K„r hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến độ bền uốn

Kạc — hệ sé anh khi dat tai dy Kec = 1

Theo 6.2a (TKHDDCKT1) trong tinh toan so bé lay Yr.Ys.Kyr = 1

Tính toán sơ bộ lay Kr =1,

0° 531im=550 Mpa(Theo bang 6.2TTTKHDDCK T1 trang 94) O° F41im=500 MPa

H.3.2chon mô đun

Dựa vào m= (0,01~0,02) ay = 2~4 (mm)

Ta chọn m= 3

11.3.3 Tinh sé rang Các bánh răng:

dua theo 3.31 (TKHDDCKT1) trang 103 co:

Z3 = 2 ay /m(ut1)= 2.200/3.(3,8+1) = 31,9 (rang) Chọn Z4 = 32 (rang)

+ tính số răng Z4 ta có Z4 = Z;.U = 32.3,18 = 102 (rang)

H.3.4 tính tỷ số truyền thực:

U = Z,/Z; = 102/32 = 3,18 11.3.5 Tinh lai khoang cach truc a,

- _Zm : hệ số kê đến hình dạng bề mặt tiếp xuc

- Ze:hés6 xét đến sự trùng khớp của bánh răng

- _ Kụ: hệ số xét đến tải trọng khi tính về tiếp xúc

- _ b„ : chiều rộng của vành răng

-_ dựa : đường kính vòng chia của bánh răng chủ động

Theo công thức 6.42 (TKHDĐCKT1) trang 107 có:

Vụ= Ơn Zo-V Ja, /u, = 0,006.73.0,69 /200/3,18 = 2,4 Kup = 1,02

Vay Kyy = 1+ Vy by3.dy3 / 2T2,.Kug.Kuo

= 1+ (2,4.90.96 / 2.1410921,2.1,02.1) =1,005 — Ky=1,005.1,02=1,025 Thay số ta tính được:

H.5 Kiểm nghiệm răng về độ bên uốn:

cặp bánh răng đảm bảo về độ bên uốn khiơ; < [or]

II.6 Kiếm nghiệm răng về quá tải :

- khi mở máy hoặc khi tắt máy khi đó mô men xoan ting d6t ngột dễ gây ra quá tải Để

bộ truyền làm việc không bị quá tải thì ứng suất tiếp xúc cực đại và Ứng suất uốn cực đại phải nhỏ hơn ứng suất tiếp xúc cho phép

Vậy ứng suất cho phép được xác địnhnhư sau :

= [643 |max = 2,85, = 2,8.1400 = 3920 (MPa)

[63 |max= 0,8 dn = 0,8.1400 = 1120 (MPa)

ứng suất quá tải phát sinh khi chạy máy xác định như sau:

=> Onmex = On: [ky

OFmax— OFKg

Kot - hé sỐ quá tải xác định như sau:

Kot = Tmax /T = 2

Oumax = On V2 = 1122.42 = (MPa)

=> — OF3 max O73.1,8 = 295,5.1,8 = 591(MPa) Kếtluận:cặp bánh răng tính toán ở trên hoàn toàn đảm bảo cho bộ truyền làm việc

an toàn

*Các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng thắng cấp chậm:

+ khoảng cách trục aw2 = 200 (mm)

+ chiều rộng vành răng by3 = 90 (mm)

+ duong kinh day rang de = 90 (mm)

dw= 299,28 (mm)

+ Duong kinh dinh rang d,3= 102 (mm )

đ;z= 311 (mm ) + Đường kính chia d„a = 96 (mm)

HII Tính Toán thiết kế trục

III.1 Chọn vật liệu :

Vật liệu dùng để chế tạo trục cần có độ bền cao Đối với HGT làm việc trong điều kiện chịu tải trọnglớn ta chọn vật liệu chế tạo là thép hợp kim 40XH nhiệt luyện bằng phương pháp tôi theo bảng 6.1 ta có cơ tính của thép 40XHnhư sau:

n3

II.3 Xác định các giá trị lực của bộ truyền

+ lực tác dụng khi bánh răng ăn khớp gồm 3 thành phần

Trên bộ truyền bánh răng thắng:

FtbE F”t= 2T;/dw: = 2.1410921,5/96=29394,22N

Frạ= F”r; = Ftạtgœtw/cosB = 10984,22N

II.4 Xác đỉnh sơ bộ đường kính trục

Xác định theo sách TTTKHDĐCK tập I trang 189 dùng công thức thực nghiệm để xác định sơ bộ đường kính trục, trục vào của hộp giảm tốc có thê lẫynhư sau

