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 nền 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 chuyển đá ,than và các hệ thống tời ,cầu trục nâng hàng…Đều phải sử dụng đến hộp giảm tốc để biến đổi lực và chuyển động. Vì vậy nhiệm vụ thiết kế hộp giảm tốc 350 là để phục vụ cho việc vận chuyển băng tải đạm ,băng tải than , các bơm nén có áp suất an toàn và ổn 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 khẩu 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. PhầnI Tính 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 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 cẩu, dầm cầu trục, băng tải… 1 - 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 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 nhược điểm làcác 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 trước 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: aw 1 = 150mm Khoảng cách trục II và trục III là: aw 2 = 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 đường kính tang tời là D=280mm Thời hạn phục vụ là Lh=10000 giờ Vậy đẻ tính toán phần ruột của hộp giảm tốc để suy ra vỏ hộp giảm tốc ta phảiqua cácbước sau: + Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền. +Thiết kế bộ truyền bánh răng hai cấp. +Tính toán thiết kế trục. +Tính toán chọn ổ lăn. +Tính kết cấu và xây dựng bản vẽ lắp hộp giảm tốc, bản vẽ thân hộp, bản 2 vẽ nắp hộp I- chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền. I .1 Chọn động cơ. I.1.1 Xác địn h công suất động cỏ. công suất yêu cầu của động cơ được xác định theo công thức: p y/c =p ct / η o với p yc là công suất yêu cầu p ct : là công suất công tác . η o : là hiệu suất. → xác định Pct như sau: P ct = F.V /1000= 30000x0,8/1000=24(KW). + xác định hiệu suấtη o : áp dụng công thức η= η bt1 .η bt2 .η bt3 .η k ô lăn .η khớp trong đó: η bt1 - là hiệu suất bánh răng trụ răng nghiêng. η bt2 -là hiệu suất bánh răng trụ răng thẳng. η ô lăn -là hiệu suất 1cặp ổ lăn . η khớp -là hiệu suất nối trục. K- là số cặp ổ lăn. Tra bảng sách 2.3 T.19 TKHDĐCKT1 ta có : η bt1 = 0,98 η bt2 = 0,98 ; η k = 1 ; η ổlăn = 0,99 ; k = 4 thay số ta được : η = 0,98.0,96. 0,99 4 .1=0,92 do đó P y/c = p ct /η= 24/0.92= 26,08(kw). I.1.2 xác định hệ số vòng quay cơ sở: 3 - Số vòng quay cơ sở được xác định theo công thức: n sb = n ct .u sb Trong đó : n ct - số vòng quay trên trục công tác. n= 60000.v/πD= 60000.0,8/3.14x280=54,27(v/p). U sb – tỷ số truyền sơ bộ. Với U sb = U h .U n - Chọn U = U n = 1 là tỷ số truyền khớp nối. U 1 =18(bộ truyền bánh răng trụ 2 cấp). Theo bảng 2.4 (TKHDĐCKT1) tacó: U sb =18.1=18. - Thay số vào công thức trên ta có: n sb = 18.54,27=976,86(v/p). I.1.3. Từ P y/c và n sb . Chọn động cơ theo bảng P1.1(TKHDĐCKT1) trang 234 chọn động cơ có các số hiệunhư sau: p= 30(kw) T max /T dn = 2,0. n= 977(v/p) T k /T dn =1,2. η = 0,90 Cosϕ =0,90. đường kính trục của động cơ φ = 50. ⇒ P đ/c > P y/c. (thoả mãn). n đbộ ≈ n sơ bộ. I.2-phân phối tỷ số truyền cho các cấp. I.2.1. Tính lại tỷ số truyền chung. U= n đ/c /n ct = 977/54,27=18. ⇒ tỷ số truyền chung cho cả hộp là: u h = u/u n = 18/1=18. I.2.3. phân phối tỷ số truyền cho các cấp trong hộp. U h = u 1 .u 2 4 U 1 – là cấp nhanh gần động cơ. U 2 – là cấp chậm xa động cơ. Tra bảng 3.1 trang 43 sách (TKHDĐCKT1). Với U h =18. U 1 = 5,66. U 2 =3,18. I.3 tính được số vòng quay các trục. + trục I ta có : n 1 = n đ/c /u k = 977/1 = 977 (v/p). + trục II ta có : n 2 = n 1 /u 1. = 977/5,66 = 172,6 (v/p). + trục III ta có : n 3 = n 2 /u 2 = 172,6/3,18 = 54,28 (v/p). I.4. công suất các trục: + công suất tính từ trục III trở về: Côngsuất trục III là: - P 3 = P ct / η ô .