thiết kế hộp giảm tốc 350

đầu t vào nền công nghiệp nặng là chủ yếu ,nhất là trong lĩnh vực sản xuất máy móc ,thiết bị cơ khí nh các bơm dung dịch có áp suất cao ở trong công ty đạm cho đến các băng tải vận chuyể

đầu t vào nền công nghiệp nặng là chủ yếu ,nhất là trong lĩnh vực sản xuất máy móc ,thiết bị cơ khí nh các bơm dung dịch có áp suất cao ở trong công ty đạm cho

đến các băng tải vận chuyển xi măng hoặc băng tải vận chuyển đá ,than và các hệ thống tời ,cầu trục nâng hàng Đều phải sử dụng đến hộp giảm tốc để biến đổi lực…

mà không phải nhập khẩu của nớc ngoài

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

Do khả năng và kinh nghiệm thực tế còn hạn chế nên bản đồ án này không tránh khỏi những thiếu sót , rất mong đợc sự chỉ bảo của các thầy cô để chúng em có thêm sự hiểu biết sâu hơn nữa

Chúng em xin trân thành cảm ơn thầy giáo tiến sĩ Trần Xuân Việt và các thầy cô trong bộ môn đã tận tình giúp đỡ để chúng em hoàn thành bản đồ án này

Bùi Văn Diệp ; Nguyễn hải An ; Nguyễn Trung Toàn

Phần ITính toán các thông số chính của hộp giảm tốc 350, Xây dựng bản vẽ lắp hộp giảm tốc bản vẽ thân hộp và bản vẽ nắp hộp.

• Giới thiệu chung về hộp giảm tốc 350.

- Hộp giảm tốc 350 đợc dùng rộng rãi trong các cơ sở sản xuất, Hộp giảm tốc kết hợp với một số sản phẩm cơ khí khác dùng làm tời nâng, hạ hàng nặng dùng làm cần cẩu, dầm cầu trục, băng tải…

- 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 ở đầu ra là lớn do đó yêu cầu đặt ra để thiết kế vỏ hộp giảm tốc

là gọn nhẹ, nhng 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 phơng pháp chế tạo hộp giảm tốc 350 là hộp giảm tốc khai triển bánh răng trụ hai cấp, vì kết cấu của hộp đơn giản tuổi thọ cao có thể sử dụng trong phạm vi rộng rãi của vận tốc và tải trọng, tuy nhiên hộp giảm tốc kiểu này có nhợc điểm là các bánh răng bố trí không đối xứng với các ổ

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 đổi và chú ý chọn ổ lăn cho hợp lý

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

kế phần ruột của hộp giảm tốc để từ đó tính toán thiết kế vỏ hộp cho hợp lý

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

350mm

Vậy trọn khoảng cách trục I và trục II là: aw1 = 150mm

Khoảng cách trục II và trục III là: aw2 = 200mm

Giả sử hộp giảm tốc dùng làm tời nâng, hạ vật nặng chạy hai chiều

Giả sử lực kéo là 3000kg = 30000N = F

Vận tốc nâng hạ là V=0.8m/s

đờng kính tang tời là D=280mm

Trờng đhbk hà nội 2 khoa cơ khí

ηbt1- lµ hiÖu suÊt b¸nh r¨ng trô r¨ng nghiªng.

ηbt2-lµ hiÖu suÊt b¸nh r¨ng trô r¨ng th¼ng.

η« l¨n -lµ hiÖu suÊt 1cÆp æ l¨n

ηkhíp-lµ hiÖu suÊt nèi trôc.

Trêng ®hbk hµ néi 3 khoa c¬ khÝ

K- là số cặp ổ lăn.

Tra bảng sách 2.3 T.19 TKHDĐCKT1 ta có :

ηbt1= 0,98

ηbt2 = 0,98 ; ηk = 1 ; ηổ lăn = 0,99 ; k = 4thay số ta đợc :

Trờng đhbk hà nội 4 khoa cơ khí

+ trôc III ta cã :

n3 = n2/u2 = 172,6/3,18 = 54,28 (v/p)

I.4 c«ng suÊt c¸c trôc:

+ c«ng suÊt tÝnh tõ trôc III trë vÒ:

C«ngsuÊt trôc III lµ:

II ThiÕt kÕ bé truyÒn b¸nh r¨ng hai cÊp.