đy=(0,8~1,2) daevới dạcølà đường kính trục động cơnhư vậy ta có sơ bộ đường kính các trụcnhư sau

+ trục Ï, trục vào

d; = 50.0,8 = 40mm + Truc II, trục trung gian của hộp giảm tốc

d, = 150.0,35 = 52,5 chon dạ= 60mm + Trục II, trục ra của hộp giảm tốc

d;ạ= 200.0,3 = 60mm

- Tra bang 10.2 xac dinh chiéu rong 6 lan

đị= 40mm suy ra bại = 23mm d.=d3=60mm suy ra bo2=bo3 = 31mm

Laz = 0,5(Linz2 + bo) Ky + Ko

Từ đó suy ra khoảng cách trên trục ra

III6 Xác định các thành phần phản lực và biêu đồ mô men

Đề xác định các thành phần lực trên gối tựa FLx và FLy ta xét sự cân bằng lực và mô men trong các mặt phẳng xoz và yoz giá trịnhư sau:

F,; = 11681,8N Fy13 = 4454,4 Fx11 = 0,3.3.T1/Dp Theo bang 16.1a trang 68 ung voi T1 ta co duong tròn đi qua tâm chốt Dạ=105 suy ra

Fx11 = 0,2.2.262258.4/105 = 1498.6 N + xét mặt phẳng xoz

Dung mat cat (1-1)

Ta có biêu đô mô MED, 0

+ Để xác định các thành phan luc trén cac gối tựa 0;1ta xét sự cân băng lực và mô men trong cac mat phang xoz va yoz

+ giá trị các lực đã chonhư sau:

Fxai= 11681,SN Fyo1 = 4454,4 N Fxo2 = 29394,2 N Fy22 = 10984,2 N + Xét mat phang xoz:

>M20(FxLi) = 0

DF x = 0

Thay số ta có:

FLx2, = 22669,3 N Suy ra ta Có :

FLX29 = 18406,7 N + Xét mat phang yoz

»M20(Fy21) = 0 DFy2 = 0

=>Fly2; = 5996,4 N Suy ra ta co:

- Xét trong mặt phẳng xoz :

Mx¡; = 262828,9 Nmm

=> Mx» = 512692,2 Nmm Xét trong mat phang YOZ

My}.; = -1297672,4 Nmm My>.2 = 1938225,15 Nmm

Ta có biêu đồ mô mennhư sau:

+ Xac dinh cac phan luc trén gối tựa 0; 1 Ta xét sự cân bằng lực và mô men trong các mặt phẳng xoz và yOoz

- Gia tri cac luc da conhu sau:

F’x2=29394,2(N) ; Fx;; = 0,3Fr =0,3.2.T3/D0 = 24370 N (Dạ =105là đường kính vòng tròn đi tâm chốt

Từ đó thiết lập biểu đồ mô men

Mô men :Xét trong xoz Xét mặt cắt (1-I): Mx¡; =73,65(N.mm)

Mx;; = -619533 Nmm

xét My:

My; = -9,35 Nmm My22 = -882565,2 Nmm

HI.6 xác định đường kính tại các tiết diện

HI.6.1 xác đỉnh đường kính các tiết diện trục I

- Chọn đường kính đoạn trục lắp nối trục là d13=40 (mm)

- Chọn đường kính đoạn trục lắp ô bi d10 = d11 = 40 (mm)

- Chọn đường kính đoạn trục lắp bánh răng là d12, bánh răng lắp liền trục

vì df1 = 41,9 (mm); dal = 48,9 (mm) (df1 là đường kính đáy răng, dal là đường kính đỉnh răng)

11.6.2 Truc II:

- Nhu da tinh dy = 60(mm)

- chọn đường kính đoạn lắp ô lăn 20 và 21 là 60 (mm)

- Chọn đường kính đoạn trục lắp bánh răng nhỏ của cấp chậm lắp liền trục

Vì df3 = 90 (mm) và đường kính đây răng; da3 = 102 (mm) là đường kính đỉnh răng

- Chọn đường kính đoạn trục lắp bánh răng bị động, bánh răng lớn là d = 60

(mm)

11.6.3 Truc I:

- Chọn đường kính chỗ lắp nối trục là d = 55 (mm)