η k vớiη ô = 0.99 , η k = 1. ⇒ P 3 =24/0.99 = 24,24 (kw). + công suất trục II là: P 2 = P 3 / η brt .η ô = 24,24/0,96.0,99 = 25,5 (kw). + công suất trục I là: P 1 = P 2 / η ô .η bt1 = 25,5/0,96.0,99 = 26,83 (kw). I.5. tính mô men xoắn trên các trục. áp dụng công thức: T i = 9,55.10 6 .p i /n i - Mô men xoắn trục I là: T 1 = 9,55.10 6 .26,83/977 = 262258,4(N.mm). - Mô men xoắn trục II là: T 2 = 9,55.10 6 .25,5/172,6 = 1410921,2(N.mm). 5 - Mô men xoắn trục III là: T 3 = 9,55.10 6 .24,24/54,28 = 4264775,2(N.mm). Từ đó ta có bảng thông số sau: Trục Thông số Trục động cơ I II III Công tác Tỷ số truyền u 5,66 3,18 Số vòng quay n(v/p) 977 977 172,6 54,28 Công suất P (kw) 30 26,83 25,5 24,24 Mô men xoắn (N.mm) 262258,4 262258,4 1410921,2 4264775,2 II . Thiết kế bộ truyền bánh răng hai cấp. II.1 . thiết kế cặp bánh răng trụ răng nghiêng ở cấp nhanh - các thông số đầu vào: P 1 = 26,83 (kw) T 1 = 262258,4 (N.mm) n = 977 (v/p) U = 5,66 - Để tải trọng làm việc tốt ta chọn cặp bánh răng trụ răng nghiêng có góc nghiêng (8 0 ~ 20 0 ). II.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 để làm bánh răng thưòng 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 (TKHDĐCKT1) 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: - Độ cứng HB 1 = 170~217 MPa. 6 - Giới hạn bềnσ b1 = 600 MPa. - Giới hạn chảyσ ch1 = 340 MPa. Do vậy ta chọn HB 1 = 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 2 = 200 giới hạn bềnσ b2 = 600MPa. Giới hạn chảyσ ch2 = 340MPa II.1.2- X ác định ứng suất tiếp xúc cho phép. ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng. ký hiệu [σ H ] được xác định bằng công thức: [σ H ] = σ 0 H lim . K HL .Z R .Z v .K XH / S H. Trong đó : - S H : là hệ số an toàn. - Z R : là hệ số xét đến độ nhám bề mặt răng làm việc - Z v : là hệ số xét đến vận tốc vòng . - K XH : hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước của bánh răng trong tính toán sơ bộ ta lấy Z R .Z v .K XH = 1. Vậy [σ H ] = σ 0 H lim . K HL / S H. Trong đóσ 0 H lim giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng. Theo bảng 6.2 (TKHDĐCKT1) trang 94 ta có :σ 0 H lim = 2HB + 70 ⇒ Bánh nhỏσ 0 H1 lim = 2.210 +70 = 490 (MPa). Bánh lớn:σ 0 H2 lim = 2.200 +70 = 470 (MPa). S H : hệ số an toàn S H = 1,1. K HL : hệ số xét dần đến ảnh hưởng của chu kỳ làm việc. Theo 6.3 (TKHDĐCKT1) trang 93 K HL đựoc tínhnhư sau: K HL = 6 HE HO N N . tính toán sơ bộ lấy K HL =1 Thay số ta xác định ứng suất tiếp xúc cho phép 7 [σ H ] 1 = σ 0 H1 lim . K HL1 / S H = 490.1 / 1,1 = 445,5(MPa) [σ H ] 2 = σ 0 H2 lim . K HL2 / S H = 470.1 / 1,1 = 427,27(MPa) Với cấp nhanh sử dụng bánh răng nghiêng do đó theo: [σ H ] = ([σ H ] 1 +[σ H ] 2 )/2=436,36 (MPa) II.1.3 ứng suất tiêp xúc cho phép được