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 toán động học hệ dẫn động xe nângI.Xác định công suất yêu cầu

1 Tính toán cho quá trình nâng của hệ

- Hệ số trọng lượng k1 =2.5 ; k2 = 1.5 (quan hệ của khối lượng xe nâng Gxn và xe di chuyển Gxdc với khối lượng của hàng Gh)

Plv nang = = 2 x 5527,58 x 45

1000 x 60 = 8,29 (kW)

=> Fch = -2Fms + ( k1 + k2 +1) = -2x263,79+ 10 x 200

2 (2,5+1,5+1) = 4472,42 (N)+ Lực sinh ra để thắng lực cản của hệ thống hạ là :

Ftn = Fch =4472,42 (N)Công suất trên đầu ra của hộp giảm tốc khi hệ thống hạ là :

-Hiệu suất 1 cặp ổ lăn : ηol=0,995

-Hiệu suất 1 cặp bánh răng trong hộp giảm tốc ηbr = 0,98

-Hiệu suất truyền động xích ηx = 0,93 (bộ truyền xích để hở)

4 Công suất cần thiết trên trục động cơ :

Pyc = η= 8,29

0,898 = 9,23 (kW)

II Xác định số vòng quay sơ bộ của đông cơ

Số vòng quay trên trục công tác

3 Chọn số vòng quay sơ bộ :

nsb = nlv usb = 79.577x15 = 1193,655 (v ò ng

p h ú t)

III Số vòng quay đồng bộ của đông cơ Chọn động cơ

1.Số vòng quay đồng bộ của đông cơ

Ta chọn động cơ có ký hiệu : 4A132M4Y3

Với các thông số như sau:

+ Công suất danh nghĩa : Pđc = 11,0 (kW)

Tỉ số truyền của bộ truyền xích là: ux = = 18.322

Công suất P(kW) Pđc*=

P2= 8,958

Tđc= 72050

T1= 60175

T2=293378T2’=T2/2= 146689

Tct= 993718

Tct’=Tct/2=

496859

5

I Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ cấp

Thông số yêu cầu:

+ Công suất trên trục chủ động P1 =9,187

+ moment xoắn trên trục chủ động T1=60175 ( Nmm)

-thép 45 tôi cải thiện

-độ rắn HB=241 285 có giới hạn bền  b1=850MPa, giới hạn chảy  ch1=580MPa,

Nhưng do NHE và NFE đều lớn hơn NHO và NFO nên ta chọn KHL=KFL=1

Từ đây suy ra:

Hlim1.Khl 1

Sh = 550.

1 1.1 = 500 (Mpa)

Do là bánh răng thẳng nên [ H] = min([ H1], [ H2])= [ H2]= 500 (Mpa)

+ứng suất uốn

Do có quá trình nâng và hạ, nên bộ truyền quay 2 chiều, KFC = 0,7

[ F]1 =  0

Flim KFC.KFL/SF = 450.0,7.1/1,75 = 180 Mpa[ F]2 =  0

Flim KFC.KFL/SF = 432.0,7.1/1.75 = 172,8 Mpa+ứng suất quá tải cho phép

[ H]max =2,8. ch2 = 2,8.530= 1484 (Mpa) (tính theo bánh lớn có σch nhỏ hơn) ch nhỏ hơn)

[ F1]max =0,8. ch1 = 0,8.580= 464 (Mpa)

[ F2]max =0,8. ch2 = 0,8.530= 424 (Mpa)

3 Tính toán sơ bộ khoảng cách trục

+bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng, Ka=49,5 theo bảng 6.5

+bộ truyền bố trí đối xứng, độ rắn mặt răng làm việc HB<350,

Theo bảng 6.8, chọn mô đun pháp m=2,5

+ góc ăn khớp: do bộ truyền bánh răng thẳng nên

cosαt w = zt.m.cosα/(2aw) = cosα => αtw = αt = 20 0

5.Kiểm tra răng về độ bền tiếp xúc

+)ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc ϬH

Theo bảng 6.13, bánh răng trụ răng thẳng có v < 5 m/s cấp chính xác 8, với cấp chính xác 8

Vậy nên [σch nhỏ hơn) H]=500.0,97.0,95.1= 460,75 Mpa

Như vậy σch nhỏ hơn) H = 459,83< [σch nhỏ hơn) H]= 460,75 và ∆σch nhỏ hơn) H = 460,75−459,83

460,75 = 0,2% < 10% thỏa mãn về độ bền tiếp xúc

+) tính lại bw= ψba.aw.( σch nhỏ hơn) H/[σch nhỏ hơn) H])2 = 0,4.150.(459,83/460,75)2 = 59,76 mm

