Đồ án cơ học máy: Tính toán thiết kế hộp giảm tốc

Phụ Lục: Phần 1: Chọn Động Cơ Và Phân Bố Tỉ Số Truyền 1. Công suất làm việc 1 2. Hiệu suất hệ dẫn động 3. Công suất cần thiết trên trục động cơ 4. Số vòng quay trên trục công tác 5. Chọn sơ bộ tỷ số truyền 2 6. Số vòng quay sơ bộ trên trục động cơ 7. Tính số vòng quay đồng bộ của động cơ 8. Chọn động cơ 9. Phân phối tỷ số truyền 10. Tính các thông số trên trục 11. Lập bảng thông số 3 Phần 2: Tính Toán Thiết Kế Bộ Truyền Ngoài I.Tính toán thiết kế bộ truyền đai thang 1. Tính toán thiết kế bộ truyền đai thang 4 2. Chọn đường kính hai bánh đai : 3. Xác định khoảng cách trục a 4. Tính số đai Z 5 5. Các thông số cơ bản của bánh đai 6 6. Xác định sức căng ban đầu và lực tác dụng lên trục 7. Tổng hợp thông số của bộ truyền đai 7 Phần 3: Tính Toán Thiết Kế Truyền Trong I.Tính toán truyền động bánh răng côn răng thẳng cấp nhanh 1. Chọn vật liệu làm bánh răng 8 2. Xác định ứng suất cho phép 3. Xác định sơ bộ chiều dài côn ngoài 10 4. Xác định các thông số ăn khớp 11 5. Xác định các hệ số và các thông số động học 13 6. Kiểm tra bộ truyền bánh răng 7. Một vài thông số hình học của cặp bánh răng 15 8. Bảng tổng hợp các thông số bộ truyền 16 II. Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm 1. Chọn vật liệu làm bánh răng 17 2. Xác định ứng suất cho phép 3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục 19 4. Xác định các hệ số và các thông số động học 5. Kiểm nghiệm về bộ truyền bánh rang 20 6. Một vài thông số hình học của cặp bánh răng 7. Bảng tổng hợp các thông số của bộ truyền bánh rang 23 Phần 4: Tính Toán Thiết Kế Trục, Chọn Ổ Lăn Khớp Nối I. Tính toán khớp nối 1. Chọn khớp nối 25 2. Kiểm tra độ an toàn của khớp nối 3. Lực tác dụng lên trục 26 4. Các thông số cơ bản của nối trục đàn hồi II.Thiết kế Trục 1. Chọn vật liệu làm trục 27 2. Xác định lực và sơ đồ phân bố lực tác dụng lên trục 3. Tính thiết kế trục 4. Tính kiểm nghiệm trục và chọn then 30 Phần 5: Thiết Kế Vỏ Và Các Chi Tiết Của Hộp Giảm Tốc 1. Chọn vật liệu làm thân hộp 54 2. Kết cấu vỏ hộp 3. Một số kết cấu khác 57 4. Bôi trơn hộp giảm tốc 62

PHẦN 1 CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

Thông số đầu vào :

1.Công suất làm việc

- Hiệu suất bộ truyền bánh răng : ηbr = 0,96

- Hiệu suất bộ truyền đai : ηđ = 0,95

- Hiệu suất ổ lăn : ηol= 0,99

- Hiệu suất khớp nối : ηkn= 0,99

3 Công suất cần thiết trên trục động cơ :

Trong đó, tra bảng B2.421 [1]ta được :

-Tỷ số truyền của bộ truyền đai : uđ = 3

Thiết kế hệ dẫn động băng tải :

- Lực kéo băng tải : F= 4500 (N)

- Vận tốc băng tải : v= 1,8 (m/s)

- Đường kính tang : D= 500 (mm)

- Bộ truyền đai : thang

- Thời gian phục vụ : Lh = 15600 (giờ )

- Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài : β = 50o

- Đặc tính làm việc : Va đập nhẹ

-Tỉ số truyền của hộp giảm tốc : uh = 10

6 Số vòng quay sơ bộ trên trục động cơ :

nsb= nlv nsb = 68,75.30 = 2062,5 (vòng/ph)

7 Tính số vòng quay đồng bộ của động cơ :

Tra bảng chọn nđ b b = 3000 ( vòng/ph) sao cho gần nhất với nsb nhất

Tỷ số truyền bộ truyền ngoài : uđ = u u

h =42,2810 = 4,23 Vậy ta có :

u = 42,28

uh=10

uđ(x)= 4,23

10 Tính các thông số trên trục :

Công suất trên trục công tác : Pct = Plv =8,1 (kW)

Công suất trên các trục khác :

PHẦN 2 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI

I.Tính toán thiết kế bộ truyền đai thang

Thông số yêu cầu :

1 Chọn loại đai và tiết diện đai :

Chọn loại đai thang : Thường ( b h t ≈ 1,4 ) : hay sử dụng

Tra đồ thị ĐT 4.159 [1] với các thông số P=9,93 (kW) ta chọn tiết diện đai Ƃ

n1= 2907 (vg/ph)

2 Chọn đường kính hai bánh đai :

Chọn d1=125(mm) theo tiêu chuẩn cho trong bảng B4.2163 [1]

Kiểm tra vận tốc đai :

∆ u=|u t −u đ

u đ |.100% =|4,124−4,23

4,23 |.100% = 2,5 % < 4%

3 Xác định khoảng cách trục a :

Dựa vào ut = 4,124 tra bảng B4.1460 [1], ta chọn d a

2=0,95 →asb =0,95.d2=480(mm)Chiều dài đai:

α1 = 180 -57(d2−d1 )

a = 180- 57(500−125)822,4 =154o >120o

4 Tính số đai Z:

Z = [Po].C P K α C đ L C i C z trong đó :

P – Công suất trên trục bánh đai chủ động P = 9,93 (kW)

[Po] – Công suất cho phép , tra bảng B4.1962 [1] hay B4.2062 [1] theo tiết diện đai Ƃ,

d1= 125 (mm) và v = 19,03 (m/s) , ta được : [P o]=5,34(kW )

l o=2240(mm)

Kđ – Hệ số tải trọng động , tra bảng B4.755[1] , ta được Kđ=1,45

Cα – Hệ số ảnh hưởng của góc ôm

Cα =1 - 0,0025.(180 - α)= 1-0,0025(180-154)=0,935

Tra bảng B4.1561 [1] với α1= 160o ta được Cα = 0,95

CL – Hệ số ảnh hưởng của chiều dài đai , tra bảng B4.1661 [1] với L L

o = 20002240 = 0,89 ta được CL=1,0

Ci – Hệ số ảnh hưởng của tỷ số truyền , ta bảng B4.1761 [1] với it = 4,124 được

5 Các thông số cơ bản của bánh đai :

Chiều rộng bánh răng : B = (Z - 1)t +2e

ho= 4,2 (mm)

t = 19 (mm)Tra bảng B4.2163 [1] ta được e = 12,5 (mm)

da2 = d2 + 2ho =500 +2.4,2 = 508,4 (mm)

df1= da1 – H = 133,4 -16 =117,4 (mm)Đường kính đáy bánh đai

df2= da2 – H = 508,4 -16 = 492,4 (mm)

6 Xác định sức căng ban đầu và lực tác dụng lên trục :

Sức căng ban đầu : Fo = 780 P K đ

v C α Z + Fv

Với bộ truyền định kì điều chỉnh lực căng => Fv=qm v2 , với

qm – Khối lượng 1 mét đai , tra bảng B4.2264 [1] với tiết diện đai Ƃ

PHẦN 3 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG

I.Tính toán truyền động bánh răng côn răng thẳng cấp nhanh

Thông số đầu vào :