xác định bởi công thức sau: [σ F ] = σ 0 F lim . Y R .Y S .K xF .K FC .K FL / S F . trong đó:σ 0 F lim là gới hạn bền mỏi uốn ứng suất chu kỳ chịu tải N EF . S F – hệ số an toàn khi tính về uốn S F = 1,75 do bề mặt bánh răng thường hoá Y S =1,08~0,0695ln(m) là hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập chung ứngsuất m – mô đun tính bằng (mm). Y R = 1 hệ số xét đến độ nhám mặt lượn chân răng. K xF hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến độ bền uốn. K FC – hệ số ảnh khi đặt tải lấy K FC = 1 Theo 6.2a (TKHDĐCKT1) trong tính toán sơ bộ lấy Y R .Y S .K xF = 1 Theo 6.2 (TKHDĐCKT1) trang 94:σ 0 F lim = 1,8.HB ⇒ các giới hạn bền mỏi tính về uốn của các bánh răng như sau: σ 0 F1 lim = 1,8.HB1 = 1,8. 210 = 378 (MPa). σ 0 F2lim = 1,8.HB2 = 1,8. 200 = 360 (MPa). K FL – là hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng nghiêng xác định theo công thức: K FL = 6 FE FO N N tính toán sơ bộ lấy K FL =1 ⇒ [σ F1 ] = 378.1.1/1,75 = 216(MPa) [σ F2 ] = 360.1.1/1,75 = 205,7(MPa) 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 a w =150mm 8 U 1 =5,66 II.1.4.2 chọn mô đun. Dựa vào kinh nghiệm m = (0,01~0,02) .a w = 1,5~3.0 (mm) Ta chọn m = 2. + chọn góc nghiêngβ = 10 0 ⇒ cosβ = 0,9848. II.1.4.3 tính số răng các bánh răng. dựa theo 3.31 (TKHDĐCKT1) trang 103 có: Z 1 = 2 a w +cosβ /m(u+1) = (2.150+0,9848)/ 2(5,66+1) = 22,59 (răng) Chọn Z 1 = 22 (răng). + tính số răng Z 2 ta có Z 2 = Z 1 .U = 22.5,66 = 124,52 (răng) lấy Z 2 = 125 (răng). II.1.4.4 tính tỷ số truyền thực: U m = Z 2 /Z 1 = 125/22 = 5,68 II.1.4.5 tính lại góc β : ta có: cosβ = (Z 1 + Z 2 ).m / 2 a w = (22+125).2/2.150 = 0,98 ⇒ β = 11,4 0 . II1.4.6 Tính lại khoảng cách trục a w theo β . áp dụng công thức: a w =0,5.m(Z 1 + Z 2 ) /cosβ. = 0,5.2.(22+125) / 0,98 = 150(mm). do đó chọn a w = 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: σ H < [σ H ] σ H = Z M .Z H .Z ε . 1 2 1 )1(.2 w w H dub uKT + trong đó - Z M : là hệ số xéy đến ảnh hưởng của cơ tính vật liệu tra bảng 6.5 (TKHDĐCKT1) trang 96 có : Z M = 274 (MPa) 1/3 . 9 - Z H : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Z H = tw b α β 2sin cos.2 trong đó β b góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở tg β b = cosα t tgβ vớiα tw = α t = arctg(tgα /cosβ) = arctg(tg 20 0 )/ cos11,4 0 = arctg 0,3713. α tw = α t = 20,49 0 . ⇒ tg β b = cos 20,49.tg11,4 0 = 0,188 ⇒ β b = 10,6 0 thay số ta có : Z H = 0 0 49,20.2sin 6,10cos2 = 1,72 Z ε : hệ số kể đến sư trùng khớp của bánh răng vìε β hệ số trùng khớp dọcε β > 1. Z ε = ζ /1 vớiε α = [ 1,88 – 3,2(1/Z 1 + 1/Z 2 ) ]cos. ε α = ( 1,88 – 3,22/22 – 3,2/125).0,98 = 1,67. Z ε = 67,1/1 = 0,78. + Tính K H hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc K H = K H .K H .K HV do V = .d w1 n 1 / 60000 với d w1 = 2a w1 / u m +1 = 2.150/6,68 = 44,9(mm) ⇒ V = 3,14.44,9.9771 / 60000 = 2,29 (m/s) theo bảng 6.13 (TKHDĐCKT1) trang 106 có cấp chính xác động học là 9 theo bảng 6.13 (TKHDĐCKT1) trang 107 có : K H = 1,13 ; K H = 1,12. K HV = 1+ v H .b w .d w / 2T 1 .: K H .K H với V H =  H .g 0 .v ua w / theo bảng 6.15 (TKHDĐCKT1) ta có :σ H = 0,002 ; g 0 = 73 ⇒ V H = 0,002.73.2,29 68,5/150 = 1,7. + Tính b w chiều rộng của vành răng b w = a w .