II.1 thiÕt kÕ cÆp b¸nh r¨ng trô r¨ng nghiªng ë cÊp nhanh

- c¸c th«ng sè ®Çu vµo:

P1 = 26,83 (kw)T1 = 262258,4 (N.mm)

n = 977 (v/p)

U = 5,66

- §Ó t¶i träng lµm viÖc tèt ta chän cÆp b¸nh r¨ng trô r¨ng nghiªng cã gãc nghiªng

Trêng ®hbk hµ néi 6 khoa c¬ khÝ

Giới hạn chảy σ ch2 = 340MPa

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

ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng

Trong đó σ0 H lim giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng Theo bảng 6.2 (TKHDĐCKT1) trang 94 ta có : σ0 H lim = 2HB + 70

⇒ Bánh nhỏ σ0 H1 lim = 2.210 +70 = 490 (MPa).

Bánh lớn: σ0 H2 lim = 2.200 +70 = 470 (MPa).

SH : hệ số an toàn SH = 1,1

K HL : hệ số xét dần đến ảnh hởng của chu kỳ làm việc Theo 6.3 (TKHDĐCKT1)

trang 93 K HL đựoc tính nh sau: K HL = 6

[σH]1 = σ0 H1 lim KHL1 / SH = 490.1 / 1,1 = 445,5(MPa)[σH]2 = σ0 H2 lim KHL2 / SH = 470.1 / 1,1 = 427,27(MPa)Với cấp nhanh sử dụng bánh răng nghiêng do đó theo:

[σH] = ([σH]1+[σH]2)/2=436,36 (MPa)

II.1.3 ứng suất tiêp xúc cho phép đ ợc xác định bởi công thức sau:

[σF] = σ0 F lim YR.YS.KxF.KFC.KFL / SF trong đó: σ0 F lim là gới hạn bền mỏi uốn ứng suất chu kỳ chịu tải NEF.

SF – hệ số an toàn khi tính về uốn SF = 1,75 do bề mặt bánh răng thờng hoá

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

m – mô đun tính bằng (mm)

YR = 1 hệ số xét đến độ nhám mặt lợn chân răng

KxF hệ số xét đến ảnh hởng của kích thớc bánh răng đến độ bền uốn.KFC – hệ số ảnh khi đặt tải lấy KFC = 1

Theo 6.2a (TKHDĐCKT1) trong tính toán sơ bộ lấy YR.YS.KxF = 1

Theo 6.2 (TKHDĐCKT1) trang 94: σ0 F lim = 1,8.HB

⇒ các giới hạn bền mỏi tính về uốn của các bánh răng nh sau:

σ0 F1 lim = 1,8.HB1 = 1,8 210 = 378 (MPa).

Trờng đhbk hà nội 8 khoa cơ khí

II.1.4 Xác định các thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

II.1.4.1 Xác định khoảng cách trục a w1

chọn aw =150mmU1=5,66

Trờng đhbk hà nội 9 khoa cơ khí

áp dụng công thức: aw =0,5.m(Z1 + Z 2) /cosβ = 0,5.2.(22+125) / 0,98 = 150(mm).

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

II.1.5 kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

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

σH < [σH]

σH = ZM.ZH.Zε

1 2

1

) 1 ( 2

w w

H

d u b

u K

cos 2

trong đó βb góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

0 49 , 20 2 sin

6 , 10 cos 2

với dw1 = 2aw1/ um+1 = 2.150/6,68 = 44,9(mm)

Trờng đhbk hà nội 10 khoa cơ khí

+ Tính bw chiều rộng của vành răng

bw = aw.ψba với ψba = 0,3

⇒ bw1 = 0,3.150 = 45(mm)vậy KHv = (1+ 1,7.45.44,9)/ 2.262258,4.1,13.1,12=1,0005

⇒ KH = 1,13.1,12.1,0005 = 1,26thay các số liệu vào công thức 6.33 (TKHDĐCKT1) trang 105 ta đợc :

σH = 274.1,72.0,78 2 262258 , 4 1 , 26 ( 5 , 68 + 1 ) / 45 5 , 68 44 , 9 2 = 1075,5 (MPa)

* Nhận xét : do ứng suất uốn tính đợc 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 phơng pháp tôi và có các thông số nh sau:

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

⇒σH1lim=54.10.2+70=1150(MPa)

σH2lim=52.10.2+70=1110(MPa)

⇒ [σH1 ] = 1150/1,1=1050 MPa[σH1 ] = 1110/1,1=1009 MPa suy ra.

về uốn theo bảng 6.7(TKHDĐCKT1) trang 98 ta có : KFβ = 1,17 ứng với cấp chính xác

động học 9

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

KFV = 1+ VF.bw.dw / 2T1.kFβ KFα.Với VF = σF.g0.v. a w/v

Theo bảng 6.15 và 6.16 σF = 0,006 ; g0 = 73 ( vì v = 2,29 < 5 m/s).