-Giới hạn chảy : σch2 =450 MPa)Vật liệu bánh nhỏ :

-Nhãn hiệu thép : 45-Chế độ nhiệt luyện : tôi cải thiện-Độ rắn HB = 241 ÷ 285 ; ta chọn : HB1= 245-Giới hạn bền : σb1 = 850 (MPa)

-Giới hạn chảy : σch1 =580 MPa)

2 Xác định ứng suất cho phép :

a) Ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép :

[σH] = σ H lim¿ 0

S H ¿ ZR.Zv.KxH.KHL

σ H lim¿0;σ Flim¿o¿ ¿ - ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở :

σ H lim¿0 ¿ = 2HB + 70

σ F lim¿o¿ = 1,8HB

 Bánh răng chủ động σH lim 10 = 2HB1 + 70= 2.245 +70 =560 (MPa)

σF lim 1 o = 1,8HB1=1,8.245 = 441 (MPa)Bánh răng bị động σ H lim 20 = 2HB2 + 70 = 2.230 +70 = 530 (MPa)

NHE1> NH01 => lấy NHE1=NH01 => KHL1 =1

NHE2> NH02 => lấy NHE2=NH02 => KHL2 =1

NFE1> NF01 => lấy NFE1=NF01 => KFL1 =1

NFE2> NF02 => lấy NFE2=NF02 => KFL2 =1

Do vậy ta có :

[σH1] = σ0H lim 1

S H ZR.Zv.KxH.KHL1=5601,1 1 1 = 509,09 (MPa)[σH2] = σ0H lim 2

S H ZR.Zv.KxH.KHL2 =5301,1 1 1 = 481,82 (MPa) [σF1] = σ0Flim 1

S F YR.YS.KxF.KFL1 =1,75441 1 1 = 252 (MPa) [σF2] = σ0Flim 2

S F YR.YS.KxF.KFL2 =1,75414 1 1 = 236,57 (MPa)

Do là bộ truyền bánh răng côn răng thẳng => [σH] = min(σH1; σH2)= 481,82 (MPa)

b) Ứng suất cho phép khi quá tải :

[σH]max = 2,8.max (σch1; σch2) = 2,8 580= 1624(MPa)

0,25(1−0,25).3,83.481,822

=189,03 (mm)

4 Xác định các thông số ăn khớp :

a Xác định modun vòng ngoài và vòng trung bình mte, mtm :

Đường kính vòng chia ngoài :

mte = (1−0,5K m tm

be) = (1−0,5.0,25)2,98 = 3,4 (mm)Tra bảng B6.899[1] ta chọn mte = 3 (mm)

δ2 =900-δ1= 90o-14o32’ = 75027’

d Xác định hệ số dịch chỉnh :

Đối với bộ truyền bánh răng côn thẳng ta sử dụng chế độ dịch chỉnh đều

x1 + x2 = 0Tra bảng B6.20112[1] với Z1=28 , ut =3,86 , ta được x1= 0,33 , x2= -x1 = -0,33

e Xác định đường kính trung bình và chiều dài côn ngoài :

Nội suy tuyến tính ta được KHv , KFv – Hệ số tải trọng động trong vùng ăn khớp khi tính về ứng suất tiếp xúc , uốn : KHv= 1,16

KHα, KFα - Hệ số phân bố không đều tải trọng trên các đôi răng khi tính

về ứng suất tiếp xúc , uốn Do bộ truyền là bánh răng côn thẳng => KHα=1 ; KFα=1

6 Kiểm tra bộ truyền bánh răng

a Kiểm nghiệm về ứng suất uốn :

σ H−[σ H]

[σ¿¿H ]¿ 100% = 490,66−481,82481,82 100% = 1,8% < 4% thỏa mãn và giảm chiều rộng vành răng b:

b=b. σ H

[σ H]=42 490,66481,82=43

b Kiểm nghiệm về độ bền uốn :