- chọn đường kính đoạn lắp ô bi và bánh răng là d = 60 (mm)

HI.3 Tính kiếm nghiệm trục

- ở đầy kiểm nghiệm trục III, nếu trục III đủ bền thì trục I và trục II cũng đủ bên + kiểm nghiệm tại các tiết diện nguy hiểm, tại các tiết điện này hệ số an toàn phải thoả mãn điều kiện:

Ko ; Kt hé s6 tap chung img suat thuc té khi uén va xoan

Bảng 10.12 khi ra công rãnh then dao phay ngón

kơ = 2,5 ; kt= 2,39

£„; e, hệ số ảnh hưởng của kích thước tiết điện trục đến giới hạn mỏi uốn, xoắn Ơai ;Laj ; Ơmj Tmj ẨỊ số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện thứ j xác định như sau:

- với trục quay 2 chiều ứng suất uốn thay đôi theo chu kỳ đối xứng

Tmị = Ú, Tại = Tmaxj = Tj/ W¡ ; Gmj = Ö ; ƠØại = Ømax¡= MỊ/ Wj

trong đóoœ; ; @ạ; lần lượt là mô men cản uốn và mô men cản xoắn tại tiết diện nguy

hiểm j được tính theo công thức 10.6 (TTTKHDĐT2)

- Trục tiết điện tròn

@; = 7đ”; /32 ; œq¡ = dẺ; / 16

Trục có lrãnh then œ; = 7đ; / 32 — bt¡(d; — t¡)2/ 2d;

@¡ = 7đ”; / 16— bt¡(d; — t¡)2/ 2d;

Với trục HI Các tiết diện nguy hiểm là :

- tiết diện lắp ô lăn d = 60mm

- tiết diện lắp ô bánh răng d = 60mm

- tiết điện lắp khớp nối d = 55mm

Tra bảng 9.1a (TTTKHDĐT2) ta được các thông số của mối ghép then ứng

với từng tiết điện có mối ghép then thực hiện tínho; vàœu; ta được bảng sau:

Thyc hién tinh k,/é, ; k,/e, ; kod; ; ktd; tra bang 10.11 trang 198(TTTKHDDT2)

d/k truc ke/Es kựe, kod; ktd,

Thyc hién tinho,; ; T4 ; So 3S, va hé so an toàn theo công thức:

Soj =o-l / kod, MW;

Sy = T-1/ krd, T;/Woj

ta duoc két qua bang sau:

Nhu vậy các giá trị S tính được đều lớn hơn giới hạn

[S]= 1,2~1,5 như vậy điều kiện bền mỏi của trục II là đảm bảo

HI.7.2 Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh

Đề phòng biến dang dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột (khi mở máy )

do đó cần kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh theo công thức ta có:

Gig = (40,85? +3.98,7? = 175,8 (MPa)

như vậyØ;a = 175,8 < [o] =1120 (MPa)

Vay truc III dam bao diéu kién bén tĩnh

IV-Tinh toan chon 6 lan

Chon 6 lan cho truc 1 chon loai 6 bi d& một day lap trén cac gối 10 va 11

IV.1 Chon so bé kich thuéc 6

- Dựa vào đường kính ngõng trục d = 40 tra bảng (P2.7 trang 255) chọn loại bi đỡ Idãy cỡ nặng ký hiệunhư sau 408

- Đường kính trong d= 40 mm ; khả năng tải động C = 50,3 (kN)

- Đường kính ngoài d= 110 mm ; khả năng tải tinh Cp = 37 (KN)

- Chiêu rộng ô B = 27(mm) đường kính bi 22,23mm

IV.1.1 Kiểm nghiệm khả năng tải khi làm việc

Với ô bi đỡ 1 dãy theo công thức 11-1 trang 213, TTTKHDĐCK tap I

khả năng tải động tĩnh như sau:

Cạ=Q.#L

m = 3 bậc đường cong mỏi đối với ô bi đỡ

Q - tải trọng đông quy ước

L- tuổi thọ tính bằng triệu vòng

Theo công thức l1 1.3

Q=X.V.Fii.Ky Ke V- hệ số ảnh hưởng đến vòng quay do vong trong quay V=1

Kạ hệ số kể đến đặc tính tải trọng với chế độ va dap vira Ky = 1,25

K, hệ số kê đến ảnh hưởngchếéđộ làm việc khi0 = 1059 thì K,=I1

Qn = X.V From Ky.Kg = 1.4454,4.1.1,25.1 = 5568 N = 5,568 KN

Tính tudi tho 6 lăn

L = Lh¡.n¡.60.109 = 10000.60.977.10'5 = 586,2 triệu vòng quay

Thay số ta có: Cạ = 5,568 ‡/586,2 = 46,6 (KN)

vậy Cạ = 46,6 < C =50,3 vậy loại ô này đảm bảo khả năng tải động của bộ truyền

theo cong thirc 11.19 trang 221 (TTTKHDDT2) voi Fa = 0

Qọ= Xo.F;