Trờng đhbk hà nội 12 khoa cơ khí

Nhận xét : theo tính toán thì cặp bánh răng đáp ứng đợc yêu cầu về độ uốn (vì chọn lại vật liệu ta chấp nhận tha bền)

II.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 làm việc tốt thì σH1 max và σF1max phải nhỏ hơn và nó đợc tính nh sau:

[σH] max = 2,8 σchảy

[σF] max = 0,8 σchảy

⇒ [σH1] max = 2,8 1400 = 3920 (Mpa) [σF1] max = 0,8 1400 = 1120 (Mpa) + ứng suất quá tải phát sinh khi khởi động máy nh xác định nh sau:

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

Ta có các thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh

+ khoảng cách trục aw = 150 (mm)

+ mô đun pháp m = 2 (mm)

Trờng đhbk hà nội 13 khoa cơ khí

II.2.2 xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép.

II.2.2.1 xác định ứng suất tiếp xúc cho phép [ σ H ]

[σH]3 = 1150 / 1,1 = 1045,5(MPa)

[σH]4 = 1110/1,1 = 1009 (MPa).

II.2.2.2 ứng suất uốn cho phép đ ợc xác định bởi công thức sau:

[σF] = σ0 F lim YR.YS.KxF.KFC.KFL / SF trong đó: σ0 F lim là gới hạn bền mỏi uốn ứng suất chu kỳ chịu tải NEF.

SF – hệ số an toàn khi tính về uốn SF = 1,75 do bề mặt bánh răng thờng hoá

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

YR = 1 hệ số xét đến độ nhám mặt lợn chân răng

KxF hệ số xét đến ảnh hởng của kích thớc bánh răng đến độ bền uốn

KFC – hệ số ảnh khi đặt tải lấy KFC = 1

Theo 6.2a (TKHDĐCKT1) trong tính toán sơ bộ lấy YR.YS.KxF = 1

II.3 Xác định các thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng.

Trờng đhbk hà nội 15 khoa cơ khí

II.3.1 Xác định khoảng cách trục a w.

II.4 kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

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

σH < [σH]

σH = ZM.ZH.Zε 2

3

2

) 1 ( 2

w w

H

d u b

u K

- dw3 : đờng kính vòng chia của bánh răng chủ động

Trờng đhbk hà nội 16 khoa cơ khí

Ta cã : cos2αt = (Z3 + Z4).m.cosα / 2aw2

= (32 + 102).3.cos200/2.200 = 0,944 ⇒αtw = 19,26 0

⇒ ZH = 0

26 , 19 2 sin

0 cos 2

σH = 274.1,79.0,86 2 1410921 , 2 1 , 025 4 , 18 / 90 3 , 18 77 , 22 2 = 1122(MPa)

Trêng ®hbk hµ néi 17 khoa c¬ khÝ

Nhận xét :

Do σH = 1122 (MPa)  [ σH] = 1009 (MPa) Vậy cặp bánh răng đảm bảo yêu cầu về ứng suất tiép xúc cho phép

II.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

cặp bánh răng đảm bảo về độ bền uốn khi σF ≤ [σF ]

- Theo công thức 6.43 và 6.44 ta có :

σF3 = 2T2.KF.Yε.Yβ.YF3 / bw3.dw3.m

σF4 = σF3 YF2 / YF1Thay số

⇒ σF3 = 2.1410921,2.3,8.1.1/90.96.3 = 295,5 MPa

σF4 = 295,5.3,6/3,8 = 279,9 (MPa)

Vậy cặp bánh răng đảm bảo điều kiện làm việc về ứng suất uốn

II.6 Kiểm nghiệm răng về quá tải :

- khi mở máy hoặc khi tắt máy khi đó mô men xoắn tăng đột 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 đợc xác định nh sau :

Kqt = Tmax /T = 2

σHmax = σH 2 = 1122 2 = (MPa) ⇒ σF3 max= σF3.1,8 = 295,5.1,8 = 591(MPa)Kết luận:cặp bánh răng tính toán ở trên hoàn toàn đảm bảo cho bộ truyền làm việc

Trờng đhbk hà nội 18 khoa cơ khí

HRC=48~54=480~540 MPa

b = 1600 Mpa ; c= 1400 MPa

III.2 Xác định tải trọng tác dụng lên trục.