σF1 = 2M1K F Y ε Y β Y F1

0,85.b.d m1 m tm ≤[σF1]

σF2= σ F1 Y F2

Y F1 ≤[σF2] [σF1], [σF2] - Ứng suất uốn cho phép của bánh chủ dộng và bánh bị động , xác định theo phần trên

KF– Hệ số tải trọng khi tính về uốn

Chiều cao răng ngoài : he =2,2.mte =2,2.3 = 6,6 (mm)

Chiều cao đầu răng ngoài : hae1=(hte + x1 )mte=(1+0,33).3= 3,99 (mm)

hae2=(hte + x2 )mte=(1-0,33).3= 2,01 (mm)

Chiều cao chân răng ngoài : hfe1=he – hae1 = 6,6-3,99 = 2,61 (mm)

hfe2=he – hae2 = 6,6 -2,01 = 4,59 (mm)

Đường kính đỉnh răng ngoài :

dae1=de1 + 2hae1cosδ1= 84 + 2.3,99.cos 14o32’= 91,72 (mm)

dae2=de2 + 2hae2cosδ2= 324 + 2.2,01.cos75o27’ = 325 (mm)

8 Bảng tổng hợp các thông số bộ truyền :

Z2

28108

x2

0,33-0,33

de2

84324

δ2

14o32’

75o27’

hae2

3,99 (mm)2,01 (mm)

hfe2

2,61 (mm)4,59 (mm)

dae2

91,72 (mm)

325 (mm)

II Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm

Thông số đầu vào :

-Giới hạn chảy : σch4 =450 MPa)Vật liệu bánh nhỏ :

-Nhãn hiệu thép : 45-Chế độ nhiệt luyện : tôi cải thiện-Độ rắn HB = 241 ÷ 285 ; ta chọn : HB1= 245-Giới hạn bền : σb3 = 850 (MPa)

-Giới hạn chảy : σch3 =580 MPa)

[σH3] = σ0H lim 3

S H ZR.Zv.KxH.KHL3=5601,1 1 1 = 509,09 (MPa)[σH4] = σ0H lim 4

S H ZR.Zv.KxH.KHL4 =5301,1 1 1 = 481,82 (MPa) [σF3] = σ0Flim 3

S F YR.YS.KxF.KFL3 =1,75441 1 1 = 252 (MPa) [σF4] = σ0Flim 4

Ka – Hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng của cặp bánh răng , Tra bảng B6.596[1]

=>Ka=43MPa1/3

M2 – Mô men xoắn trên trục chủ động : M2= 467839,83 (N.mm)

[σH] - Ứng suất tiếp xúc cho phép : [σH]= 495,46 (MPa)

Tra bảng B6.899[1] ta chọn m theo tiêu chuẩn m=4 (mm)

b Xác định số răng

chọn sơ bộ β=14o => cosβ =0,970296

Z1 =2a w cosβ m(u+1) =2.211.0,9702964(2,61+1) =28,36=> Z1= 28

Z2 =u.Z1 = 2,61.29 = 73,08 => Z2=73

Tỷ số truyền thực tế :

ut=Z2

Z1 =7328 =2,607Sai lệch tỷ số truyền :

v= π d w 1 n1

60000 = π 117.179,4360000 = 1,1 (m/s)Tra bảng B6.13106[1] với bánh răng trụ răng nghiêng và v=1,1(m/s) ta được cấp chính xác của bộ truyền là CCX =9

Tra phụ lục PL2502.3[1] với :

-CCX=9-HB <350-Răng nghiêng -v=1,1 (m/s)Nội suy tuyến tính ta được :

YS = 1,08 – 0,0695 ln(m)=1,08-0,0695ln(4)= 0,984

Hệ số tập trung tải trọng : KHβ = 1,13

KFβ = 1,25

KHα, KFα - Hệ số phân bố không đều tải trọng trên các đôi răng khi tính

về ứng suất tiếp xúc , uốn Do bộ truyền là bánh răng trụ răng thẳng

=> KHα=1 ; KFα=1

KHv,KFv – Hệ số tải trọng động trong vùng ăn khớp khi tính về ứng suất tiếp xúc uốn : KHv=1,03