6.Kiểm tra răng về độ bền uốn

 K Fα = 1 vì bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

Khi tính toán sơ bộ ta đã giả sử YR.YS.KxF = 1

+bánh răng phay, chọn YR=1

[σch nhỏ hơn) F1]> σch nhỏ hơn) F1, [σch nhỏ hơn) F2]> σch nhỏ hơn) F2

 thỏa mãn về điều kiện bền uốn

Các thông số và kích thước bộ truyền Đường kính vòng chia d1=mz1=2,5.20=50 mm

Thông số yêu cầu

Công suất yêu cầu trên trục chủ động P= P2/2 = 8,958/2= 4,479 kW

Momen xoắn trên trục chủ động T2'=T2/2 = 146689 Nmm

Do u= 3,66; chọn Z1 =29-2u= 29-2.3,66=21,68 răng; lấy Z1=21 răng

+Số răng đĩa xích lớn Z2=Z1.u=21 3,66=76,86 răng, làm tròn Z2= 77 răngTính lại tỉ số truyền u= ux = z2/z1 = 77/21 = 3,667

-điều chỉnh bằng con lăn căng xích , kđc=1,1

-môi trường có bụi, kbt=1,3

Theo bảng 5.5, [P]= 11 kW, n01=200 vg/ph vậy nên bước xích p=25,4 mm

Để hạn chế ảnh hưởng có hại của va đập đối với bộ truyền p≤ pmax

Theo bảng 5.8 pmax = 50,8 => p≤ pmax

Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13

= 0,25.25,4{130-0,5(77+21) +√¿ ¿} = 1003,2 mm

Để xích không chịu lực căng quá lớn, khoảng cách trục a tính được cần giảm bớt 1 lượng Δa=(0,002 0,004)a=(0,002 0,004).1003,2=2,0064 4,0128mma=(0,002 0,004)a=(0,002 0,004).1003,2=2,0064 4,0128mmVậy lấy a=1000 mm

+kiểm nghiệm số lần va đập của bản lề xích trong 1 giây

da1 = p[0,5 +cotg(πd/z1)] = 25,4[0,5+cotg(πd/21)] = 181,22 mm

da2 = p[0,5 +cotg(πd/z2)] = 25,4[0,5+cotg(πd/77)] = 634,90 mm

+bán kính đáy r=0,5025d1 +0,05=0,5025.11,91+0,05=8,03; dl=15,88 do theo bảng 5.2 với q=25,4 vàdạng xích là xích con lăn 1 dãy

+đường kính chân răng

+E=2,1.105 MPa đối với vật liêu bằng thép

+A: diện tích chiếu của bản lề; p=25,4 mm, xích con lăn 1 dãy, A=180 mm2

Đường kính vòng chia đĩa xích nhỏ

Phần IV – Khớp nối, Trục, Con Lăn

 điều kiện sức bền đập của vòng đàn hồi

Ϭd = 2 kT ZDodcl 3 ≤[Ϭ]d =

2.3 72050 6.105.14 28 = 1,75Mpa < [σ]d= 2….4Mpa

 vòng đàn hồi đủ bền

 Điều kiện sức bền của chốt

lo=l1 + l2/2 = 34+15/2 = 41,5 mm

Ϭu= kT l 0 0,1 d3c D0 Z ≤ [Ϭ]u =

3.72050 41,5 0,1.143.105 6 = 51,9 Mpa < [Ϭ]u = 60…80Mpa

 Chốt đủ bền

TN

25

140

dc d1 D2 l l1 l2 l3 h

II, Trục

1, Chọn vật liệu

Vật liệu chế tọa trục được chọn thống nhất là thép 45, thường hóa có

b  600(Mpa ); ch =360( Mpa) Ứng suất xoán cho phép là: []= 15  30(MPa)

Fa1 = Fa2 = 0 do bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

2.3 Xác định khoẳng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

+ chiều rộng ổ lăn: b01 = 25, b02 = 25 theo bảng 10.2 tttkhdđck

Lki: khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ I trên trục thứ k

Lmki: chiều dài moay ơ của chi tiết quay thứ I trên trục k

Lcki: khoảng công xôn trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ I ở ngoài hộp giảm tốc đến khối đỡ

Khoảng cách từ mặt cạnh của bánh răng đến vành trong của

Khoảng cách từ mặt cạnh của ổ đến thành trong của hộp k2= 10

Khoảng cách từ mặt cạnh của bánh răng đến nắp ổ k3=15

Chiều cao nắp hộp và đầu bulông hn =17

Sơ đồ trục 1 sơ đồ trục 2+ chiều dài moay ơ bánh răng trụ, đĩa xích : lm = ( 1,2 … 1,5)d

Mtd13 = √ 56651,52+ 0,75.601752 = 76975Nmm

d11=25mm

b, Trục II

Chiều dài may ở đĩa xích: lm=(1.2….1.5)d=54… 67.5mm

Chọn lm22 =lm24 =64mm

Kích thước tiết diện then

Chiều sâu rãnh then Bán kính góc lượn của rãnh r

b, Chọn chiều dài then lthen = (0,8…0,9).lm

+ tại khớp nối: lthen = (0,8…0,9) 64 = 51,2….57,6 chọn lthen = 56mm

+ tại bánh răng 1,2 : lthen = (0,8…0,9) 67 = 53,6… 60,3 chọn lthen = 56mm

+ tại đĩa xích 1,2: (0,8….0,9).64 = 51,2….57,6 chọn lthen = 56mm

c, Kiểm nghiện điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt

σd = 2 T

d lt( h−t1) ≤ [σ d] τ c = 2T

d lt b ≤ [τc]Theo bảng 9.5 với dạng lắp cố định, vật liệu moay ơ làm bằng thép và đặc tính tải trọng va đập nhẹ ta có [σd] = 100Mpa,