- Lực tác dụng nên trục chủ yếu là mô men xoắn và các lực tác dụng khi ăn khớp Căn cứ vào sơ đồ lực bài ra ta có sơ đồ đặt lực nên các chi tiết của HGT nh sau:

Trờng đhbk hà nội 19 khoa cơ khí

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

III.4 Xác định sơ bộ đ ờng kính trục

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

dv=(0,8~1,2) dđcơ với dđcơ là đờng kính trục động cơ nh vậy ta có sơ bộ đờng kính các trục nh sau

+ trục I, trục vào

d1 = 50.0,8 = 40mm+ Truc II, trục trung gian của hộp giảm tốc

d2 = 150.0,35 = 52,5 chọn d2 = 60mm+ Trục III, trục ra của hộp giảm tốc

Từ đó suy ra khoảng cách trên trục ra

III.6 Xác định các thành phần phản lực và biểu đồ mô men.

(trục vào) chọn hệ toạ độ nh hình vẽ

Để 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 trị nh sau:

Fx1 = 11681,8 NFY13 = 4454,4 Fx11 = 0,3.3.T1/D0 Theo bảng 16.1a trang 68 úng với T1 ta có đờng tròn đi qua tâm chốt D0=105 suy ra

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

Z 0

Dùng mặt cắt (1-1)

MX1-1 = -173038,5 Nmmxét mặt cắt (2-2)

MX2-2 = 52880,8 Nmm

+My2-2 = -4082893,4 NmmMy1-1= -553171,2 Nmm

Ta có biểu đồ mô men

Trờng đhbk hà nội 23 khoa cơ khí

344,75 251,25

70,5

1Mx1

Mx2

III.5.2 Trục II:

Trục trung gian chọn toạ độ nh hình vẽ:

Trờng đhbk hà nội 24 khoa cơ khí

344,75 251,25

70,5

1 Mx1

+ Để xác định các thành phần lực trên các gối tựa 0;1ta xét sự cân bằng lực và mô men trong các mặt phẳng xoz và yoz

+ giá trị các lực đã cho nh sau:

FX21 = 11681,8 N Fy21 = 4454,4 NFX22 = 29394,2 N Fy22 = 10984,2 N+ Xét mặt phẳng xoz:

∑M20(FxLi) = 0

∑FX2 = 0

Thay số ta có:

FLx21 = 22669,3 N Suy ra ta có :

FLx20 = 18406,7 N+ Xét mặt phẳng yoz

∑M20(Fy2i) = 0

∑Fy2 = 0

⇒Fly21 = 5996,4 NSuy ra ta có:

Fly20 = 533,4 N

20 20

2 FLy

FL X + = 18414,4 N

21 21

2 FLy

Trờng đhbk hà nội 25 khoa cơ khí

+ Mô men :

Mx2 = Fa.dω2 / 2 = 300433,6 Nmm+ Từ đó ta thiết lập các biểu đồ mô men nh sau:

- Xét trong mặt phẳng xoz :

Mx11 = 262828,9 Nmm

⇒ Mx22 = 512692,2 NmmXét trong mặt phẳng YOZ

My1-1 = -1297672,4 NmmMy2-2 = 1938225,15 Nmm

Ta có biểu đồ mô men nh sau:

III5.3 Xét trục III:

trục ra của hộp giảm tốc, chọn toạ độ nh hình vẽ

Trờng đhbk hà nội 26 khoa cơ khí

85,5 95,25

70,5

1 0

2

2Mx

Mx

1 1

FLx30

FLy30

F'Y2F'X2

+ Xác định các phản lực trên gối tựa 0; 1 Ta xét sự cân bằng lực và mô men trong các mặt phẳng xoz và yoz.