KFv=1,14

6 Kiểm nghiệm về bộ truyền bánh răng :

a Kiểm nghiệm về ứng suất tiếp xúc :

σH = ZM.ZH.Zɛ√2 2 M2 K H (u t+1)

b w .u t .d w 12 ≤ [σH] [σH] - Ứng suất tiếp xúc cho phép :

ZM - Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp , Tra bảng B6.596[1]

Ta có ZM=274 MPa1/3

ZH- Hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc :

ZH=2

√ 2.cos β b sin ⁡(2α tw) =2

√ 2.cos15o14' sin ⁡(2.20 o45') = 1,706

Zɛ - Hệ số sự trùng hợp của răng , phụ thuộc vào hệ số trùng khớp ngang ɛα và hệ

σH = 274.1,706.0,74.√2.467839,83 1,164 (2,607+1)

63.2,607 1172 = 457,24 < [σH]kiểm tra : [σ H]−σ H

KF– Hệ số tải trọng khi tính về uốn

YF1,YF2– Hệ số dạng răng phụ tuộc vào số răng tương đương :

a=0,5(d1+d2)=0,5(116,66 + 304,15)= 210,4(mm)Đường kính đỉnh tang :

da1=d1+2m = 116,66 +2.4=124,66 (mm)

da2=d2+2m = 304,15 +2.4=312,15 (mm)Đường kính đáy răng :

df1= d1-2,5m=116,66-2,5.4= 106,66 (mm)

df2= d2-2,5m=304,15 -2,5.4= 294,15 (mm)Đường kính vòng cơ sở :

db1=d1cosα=116,66.cos 20o= 109,6 (mm)

db2=d2cosα=304,15.cos 20o= 285,51 (mm)Góc profin gốc α=20o

8 Bảng tổng hợp các thông số của bộ truyền bánh răng:

Thường chọn nối trục đàn hồi

Chọn nối trục theo điều kiện :

Mt ≤ Mkn cf

dt≤ dkn cf

Mt – mômen xoắn tính toán , Mt = k.MIII= 1,5.1159,8909 = 1739,84 (N.m)

k – hệ số chế dộ làm việc , phụ thuộc vào loại máy , tra bảng B16.158 [2] k= 1,5

M – mô men xoắn danh nghĩa trên trục

Tra bảng B16.10 a68 [2] với điều kiện Mt =1739,84 (N.m) ≤ Mkn cf ta được

2 Kiểm tra độ an toàn của khớp nối :

Khớp nối được kiểm nghiệm theo hai điều kiện :

a Điều kiện sức bền đập của vòng đàn hồi :

σd = Z D 2.k M

o d o .l3 ≤ [σd][σd] - ứng suất dập cho phép của vòng cao su : [σd] = (2÷4) MPa

Với Ft= 2.T III

D o = 2.1159890,9200 = 11598,91 (N)

Fkn = 0,2.11598,91 = 2319,8 (N)

4 Các thông số cơ bản của nối trục đàn hồi :

Mômen xoắn lớn nhất có thể truyền được M kn cf 2000 (mm)Đường kính lớn nhất có thể của trục nối d kn cf 63 (mm)

II Thiết kế trục

1 Chọn vật liệu làm trục

Dùng thép 45 tôi cải thiện

2 Xác định lực và sơ đồ phân bố lực tác dụng lên trục

a Sơ đồ phân bố lực :

b Xác định các giá trị của các lực tác dụng lên trục , bánh răng , trục vít

- Lực tác dụng lên trục từ bộ truyền đai : Fđ =1587,5 (N)

- Lực tác dụng lên trục từ bộ truyền bánh răng :

+ Với bộ truyền bánh răng côn thẳng :