Then làm bằng thép 45, chịu tải trọng va đập nhẹ ta có [τc] = 50 Mpa

+ tại khớp nối

σd = 2.60175

22.56(6−3,5) = 39 Mpa < [σ d] τ c = 2.60175

22.56.6 = 16 Mpa ≤ [τc] => then đủ bền + tại bánh răng 1

σd = 2.60175

28.56 (7−4) = 26 Mpa < [σ d] τ c = 2.60175

28.56 8 = 9,6 Mpa ≤ [τc] => then đủ bền+ tại bánh răng 2

σd = 2.146689

38.56(8−5) = 46 Mpa < [σ d] τ c = 2.146689

38.56.10 = 13,8 Mpa ≤ [τc] => then đủ bền + tại 2 đĩa xích:

σd = 2.146689

30.56(7−4) = 58 Mpa < [σ d] τ c = 2.146689

30.56.8 = 21,8 Mpa ≤ [τc] => then đủ bền

2.6 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Kết cấu trục thiết kế đảm bảo độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại tiết diện nguy hiểm: ổ lăn 10, bánh răng 1,bánh răng 2, ổ lăn 20,21 thỏa mãn điều kiện sau

 σaj, τaj, σmj, τmj biên độ và gia trị trung bình của ứng xuất pháp và ứng xuất tiếp tại j

- Đối với trục quay σmj = 0, σaj = maxj =W Mj

 ψσ, ψτ hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng xuất trung bình đến độ bền mỏi.

theo bảng 10.7 với σb = 600Mpa => ψσ = 0,05 ψτ=0

- V=1 vong trong quay

- Kt = 1 vì hộp giảm tốc làm việc với công suất nhỏ

trơn và các chi tiết tránh bụi.

- Vật liệu làm vỏ hộp giảm tốc là gang xám: GX 15-32

- chọn bề mặt lắp ghép giữa nắp hộp và thân đi qua tâm các trục để

lắp ghép các chi tiết thuật tiện & dễ dàng hơn

- Bề mặt lắp nắp & thân được cạo sạch hoặc mài, để lắp sít, khi lắp

có một lớp sơn lỏng hoặc sơn đặc biệt

- Mặt đáy lỗ dốc về phía lỗ tháo dầu với độ dốc từ 1o – 3o Ngay chỗ tháo dầu lõmxuống

a, kích thước cơ bản của vỏ hộp

Quan hệ kích thước của các phần từ cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc:

K 2

K 2  E 2 R2 3  5) 39 mm

Tâm lỗ bu lôngcạnh ổ

C Trục 2

bulông & mặt tựa

mmmm

Khe hở giữa

các chi tiết

Giữa bánh răng lớn vớiđáy hộp

Giữa mặt bên các bánh răng vớinhau

Chú ý: - a là khoảng cách tâm, mm (a=a w = 150 mm).

- Các trị số được tính theo công thức trên được làm tròn hay chọn theo

+ Kiểm tra mức dầu:

Do ta bôi trơn ngâm dầu nên ta cần kiểm tra mức dầu để xem mức dầu có thoả mãn yêu cầu haykhông Thiết bị để kiểm tra ở đây chính là que thăm dầu., que thăm dầu thường có vỏ bọc bên ngoài

vào hộp, trên đỉnh hộp có làm cửa thăm.

Thông số kích thước nắp quan sát

2 Bôi trơn hộp giảm tốc

a Bôi trơn trong hộp giảm tốc

◦ Do bộ truyền bánh răng trong hộp giảm

bánh răng cấp chậm

◦ Ta chọn bôi trơn ổ lăn bằng mỡ

b Bôi trơn ngoài hộp giảm tốc

Với bộ truyền ngoài hộp giảm tốc khi làm việc sẽ dính bụi bặm nên ta dùng

phương pháp bôi trơn định kỳ bằng mỡ

Bảng thống kê dành cho bôi trơn

Tên dầu hoặc mỡ Thiết bị cần bôi trơn Lượng dầu hoặc

mỡ

Thời giant hay dầu hoặc mỡDầu ô tô máy kéo

kw

Mỡ T Bộ truyền ngoài & tấtcả các ổ 2/3 chỗ hổng bộphận 1 năm

3 Lắp bánh răng lên trục & Điều chỉnh sự ăn khớp

Để lắp bánh răng lên trục ta dung mối ghép then và chọn kiểu lắp là H7/k6 vì nóchịu tải vừa và va đập nhẹ

Để điều chỉnh sự ăn khớp của hộp giảm tốc bánh răng trụ này ta chọn chiều

bánh răng nhỏ tăng 10% so với bánh răng lớn

Phần VI - Bảng dung sai của các kiểu lắp

Kiểu lắp

Kiểu lắp Dung sai

k6

+195+65

∅30D11 k6

+195+65+15

h9

0-360-36