báo cáo đồ án thiết kế hộp giảm tốc

đồ án thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng 1 cấp đầy đủ nhất do sinh viên đại học bách khoa thiết kế năm 2017 được các thầy đánh giá cao gồm bản tính toán thiết kế chi tiết và bản vẽ 2d chi tiết trên autocad

` Phần I : Tính tốn động học hệ dẫn động xe nâng I.Xác định công suất yêu cầu Tính tốn cho q trình nâng hệ - Hệ số trọng lượng k1 =2.5 ; k2 = 1.5 (quan hệ khối lượng xe nâng Gxn xe di chuyển Gxdc với khối lượng hàng Gh) - Hệ số ma sát lăn : f= 0.050 - Đường kính bánh : d3 = 180 mm Giả thiết bỏ qua lực tỳ lăn C hệ thống nâng có xu hướng tách lăn C khỏi dẫn hướng) + Xét cân điểm A Ta có : => N1 + N2 - (Gxn + Gxdc + Gh) = N1h - (k1Gh + k2Gh + Gh ) = ( Vì A nằm lăn nên N1 = N2 , với N phản lực từ ray dẫn hướng tác dụng lên lăn) => N1h - Gh (k1 + k2 + ) = => N1 = L( + + ) = ( (N) + Lực ma sát lăn tỳ vào ray: Trên phía : Fms1 = f N1 =0,05x5275,86 = 263,79 (N) Do N1 = N2 nên Fms1 = Fms2 = Fms = 263,79 N + Xét cân lực hệ thống, ta có : = 4Fms + Gh + Gxn + Gxdc - 2Fcn ( Chiếu lên phương thẳng đứng hướng xuống dưới) => Tổng lực cản hệ thống : Fcn = Fms + ( k1 + k2 + 1) = 2x263,79 + (2,5+1,5+1) = 5527,58(N) Để phát động hệ thống nâng lực phát động phải thắng lực cản: Ftn = Fcn = 5527,58 (N) Tổng công suất trục lắp bánh ( trục bị động truyền xích ) : Plv nang = = = 8,29 (kW) Tính tốn cho trình hạ giữ hệ * Quá trình hạ hệ Khi hệ thống xuống( hệ thống hạ) hệ thống chịu tác dụng lực trường hợp nâng hệ ` thống lên ( bỏ qua lực tỳ lăn C) khác F ms1, Fms2 Ftn đổi chiều Ta có: N1 = N2 = 5275,86 (N) => Fms1 = Fms2= 263,79 (N) + Xét cân lực hệ thống ta có : -4Fms + Gh +Gxn + Gxdc – 2Fch = (Chiếu lên phương thẳng đứng hướng xuống dưới) => Fch = -2Fms + ( k1 + k2 +1) = -2x263,79+ (2,5+1,5+1) = 4472,42 (N) + Lực sinh để thắng lực cản hệ thống hạ : Ftn = Fch =4472,42 (N) Công suất đầu hộp giảm tốc hệ thống hạ : Plv = = = 2,68 (kW) So sánh trường hợp nâng hạ, có cơng suất làm việc hệ thống nâng : Plv = max { Plv nang, Plv ha} = 8,29 (kW) Hiệu suất hệ dẫn động () : Hiệu suất truyền động: = k 3ol br x = 1x0,9953 x0,98x0,93=0,898 Trong : -Hiệu suất nối trục di động :k = -Hiệu suất cặp ổ lăn : ol =0,995 -Hiệu suất cặp bánh hộp giảm tốc br = 0,98 -Hiệu suất truyền động xích x = 0,93 (bộ truyền xích để hở) Công suất cần thiết trục động : Pyc = = = 9,23 (kW) II Xác định số vòng quay sơ đơng Số vòng quay trục công tác nlv = = = 