Chọn d1= 35 (mm)

d2= 55 (mm)

d3 = 75 (mm)

b Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

 Xác định chiều rộng ổ lăn trên trục

Tra bảng B 10.2189 [1] chọn được chiều rộng ổ lăn trên các trục

+ Chiều dài may ơ bánh răng côn :

 Với bánh răng côn nhỏ :

lm13 = (1,21,4)d1 =(1,21,4)35 = (4249) (mm)

=>Chọn lm13 = 45 (mm)

 Với bánh răng côn lớn :

lm23 = (1,21,4)d2 = (1,21,4)55 = (6677)(mm)

=>Chọn lm23 = 70 (mm)+ Chiều dài may ơ bánh răng trụ

- Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp : k2 =10(mm)

- Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ :k3 = 10 (mm)

- Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông : hn = 15 (mm)

 Xác định chiều dài các đoạn trục :

 R C y = −F r 1(l13−l11)+F a 1 d m1

2 +F đ y (l11+l12)

l11 =−1085,68.(157,27−100)+281,45 83,442 +1587,5 cos50

- Biểu đồ nội lực trục I:

X O Y

 R E z = −F t 3 −F t 2 −R H z = -7997,26 – 3081,5 + 4265,06 = -6813,7 (N)

- Biểu đồ nội lực trục II :

X O Y

+ Tại mặt cắt bên trái

+ Tại mặt cắt bên phải

Mtd = √(M¿¿u y)2+(M u z)2

+0,75 M x2¿ 298547,8 = √298547,8 2 +507620,6 2 +0,75.467839,83 2 = 714818,17 ( Nmm)

+ Tại mặt cắt bên phải

b Biểu đồ nội lực trục III :

X O Y

+ Tại mặt cắt bên phải

c chọn then và kiểm tra then :

Do các trục nằm trong hộp giảm tốc nên ta chọn loại then bằng

*Chọn then cho trục I :

Tại mặt cắt lắp bánh răng côn nhỏ : d = 35 (mm)

Tra bảng B9.1a173 [1] ta chọn được kích thước then :

Chiều dài then : lt1 = (0,80,9) lm13 = (0,80,9).45 = (3640,5)

 Chọn lt1 = 40 (mm)

*Chọn then cho trục II :

Tại mặt cắt lắp bánh răng côn lớn và bánh răng trụ nhỏ : d = 55 (mm)

Tra bảng B9.1a173 [1] ta chọn được kích thước then :

Chiều dài then : lt2 = (0,80,9).lm22 = (0,80,9).70 = (5663)

Chiều dài then : lt3 = (0,80,9).lm33 = (0,80,9).110 = (8899)

 Chọn lt3 = 90 (mm)

Kiểm nghiệm then :

a Kiểm nghiệm sức bền dập cho then :

σd = d.l 2.M

t (h−t1 ) ≤ [σH]

M : mô men xoắn trên trục

lt: Chiều dài then làm việc lt = lt1 – b

[σ] : ứng suất dập cho phép Theo B1789.5[1] với dạng lắp cố định , vật liệu may ơ bằng thép , đặc tính tải trọng : va đập nhẹ

*** Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi :

Kết cấu trục vừa thiết kế muốn đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các mặt cắt nguy hiểm thỏa mãn điều kiện :

Sj = √S S σj σj2.S +S τj2τj

≥ [S]

[S]: Hệ số an toàn cho phép [S] = (1,52,5) lấy [S]=2

Sσj , Sτj : Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại mặt cắt j

Ky : hệ só tăng bền bề mặt trục , Với phương pháp gia công tăng bền bề mặt tôi bằng dòng điện tần số cao => Ky = 1,5

ε σ , ε τ – hệ số kể đến ảnh hưởng kích thước mặt trục , với d= 35 mm

theo B10.10198 [1] với vật liệu thép cacbon => ε σ= 0,85 , ε τ=0,78

Kσ,Kτ : trị số của hệ số tập trung ứng suất thực tế trên bề mặt trục có rãnh then và gia công bằng dao phay , theo B10.12198 [1] => Kσ=1,76 , Kτ = 1,54