- Giá trị các lực đã có nh sau:

F’x2=29394,2(N) ; FX33 = 0,3Fr =0,3.2.T3/D0 = 24370 N (D0 =105là đờng kính vòng tròn đi tâm chốt

Từ đó thiết lập biểu đồ mô men

Mô men :Xét trong xoz

My22 = -882565,2 Nmm

Trêng ®hbk hµ néi 28 khoa c¬ khÝ

85,5 165,75

93,5

10

- Ta đã tính dI = 40mm

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

- Chọn đờng kính đoạn trục lắp ổ bi d10 = d11 = 40 (mm)

- Chọn đờng kính đoạn trục lắp bánh răng là d12, bánh răng lắp liền trục vì df1 = 41,9 (mm); da1 = 48,9 (mm) (df1 là đờng kính đáy răng, da1 là đờng kính đỉnh răng)

III.6.2 Trục II:

- Nh đã tính dII = 60(mm)

- chọn đờng kính đoạn lắp ổ lăn 20 và 21 là 60 (mm)

- Chọn đờng kính đoạn trục lắp bánh răng nhỏ của cấp chậm lắp liền trục Vì df3 = 90 (mm) và đờng kính đáy răng; da3 = 102 (mm) là đờng kính đỉnh răng

- Chọn đờng kính đoạn trục lắp bánh răng bị động, bánh răng lớn là d = 60 (mm)

III.6.3 Trục III:

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

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

III.3 Tính kiểm nghiệm trục

- ở đây kiểm nghiệm trục III, nếu trục III đủ bền thì trục I và trục II cũng đủ bền

Trờng đhbk hà nội 29 khoa cơ khí

+ kiểm nghiệm tại các tiết diện nguy hiểm, tại các tiết diện này hệ số an toàn phải thoả mãn điều kiện:

Kσ ; Kτ hệ số tập chung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn

Bảng 10.12 khi ra công rãnh then dao phay ngón

kσ = 2,5 ; kτ = 2,39

εσ ; ετ hệ số ảnh hởng của kích thớc tiết diện trục đến giới hạn mỏi uốn, xoắn.

σaj ;τaj ; σmj τmj trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện thứ j xác định nh sau:

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

τmj = 0, τaj = τmaxj = Tj/ Wj ; σmj = 0 ; σaj = σmaxj = Mj/ wj

Trờng đhbk hà nội 30 khoa cơ khí

ω0j = πd3 j / 16– bt1(dj – t1) 2/ 2djVới trục III Các tiết diện nguy hiểm là :

- tiết diện lắp ổ lăn d = 60mm

- tiết diện lắp ổ bánh răng d = 60mm

- tiết diện lắp khớp nối d = 55mm Tra bảng 9.1a (TTTKHDĐT2) ta đợc các thông số của mối ghép then ứng

với từng tiết diện có mối ghép then thực hiện tính ωj và ω0j ta đợc bảng sau:

Tiết diện đ/k trục bxh t1 (mm) ωj (mm 3) ω0j (mm 3)

Nh vậy các giá trị S tính đợc đều lớn hơn giới hạn

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

III.7.2 Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh

Đề phòng biến dạng 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:

σtd = σ + 2 3 τ 2 ≤ [σ]với σ = Mmax / 0,1d3 ; τ = Tmax / 0,2d3.[σ] = 0,8 σch = 0,8.1400 = 1120(MPa)

V- hệ số ảnh hởng đến vòng quay do vòng trong quay V = 1

Kđ hệ số kể đến đặc tính tải trọng với chế độ va đập vừa Kđ = 1,25

Kt hệ số kể đến ảnh hởng chế độ làm việc khi θ = 1050 thì Kt.=1

QI1 = X.V FLrI1 Kt.Kđ = 1.4454,4.1.1,25.1 = 5568 N = 5,568 KNTính tuổi thọ ổ lăn

L = Lh1.n1.60.10-6 = 10000.60.977.10-6 = 586,2 triệu vòng quayThay số ta có: Cđ = 5,568 3 586 , 2 = 46,6 (KN)

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

IV.1.2 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh

theo công thức 11.19 trang 221 (TTTKHDĐT2) với Fa = 0

Q0 = X0.Fr Theo bảng 11.6 ta có: X0 = 0,6

⇒ Q0 = 0,6.4454,4 = 2672 (N) = 2,672 KN

Do Q0 = 2,672 KN < C0 = 37 (KN)Vậy ổ đảm bảo khả năng tải tĩnh

IV.2 Chọn ổ lăn cho trục II:

Trờng đhbk hà nội 33 khoa cơ khí

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

IV.2.1 Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ:

kiểm nghiệm khả năng tải động

Theo công thức Q = V.Fri.Kt.Kđ

Trong đó V= 1 vì vòng trong quay

Fri = 4454,4(N); Kt = 1 ; Kđ = 1.25 ; Fr = Fr2 – F’r1 = 10984,2 – 4454,4 = 6529,8 N