79,577 () Chọn tỷ số truyền sơ usb = ung uh Tra bảng B2.4 (tính tốn,thiết kế hệ dẫn đơng khí 1, T21) ta có: + Tỷ số truyền xích ung = ux = + Tỷ số truyền hộp giảm tốc bánh trụ cấp : uh = ubr = => usb = 3x5 = 15 Chọn số vòng quay sơ : nsb = nlv usb = 79.577x15 = 1193,655 () III Số vòng quay đồng đông Chọn động 1.Số vòng quay đồng đơng Với nsb = 1193,655 () chọn nđb = 1500 () 2.Chọn động : ` Tra bảng P1.3( Tính tốn, thiết kế hệ thống dẫn đơng khí 1, T236), chọn động thỏa mãn: P đc Pyc nđc nsb Tmm Tmm yc Ta chọn động có ký hiệu : 4A132M4Y3 Với thông số sau: + Công suất danh nghĩa : Pđc = 11,0 (kW) + Số vòng quay thực : nđc = 1458 () + cos = 0,87 + = 87,5 % + = 2,2 + = 2,0 IV Phân phối tỉ số truyền ut = = = 18,322 Chọn tỷ số truyền hộp giảm tốc uh = ubr = Tỉ số truyền truyền xích là: ux = = = 3,66 V Tính thông số trục * Công suất trục : Pct = Plv = 8,29 (kW) P2 = = = 8,958 (kW) P1 = = = 9,187 (kW) P*đc = = = 9,23 (kW) * Tốc độ quay trục : n1 = nđc = 1458 () n2 = = = 291,60 () nct = = = 79,67 () * Momen trục Tđc = 9,55.106 = 9,55.106 x =72050 (Nmm) T1 = 9,55.106 = 9,55.106x = 60175 (Nmm) T2 = 9,55.106 = 9,55.106 x = 293378(Nmm) Tct = 9,55.106 = 9,55.106 x = 993718 (Nmm) ` Trục Thông số Động * đc Công suất P(kW) P = 9,23 Tỉ số truyền, u Tốc độ, n() Momen xoắn, T(Nmm) I II P2= 8,958 P2’ = P2/2=4,497 P1= 9,187 Ubr =5 nđc= 1458 n1= 1458 Tđc= 72050 T1= 60175 Công tác Pct= 8,29 Pct’=Pct/2= 4,145 ux = 3,66 n2= 291,60 T2=293 378 T2’=T2/ 2= 146689 nct= 79,67 Tct= 993718 Tct’=Tct/2 = 496859 ` Phần II – Tính tốn thiết kế truyền I Tính tốn thiết kế truyền bánh trụ cấp Thơng số yêu cầu: + Công suất trục chủ động P1 =9,187 + moment xoắn trục chủ động T 1=60175 ( Nmm) + Số vòng quay trục chủ động n1= 1458 ( vg/ph) + Tỉ số truyền u1=5 + Thời gian làm việc Lh = 11500 ( giờ) Chọn vật liệu bánh Theo bảng 6.1 (TTTKHDĐCK), ta chọn +Bánh nhỏ -thép 45 cải thiện -độ rắn HB=241 285 có giới hạn bền  b1=850MPa, giới hạn chảy  ch1=580MPa, chọn HB1=250 +bánh lớn: Để tăng khả chạy mòn nhiệt luyện với độ rắn mặt nhỏ từ 10-15HB nên ta chọn thép 45 tơi cải thiện có -độ rắn HB= 192…240, có giới hạn bền  b2=750MPa, giới hạn chảy  ch2=450 MPa, chọn HB2=240 Xác định ứng suất cho phép Tính toán sơ [  H]=  [  F]=  Hlim.KHL / Flim SH KFC.KFL/SF +Ta có:  0Hlim1 = 2HB1 +70 = 2.250 +70= 570 ( Mpa)  0Flim1 = 1,8 HB1= 1,8 250 = 450 ( Mpa)  0Hlim2 = 2HB2+70= 2.240+70 = 550( Mpa)  0Flim2 = 1,8.HB2 = 1,8.240=432 ( Mpa) + Tra bảng 6.2 (TTTKHDĐCK) , có S H= 1,1 SF= 1,75 + Có NHO =30 HHB2,4 , NFO=4.106 (đối với tất loại thép) nên: NH01= 30.2502,4= 1,71.107 NH02=30.2402,4=1,55.107 +Có: với tải trọng khơng đổi, NFE= NHE=60.c.n.lh NFE1= NHE1=60.1.1458.11500=1,006.109 NFE2= NHE2=60.1.291,6.11500= 20,12.107 Nhưng NHE NFE lớn NHO NFO nên ta chọn KHL=KFL=1 ` Từ suy ra: + Ứng suất tiếp xúc: [ϬH1]= Ϭ0Hlim1 = 570 = 518,2 (Mpa) [ϬH1]= Ϭ0Hlim1 = 550 = 500 (Mpa) Do bánh thẳng nên [ H] = min([ H1], [ H2])= [ H2]= 500 (Mpa) +ứng suất uốn Do có q trình nâng hạ, nên truyền quay chiều, K FC = 0,7 [  F]1 =  0Flim KFC.KFL/SF = 450.0,7.1/1,75 = 180 Mpa [  F]2 =  0Flim KFC.KFL/SF = 432.0,7.1/1.75 = 172,8 Mpa +ứng suất tải cho phép [  H]max =2,8. ch2 = 2,8.530= 1484 (Mpa) (tính theo bánh lớn có σch nhỏ hơn) [ F1]max =0,8  ch1 = 0,8.580= 464 (Mpa) [ F2]max =0,8  ch2 = 0,8.530= 424 (Mpa) Tính tốn sơ khoảng cách trục +bộ truyền bánh trụ thẳng, Ka=49,5 theo bảng 6.5 +bộ truyền bố trí đối xứng, độ rắn mặt làm việc HB αtw = αt = 20 Kiểm tra độ bền tiếp xúc +)ứng suất tiếp xúc mặt làm việc ϬH +theo bảng 6.5, ZM=274 MPa1/3 + αtw=20 ZH = = = 1,764 + Theo 6.38 ta có Zε = Theo 6.38a ta có εα = 1,88-3,2(1/z1+1/z2) = 1,88-3,2(1/100+1/20) = 1,688  Zε = = = 0,8778 + Chiều rộng vành răng: bw= ba.aw =0,4.150 = 60 mm ( lựa chọn tùy thuộc vào quy mô sản xuất u cầu thiết kế khác ) + đường kính vòng lăn nhỏ dw1 = 2aw/(um+1) = 2.150/(5+1) = 50 + tính KH KH= KHβ.KHα.KHv  KHβ = 1,06  KHα truyền bánh thẳng nên K Hα =1 V = πdw1n1/60000 = π.50.1458/60000 = 3,8170 (m/s) Theo bảng 6.13, bánh trụ thẳng có v < m/s cấp xác 8, với cấp xác vận tốc v then đủ bền c = = 13,8 Mpa [c] => then đủ bền c = = 21,8 Mpa [c] => then đủ bền 2.6 Tính kiểm nghiệm trục độ bền mỏi Kết cấu trục thiết kế đảm bảo độ bền mỏi hệ số an toàn tiết diện nguy hiểm: ổ lăn 10, bánh 1,bánh 2, ổ lăn 20,21 thỏa mãn điều kiện sau s = ≥ [s] = 1,5…2,5 : hệ số an toàn cho phép +)Sj, Sj: hệ số an toàn xét riêng ứng suất pháp ứng xuất tiếp j sj sj = , -1 -1 giới hạn mỏi uốn xoắn ứng với chu kì đối xứng -1 = 0,436 b = 0,436.600 = 261,6 Mpa -1 = 0,58 -1 = 0,58.261,6 = 151,73Mpa  aj, aj, mj, mj biên độ gia trị trung bình ứng xuất pháp ứng xuất tiếp j =  - Đối với trục quay mj = 0, aj = maxj = a10 = = = = 11,47 Mpa = = = 36,11 Mpa a20 = a21 = a13 = = = = 31,03 Mpa a23 = = = = 37,37 Mpa - Với trục quay chiều mj = aj = m10 = a10 = = = 19,6 Mpa m20 = a20 = m21 = a21 = = = 