τmj = τaj = 2.W T 2

o = 2.30572,24467839,83 = 7,65 Với d = 55mm => ε σ= 0,81 , ε τ=0,76

5 Tính toán , kiểm tra ổ lăn

Do kết cấu là bộ truyền bánh răng côn trụ 2 cấp , yêu cầu cao về độ cứng vững của ổ nên ta dung ổ đũa côn cho cả 3 trục

= 4318,54 (N) Tổng lực dọc trục : Fat = Fa3 + Fa2 = 2331 + 1085,68 = 3416,68 (N)

 tổng phản lực tại I : FrI = √(R I y) 2+(R I z) 2 = √3372,44 2 +5040,77 2

= 6064,87 (N) tổng phản lực tại S: FrS = √(R S y)2+(R S z)2 = √236,5 2 +636,7 2

Tra bảng B11.4215[2] => Chọn XB= 1 , YB=0

Tại gối C : F aC

V F rC = 1.3849,11118,16 = 0,29 < e Tra bảng B11.4215[2] => Chọn XC = 1 , YC =0

 Đảm bảo điều kiện tải trọng động

- Kiểm nghiệm theo tải trọng tĩnh :

 Đảm bảo điều kiện tải trọng động

- Kiểm nghiệm theo tải trọng tĩnh :

- Kiểm nghiệm theo tải trọng tĩnh :

QtI = Xo.FrI + Yo.FaI = 0,5.6064,87 + 0,22.Cotg14,08o.1912,86

= 4710,3 (N)

 QtI < Co = 108,8 (kN) => đảm bảo điều kiện tải trọng tĩnh.

PHẦN 5 THIẾT KẾ VỎ VÀ CÁC CHI TIẾT CỦA HỘP GIẢM TỐC 5.1 Chọn vật liệu làm thân hộp

Vỏ hộp giảm tốc đúc có thể có nhiều dạng khác nhau, song chúng đều có chung nhiệm vụ: đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến, đựng dầu bôi trơn, bảo vệ các chi tiết máy tránh bụi băm

Chi tiết cơ bản của vỏ hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ

Hộp giảm tốc bao gồm: thành hộp, nẹp hoặc gân, mặt bích gối đỡ,…

Vật liệu phổ biến nhất dùng để đúc hộp giảm tốc là gang xám GX15-32 (chỉ dùngthép khi chịu tải trọng lớn và đặc biệt chịu va đập)

5.2 Kết cấu vỏ hộp

-Chọn bề mặt ghép nắp và thân

Bề mặt ghét của vỏ hộp thường đi vào đường tâm của trục Nhờ đó việc lắp ghét các chi tiết sẽ thuận lợi Sau khi đã lắp ghép lên trục các chi tiết như bánh răng, bạc, ổ,… sau đó từng trục sẽ được đặt vào vỏ hộp

Bề mặt lắp ghép thường chọn song song với mặt đế Tuy nhiên Cũng có thể chọn bề mặt ghép không song song với mặt đế, nếu nhờ đó có thể giảm được trọng lượng và kích thước của hộp giảm tốc, cũng như tạo điều kiện bôi trơn tốt cho các cặp bánh răng bằng phương pháp ngâm dàu

-Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp

Hình dạng của nắp và thân chủ yếu được xác định bởi số lượng và kích thước của bánh răng, vị trí mặt ghép và sự phân bố của các trục trong hộp , đồng thời còn phụ thuộc vào chỉ tiêu kinh tế, độ bền và độ cứng

- Chiều dày thân hộp:

 = 0,03a+ 3 =0,03.211 + 3 = 9,33  Chọn  = 9(mm)

- Chiều dày nắp bích

1 =0,9. = 0,9.9 = 8,1 Chọn 1 = 8 (mm)