ψ ba vớiψ ba = 0,3 ⇒ b w1 = 0,3.150 = 45(mm) 10 [...]... trục ra của hộp giảm tốc - Các thông của ổ lăn trục IIInhư trục II V: Tính kết vỏ hộp giảm 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 dưới chọn bề mặt lắp ghép nửa trên(nắp) nửa dưới thân là bề mặt đi qua tâm trục V.1 Các kết cấu và kích thước cơ bản của hộp được tính... thực nghiệm để xác định sơ bộ đường kính trục, trục vào của hộp giảm tốc có thể lấynhư sau dv=(0,8~1,2) dđcơvới dđcơlà đường kính trục động cơnhư vậy ta có sơ bộ đường kính các trụcnhư 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 d3= 200.0,3 = 60mm - Tra bảng 10.2 xác định chiều rộng ổ... đé hộp K và q Dd xác định theo đường kính dao khoét S1 = 1,4~1,7 d1 = 25 K1 = 3d1 = 55 S1=25mm K1=55mm q= 85mm q > K1 + 3δ Khe hở giữa các chi tiết - giữa bánh răng với thành ∆>(1~1,2) δ trông hộp ∆1>(3~5) δ - đường kính bánh răng lớn ∆2> δ với đáy hộp ∆=10mm ∆1=30mm ∆=10mm - giữa mặt bên các bánh răng với nhau Số lượng bu lông nền Z = (L+B)/200~300 L chiều dài cuả hộp Z = 4 bu lông B chiều rộng hộp. .. III.5 Định kết cấu các trục Xác định các khoảng cách trục từ trục trung giannhư sau: L22 L23 L22 = 0,5(Lm22 + b0)K1 + K2 L23 = L22 +0,5(Lm22 + Lm23)+K1 20 L21 L21 = 2L23+0,5(Lm23+b02)+k1+k2 Trong đó các chiều dài may ơ ở bánh răng lắp trên trục II - Lm22 = Lm24 = (1,2—1,5)d2= 66~90 mm chọn Lm22=70mm; b02 = 31 Chọn k1 = 10(mm) là khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến thành trong của hộp giảm tốc K2... 300433,6 Nmm + Từ đó ta thiết lập các biểu đồ mô mennhư sau: - Xét trong mặt phẳng xoz : Mx11 = 262828,9 Nmm ⇒ Mx22 = 512692,2 Nmm Xét trong mặt phẳng YOZ My1-1 = -1297672,4 Nmm My2-2 = 1938225,15 Nmm Ta có biểu đồ mô mennhư sau: Fx22 FLy20 Fy21 70,5 FLx21 262828,9Nmm 95,25 1297672,4Nmm FLy21 85,5 T2/2 III5.3 Xét trục III: 1 512692,2 Nmm FLx20 n2 Fx21 0 T2/2 trục ra của hộp giảm tốc, chọn toạ độnhư hình... 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 đường kính ngõng trục lắp ổ lăn d = 60 mm chọn ổ binhư trục II; ký hiệu 412 - Đường kính trong d = 60 mm - Đường kính ngoài D = 150 mm - Chiều rộng ổ B = 35 mm - Đường kính bi 25,58 -... = (1,2—1,5)d2= 66~90 mm chọn Lm22=70mm; b02 = 31 Chọn k1 = 10(mm) là khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến thành trong của hộp giảm tốc K2 = 10 là khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp giảm tốc Do đó ta có: L22 = 0,5(70 + 31) +10 + 10 = 70,5 (mm) Lm23= 100 mm L23 = 70,5+0,5 (70+100)+10=165,75 mm L21 = 165,75+0,5(100+31)+20 = 251,25 mm Từ đó suy ra khoảng cách trên trục ra III.6 Xác định... trên(nắp) nửa dưới thân là bề mặt đi qua tâm trục V.1 Các kết cấu và kích thước cơ bản của hộp được tính trong bảng sau 34 Tên gọi + Chiều dày Biểu thức tính toán Kết quả lưạ chọn - Thân hộp δ =0,03a+3= 0,03.150+3=7,5 Chọnδ =10 mm - Nắp hộp 1 + gân tăng cứng δ1 =0,9δ+3= 0,9.10=9 Chọnδ1 =9 mm - chiều dày e e = (0,8~1) δ = 8 e = 8 mm h . 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 đượcdùngrộngrãi trong các cơ sở sản xuất, Hộp. giảm tốc 350 trước 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 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