Theo bảng 11.6 ta có: Xọ = 0,6

=> Qo= 0,6.4454,4 = 2672 (N) = 2,672 KN

Do Qo = 2,672 KN < Cp = 37 (KN) Vậy 6 đảm bảo khả năng tải tĩnh

IV.2 Chọn ô lăn cho trục H:

- Với đường kính ngõng trục d = 60 (mm) chọn ô bi đỡ 1 dáy cỡ nặng ký hiệu 412 có các thông số sau:

- Duong kinh trong d= 60 mm

- Đường kính ngoài D= 150 mm

- chiéu rong 6 B= 35 mm

- Duong kinh bi 28,58 mm

- kha nang tai d6ng C= 85,6 KN

- Kha nang tai tinh Cp = 71,4 KN

IV.2.1 Kiểm nghiệm khả năng tải của 6:

kiểm nghiệm khá năng tải động

Theo công thức Q = V.Fu.K.Ka

Trong d6 V= 1 vì vòng trong quay

F,, = 4454,4(N); Ke= 1; Kg = 1.25; Fe = Fo -F'u

= 10984,2 — 4454,4 = 6529,8 N Tinh tudi tho cua 6:

L= Lụ.n¿.60.10° = 10000.172,6.60.105 = 103,5 (triệu vòng) Thay số ta có:

Cạ = 8,1623/103,5 = 38,3 (KN), (với Q = 6528,8.1,25 = 8,162 KN) s* Nhận xét :

Ta thấy Cạ = 38,3 (KN) <C = 85,6 (KN) vay 6 đảm bảo điều kiện làm việc tải động

IV.2.2 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh:

Theo công thức 11.19 ta có:

Q,= Xạ.Fr + YeFa do >Fa= 0

—>Q.= Xạ.Fr theo bảng 11.6 có Xạ = 0,6; Yo = 0,5

=> Q, = 6529,8.0.6+2355.4.0.5 = 5095,6 N = 5,09 KN

do Q, = 5,09 (KN) < Cy = 71,4 (KN) vay 6 dam bdo diéu kién tai tinh

IV.3- Chon 6 lan cho truc III: truc ra của hộp giảm tốc

dựa vào đường kính ngõng trục lắp ổ lăn d = 60 mm

chọn ô binhư trục II; ký hiệu 412

- Đường kính trong d = 60 mm

- Đường kính ngoài D = 150 mm

- Chiều rộng ô B = 35 mm

- Đường kính bị 25,58

- Kha nang tai déng C= 85,6 (KN)

- Kha nang tai tinh Cp = 71,4 (KN)

IV.3.1 kiểm nghiệm khả năng tải khi làm việc

Tính toánnhư trục II conhu sau

- Tính tuổi thọ

L= 60.n.Lh/10° = 60.54,28.10000/10° = 32,6 (triệu vòng)

- tải trọng quy ước

Q = 10984,2.1.25 = 13,7 KN

—=>Cq = 13,73/32,6 = 43,8(KN)

Ta thay Cy = 43,8 KN < C= 85,6 (KN) vay 6 dam bảo điều kiện làm việc

IV.3.3 kiém nghiém khả năng tai tinh :

như trục II theo công thức I1.9 với Fa= 0—> Qo = Xo.Fr

=> Q, = 0,6.10984,2= 65,9 (KN)

Vay Q, =65,9 < Cy = 71,4 (KN) khả năng tải tĩnh của ô được đảm bảo

#Ta có thông số của các cặp ô lăn như sau:

Truc I: truc vao

6 bi d& 1day cd nang ký hiệu 408

- Đường kính trong d= 40 ; khả năng tải động C = 50,3 (KN)

- Đường kính ngoài D= 110 ; kha nang tai tinh Cp = 37 (KN)