Tính tuổi thọ của ổ :

L= Lh.n2.60.10-6 = 10000.172,6.60.10-6 = 103,5 (triệu vòng)Thay số ta có:

Cđ = 8,1623 103 , 5 = 38,3 (KN), (với Q = 6528,8.1,25 = 8,162 KN)

 Nhận xét :

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

IV.2.2 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh:

Theo công thức 11.19 ta có:

Qt = X0.Fr + Y0Fa do ΣFa= 0

⇒ Qt = X0.Fr theo bảng 11.6 có X0 = 0,6; Y0 = 0,5

⇒ Qt = 6529,8.0.6+2355.4.0.5 = 5095,6 N = 5,09 KN

do Qt = 5,09 (KN) < C0 = 71,4 (KN) vậy ổ đảm bảo điều kiện tải tĩnh

IV.3- Chọn ổ lăn cho trục III: trục ra của hộp giảm tốc

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

Trờng đhbk hà nội 34 khoa cơ khí

- Khả năng tải tĩnh C0 = 71,4 (KN)

IV.3.1 kiểm nghiệm khả năng tải khi làm việc

Tính toán nh trục II có nh sau

Ta thấy Cđ = 43,8 KN < C= 85,6 (KN) vậy ổ đảm bảo điều kiện làm việc

IV.3.3 kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh :

nh trục II theo công thức 11.9 với Fa= 0 ⇒ Q0 = X0.Fr

⇒ Qt = 0,6.10984,2= 65,9 (KN)

Vậy Qt =65,9 < C0 = 71,4 (KN) khả năng tải tĩnh của ổ đợc đảm bảo

*Ta có thông số của các cặp ổ lăn nh sau:

Trục I : trục vào

ổ bi đỡ 1dãy cỡ nặng ký hiệu 408

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

- Đờng kính ngoài D= 110 ; khả năng tải tĩnh C0 = 37 (KN)

- Chiều rộng ổ B = 27(mm) đờng kính bi 22,23 mm

Trục II: trục trung gian

loại ổ bi một dáy cỡ nặng ký hiệu 412

Đờng kính trong d= 60 mm

Trờng đhbk hà nội 35 khoa cơ khí

Đờng kính ngoài D= 150 mmchiều rộng ổ B= 35 mm

khả năng tải động C= 85,6 KN

Khả năng tải tĩnh C0 = 71.4 KN

Trục III: trục ra của hộp giảm tốc.

- Các thông của ổ lăn trục III nh trục II

V: Tính kết vỏ hộp giảm tốc.

chỉ tiêu của vỏ hộp là độ cứng cao khối lợng 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 phơng pháp đúc 2 nửa trên và dới chọn bề mặt lắp ghép nửa trên(nắp) nửa

d-ới thân là bề mặt đi qua tâm trục

V.1 Các kết cấu và kích th ớc cơ bản của hộp đ ợc tính trong bảng sau

d4= 0,7d2

d1 = M18d2 = M12d3 = M12

d4 = M10d5 = M12

Trờng đhbk hà nội 36 khoa cơ khí

C = D3/2

D3 = 170mmD2=140mmK2=48mmE2=25

S1 = 1,4~1,7 d1 = 25K1 = 3d1 = 55

q > K1 + 3δ

S1=25mmK1=55mmq= 85mmKhe hë gi÷a c¸c chi tiÕt

B chiều rộng hộp

V.2 Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp :

+ Ph ơng pháp bôi trơn

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

vận tốc nhỏ cho nên chiều sâu ngâm dầu bằng 1/6 bán kính răng cấp nhanh và khoảng1/4 bán kính đối cấp chậm

Do đáy của HGT cách chân răng của bánh răng lớn là ∆1 = 30mm vậy chiều cao của lớp dầu là:

chiều cao mức dầu tối đa là tính từ đáy lên : HMax=30+1/8.311=68,8 (mm)

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

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 lợn của bánh răng phải lớn hơn bán kính góc lợn của 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

Trờng đhbk hà nội 38 khoa cơ khí

đợc trình bầy ở bản vẽ A0

Trờng đhbk hà nội 39 khoa cơ khí

VI.2 X©y dông b¶n vÏ th©n hép vµ n¾p hép