17,4 Mpa m13 = a13 = = = 15,12 Mpa m13 = a13= = = 14,58 Mpa  , hệ số kể đến ảnh hưởng trị số ứng xuất trung bình đến độ bền mỏi theo bảng 10.7 với = 600Mpa => = 0,05 =0  , : �K � �K � K dj  �   K x  1� / Ky K dj  �   K x  1� / Ky �  � � � - Theo bảng 10.8 Kx= 1,06 với tiện Ra= 2,5….0,03mm Ky = 1,6 (không tăng độ bền bề mặt) Lắp có độ dơi, theo bảng 10.11 = 1,79 = 1,47  = (1,79+1,06-1)/1,6= 1,156  = (1,47+1,06-1)/1,6 = 0,95 = = 19,73 = = 6,7 => S10 = = 6,7 >[S] = = = 6,27 = = = 7,54 => S20 =S21= = 4,8 >[S] = = 7,29 = = 8,68 => S10 = = 5,6 >[S] = = 6,06 = = 9,00 => S10 = = 5,0 >[S] Kết cấu trục thiết kế đảm bảo độ bền mỏi 2.7 Tính kiểm nghiệm trục độ bền tĩnh = []    = Mmax/(0,1d3) = 56651,5/(0,1.283)= 25,8 = 174532,5/(0,1.383)=31,8 = Tmax/(0,2d3) =60175/(0,2.283)=13,7 = 146689/(0,2.383) = 13,37 []= 0,8= 0,8.360=288   = = 35 [] = = 39 [] Trục thỏa mãn điều kiện bền tĩnh III, Chọn Ổ Lăn a, ta có Fa/Fr = => dùng ổ bi đỡ dãy với cấp xác b, chọn kích thước ổ lăn Khả tải động Cd = Q  + Q0 = ( XVFr + YFa )ktkd - V=1 vong quay - Kt = hộp giảm tốc làm việc với công suất nhỏ - Kd = 1,2 - Theo bảng 11.4 X=1, Y=0 - Fr,Fa tải trọng hướng tâm lực dọc trục, ta xét trường hợp lực lớn  trục Fy0= N Fy1 = N x Fr1=524,48N Frkn= 230N y Fx0= 262,24N Fx1=262,24N Ft1=1441N Từ hình vẽ ta có hệ phương trình Fky= Fy10 + Fy11 +Frkn –Ft1 = Fkx = - Fx10 - Fx11 +Fr1 = mx(Fk)1 = Ft1.63 - Fy10.126+ Frkn(126+76,5) =0 my(Fk)1= -Fr1.63 + Fx10.126 =   Fx10 = Fr1/2 Fx11 = Fr1/2 Fy10 = (-Frkn(126+76,5) +Ft1.63)/126 Fy11 = -Fy10 - Frkn + Ft Fx10 = Fx11 = 262,24 N => Fr10 = = 1121,2 N Fy10 = N => Fr11 = = 637,3 N Fy11 = N  Q10 = (1.1.1121,2+0.0) 1.1,2 = 1345,6 N  Q11 = (1.1.637,3+0.0).1.1,2 = 764,8N  Trục sử dụng kết tính tốn trục phần trước ta có Fx20 = 1724,76 N => Fr20 = Fr21 = = 1869,2 N z Fy20 = 720,5 N Fy21 = 720,5 N Fx21 = 1724,76 N  Q20 = (1.1.1869,2+0.0) 1.1,2 = 2243N  Q21 = (1.1.1869,2+0.0).1.1,2 = 2243N  m=3 ổ bi  L: tuổi thọ ta có Lh = = 11500 => L = L1 = = 1006,02 L2 = = 201,2 Cd10 = Q10 = 1345,6 = 13483 N= 13,483 kN Cd11 = Q11 = 764,8 = 7663 N = 7,663 kN Cd20 = Q20 = 2243 = 22475 N = 13,143 kN Cd21 = Q21 = 2243 = 22475 N = 13,143 kN +ta chọn ổ loại, chọn kích thước theo bảng P2.7 với điều kiện CC d d=dngõng trục Trục Kí hiệu ổ d (mm) D (mm) 305 25 62 207 35 72 c, Kiểm nghiệm khả tải tĩnh Qt C0 Qt = X0.Fr +Y0.Fa = 0,6Fr => Qt = Fr Qt10 =Fr10 = 1,2212 kN < C0 = 11,6 kN Qt11 = Fr11 = 6,373 kN