- Chiéu rong 6 B = 27(mm) dudng kinh bi 22,23 mm

Truc I: truc trung gian

loại ỗ bi một dáy cỡ nặng ký hiệu 412

Đường kính trong d= 60 mm Đường kính ngoài D= 150 mm chiều rộng ô B= 35 mm

khả năng tải động C= 85,6 KN

Kha nang tai tinh Cp = 71.4 KN

Truc ITT: truc ra của hộp giảm tốc

- Các thông của ô lăn trục IIInhư trục II V: Tính kết vỏ hộp siảm tốc

chỉ tiêu của vỏ hộp là độ cứng cao khối lượng nhỏ do vậy ta chọn vật liệu để làm vỏ hộp giảm tốc là gang xám ký hiệu vật liệu là GX15-32

Ta dùng phương pháp đúc 2 nửa trên và đưới chọn bề mặt lắp ghép nửa trên(nắp) nửa

dưới thân là bề mặt đi qua tâm trục.

V.1 Các kết cầu và kích thước cơ bản của hộp dugc tinh trong bang sau

+ Mat bich ghép nap va than

- chiéu day bich than hop s3_ | S3 = (1,4~1,5)d3 = 16~21 S3=15mm

- chiều dây bích nắp hộps4 | S4 = (0,9~1)s3 S4=15m

- bề rộng bích nắp và thân K3 = K2-5mm K3=42mm

K3

- đường kính ngoài và tâm lộ | D2=D + 2d4 D2=140mm

- bề rộng mat gép buléng | E2=1,6 d2 =25 E2=25

V.2 Bôi trơn và điều chỉnh ăn khóp :

+ Phương pháp bôi trơn

do v <12(m/s) cho nên phải tiến hành bôi trơn bằng phương pháp ngâm dau

vận tôc nhỏ cho nên chiêu sâu ngâm dâu băng 1/6 bán kính răng câp nhanh và khoảng

1⁄4 bán kính đối cấp chậm

Do đáy của HGT cách chân răng của bánh răng lớn làA¡ = 30mm vậy chiều cao của

lớp dầu là:

chiều cao mức dâu tôi đa là tính từ đáy lên : Hu,„=30+1/8.311=68,8 (mm)

chiều cao mức dầu tối thiểu là : H„¡„= 30+1/12.259 =51(mm)

+ Dâu bôi trơn :

Theo bang(18.11 trang100 TK HD DD CK tap 2)

Chọn loại dầu máy 6 t6 may kéo AK —15

+ các ô bôi trơn bằng mỡ

V.3 lắp bánh răng lên trục và điều chỉnh ăn khớp

- trước khi lắp bánh răng lên trục cần vệ sinh sạch sẽ may ơ và trục cạo dũa kích thước theo kích thước dãnh then

- do sản xuất đơn chiếc và HGT làm việc trong điều kiện va đập vừa Nên mối ghép giữa bánh răng và trục là H7/k6 các mối ghép then với trục là mối ghép có độ đôi P9/h9

Khi lắp bánh răng nên trục phải ép bánh răng tỳ sát vào bề mặt vai trục do vậy chiều dài phần vát hay bán kính góc lượn của bánh răng phải lớn hơn bán kính góc lượn cua vai trục

Trong quá trình lắp kiểm tra sự ăn khớp bằng cách bôi bột mài nên bề mặt làm việc của răng khi ăn khớp đúng thì vết tiếp xúc dải đều trên bề mặt làm việc của răng Sau đó điều chỉnh ăn khớp dọc trục

VI Xây dựng bản vẽ lắp hộp giảm tốc bản vẽ thân và nắp hộp

VI.1 Xây dựng bản vẽ lắp hộp giảm tốc

Trên cơ sở đã tính toán các thông số chính và tính toán kết câu của vỏ hộp giảm tốc

350 ta xây dựng bản vẽ lắp dựa vào các kết quả bánh răng, trục, ô đỡ, và các kết câu

khác như vòng ný, bạc chặn các chỉ tiết cấu thành lên vô hộp giảm tốc đúc do đó

xây dựng được bản vẽ lắp

Thứ tự xây dựng, dựa vào khoảng cách các trục ta vẽ từ trong ra ngoài và hoàn thiện được trình bầy ở bản vẽ A0.

VI.2 Xây dụng bản vẽ thân hộp và nắp hộp

- Từ bản vẽ lắp hộp giảm tốc ta tách được phần thân hộp và nắp hộp ( bỏ phần bên trong của hộp giảm tốc)

ta được các bản vẽ A0 cho thân hộp và nắp hộp