TM đồ án hộp giảm tốc côn trụ

thuyết minh đồ án hệ thống dẫn động cơ khí hộp giảm tốc côn trụ 2 cấp giáo viên hướng dẫn PGS.TS. Nguyễn Văn Yến Đại học Bách Khoa Đại học Đà Nẵng file mẫu chuẩn .aaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaa

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA

Đà Nẵng, tháng 08 năm 2021

LỜI MỞ ĐẦU

Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động Cơ Khí là nội dung không thể thiếu trongchương trình đào tạo kỹ sư Cơ khí Đồ án môn học Cơ Sở Thiết Kế Máy là môn họcgiúp cho sinh viên có thể hệ thống hóa lại kiến thức các môn đã học như: Sức bền vậtliệu, Nguyên lý máy, Cơ sở thiết kế máy, Vẽ kỹ thuật cơ khí, Kỹ thuật đo,… Đôngthời giưps sinh viên làm quen dần với công việc Thiết kế và làm đồ án, chuẩn bị choviệc thiết kế, chế tạo các đồ án sau này.

Hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động bằng ăn khớp trực tiếp, có tỉ số truyền khôngđổi và được dùng để làm giảm vận tốc góc, tăng momen xoắn Với chức năng như vậy,ngày nay hộp giảm tốc được sử dụng rộng rãi trong các ngành cơ khí, luyện kim, hóachất, trong công nghiệp đóng tàu,… Trong giới hạn của môn học em được giao nhiệm

vụ thiết kế hệ thống truyền động hộp giảm tốc côn – trụ hai cấp

Trong quá trình làm đồ án được sự giúp đỡ tận tình của các thầy cô bộ môn, đặcbiệt là Thầy PGS.TS Nguyễn Văn Yến, em đã hoàn thành xong đồ án môn học củamình Do đây là đồ án đầu tiên của khóa học cùng với thời gian có hạn, nên trong quátrình thiết kế không tránh khỏi những sai sót xảy ra, em rất mong được sự góp ý củacác thầy trong bộ môn để em hiểu thêm và hoàn thiện đồ án của mình cũng như đồ án

về hộp giảm tốc nói chung

Em xin chân thành cảm ơn!

Sinh viên

Lê Công Tuấn Anh

PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ TÍNH TOÁN TỈ SỐ TRUYỀN

1.1 Chọn động cơ điện

Công suất cần thiết trên trục động cơ

Trong đó:

- Pct: Công suất cần thiết

- Ptg: Công suất trên trục tang

- Hiệu suất các bộ truyền

Tra bảng 2.1 trang 27 giáo trình Thiết kế chi tiết máy (Nguyễn Trọng Hiệp- Nguyễn

Văn Lẫm) ta có:

- Hiệu suất khớp nối: ηK = 1

- Hiệu suất bộ truyền đai: ηĐ = 0.95

- Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ: ηBRT = 0.96

- Hiệu suất bộ truyền bánh răng côn: ηBRK = 0.95

- Hiệu suất một cặp ổ lăn: ηol = 0.99

1.0,96.0,96.0,95.0,993 = 0.85

Thay vào công thức: = = 2,6 (KW)

Chọn công suất động cơ nằm trong dãy số tiêu chuẩn và lớn hơn hoặc bằng công suất cần thiết:  Chọn Pđc = 3 (KW)

1.2 Chọn số vòng quay của động cơ

Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

Nsb = Utag*Uđ*Unh*U ch

Tra bảng 2.2 giáo trình Thiết kế chi tiết máy (Nguyễn Trọng Hiệp- Nguyễn

Văn Lẫm) ta có:

Tỉ số truyền: truyền động đai dẹt thường: uđ = 2 ÷ 4

Tỉ số truyền: truyền động bánh răng côn – trụ 2 cấp: Uh = Unh*Uch = 10 ÷ 25

Ta chọn Uh = Unh*Uch = 10, thay vào công thức:

1.3 Phân phối tỉ số truyền

Một hệ thống dẫn động (bộ phân truyền động từ động cơ đến máy công tác) có thể gồm các bộ truyền đai, xích và hộp giảm tốc Việc phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền đai, xích thường lấy các trị số trung bình cho phép Sau khi đã xác định được sốvòng quay của trục tag Ntag và chọn được số vong quay của động cơ Nđc ta tính được tỉ

số truyền động chung u theo công thức:

Chia U ra ba phần: U = Uđ*Unh*Uch

Vơi: - Unh: Là tỉ số truyền cấp nhanh

- Uch: Là tỉ số truyền cấp chậm

*Nguyên tắc phân chia tỉ số truyền:

- Tỉ số truyền phù hợp với khả năng truyền động của các bộ truyền

- Tỉ số truyền phù hợp với điều kiện làm việc của các bộ truyền

- Tỉ số truyền thuận tiền cho việc bôi trơn, ngâm dầu các cặp bánh răng

- Tỉ số truyền phải đảm bảo kích thước hài hòa giữa hộp giảm tốc và bộ truyền

PHẦN 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG

Thông số kĩ thuật của bộ truyền đai :

Công suất bộ truyền : Pđc =2,7 kW

Chọn đai có kí hiệu là A với: bt = 11 (mm); b = 13 (mm); h = 8(mm); y0 = 2,8(mm)

2.2 Các thông số bộ truyền

Đường kính bánh đai nhỏ chọn theo bảng 5-14 ta được d1 = 140

Vận tốc đai

v = (m/s) < vmax = 30 (m/s)Đường kính bánh đai lớn

d2 = Uđ .d1(1 - ) = 2.140(1- 0,01) = 277,2 mmvới : hệ số trượt = (0,01÷ 0,02) Lấy = 0,01Lấy d2 theo trị số tiêu chuẩn [bảng 5.15] d2 = 280 mm

=> Tỉ số truyền thực tế

ut = = = 2,02Sai lệch tỉ số truyền

∆u = = 1% < 3% (TM)Khoảng cách trục

0.55*(d1+d2) + h A ≥ 2(d1+d2) = 231 ÷ 640 mmChọn A = 1,2d2 = 1,2.280 = 336 mm (TM)

Tính chiều dài đai:

- Ct: Hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng (tra bảng 5-6: Ct=0.8)

- C: Hệ số xét đến ảnh hưởng của gốc ôm (tra bảng 5-18: C = 0.95)

- Cv: Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc (tra bảng 5-19: Cv= 0.94)

Định các kích thước chủ yếu của bánh đai

Tính lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

- Lực căng ban đầu:

PHẦN 3: TÍNH TOÁN CÁC BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 3.1 Tính toán bộ truyền cấp nhanh – bánh răng nón răng thẳng

Bộ truyền bánh răng nón răng thẳng có ưu điểm là có thể truyền mômen xoắn giữa

2 trục vuông góc với nhau, làm việc êm Tuy nhiên bộ truyền bánh răng nón chế tạophức tạp, lắp ráp và điều chỉnh sự ăn khớp của bộ truyền bánh răng nón khó khăn phứctạp vì bộ truyền vì bộ truyền bánh răng nón rất nhạy với sự không trùng đỉnh của 2 mặtnón lăn, cũng như không gian bố trí rộng trong hộp giảm tốc

Công suất trục dẫn P1 = 2,56 kW

Số vòng quay trong một phút của trục dẫn n1 = 715 vg/ph

Số vòng quay trong một phút của trục bị dẫn n2 = 256 vg/ph

Tỉ số truyền Unh = 2,8

Tổng số thời gian làm việc = 6500 giờ

Làm việc một chiều, mỗi ngày làm việc 1 ca

Điều kiện làm việc: tải trọng va đập nhẹ

Ta thấy N1 vàN2 đều lớn hơn số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc và

đường cong mỏi uốn (N0 = 107) nên khi tính ứng suất cho phép của bánh nhỏ và bánh lớn lấy hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc và = 1

Chọn cấp chính xác chế tạo theo bảng [3-11] là IT8

3.1.7 Định chính xác hệ số tải trọng K và chiều dài nón L

3.1.9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng

Góc mặt nón lăn bánh nhỏ tính theo công thức bảng [3-5]

3.1.10.Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải trong thời gian ngắn

Ứng suất tiếp xúc cho phép theo công thức [3-43]

3.2 Tính toán bộ truyền cấp chậm – bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng là bộ truyền cấp chậm, truyền chuyển độnggiữa hai trục song song Bộ truyền này có ưu điểm là khả năng tải lớn, kích thước nhỏgọn, hiệu suất cao, tuổi thọ lớn, ăn khớp êm Tuy nhiên có nhược điểm là cắt răngphức tạp, yêu cầu cao về độ chính xác chế tạo cũng như lắp ráp và có tiếng ồn khi vậntốc lớn

Công suất trục dẫn P2 = 2,44 kW

Số vòng quay trong một phút của trục dẫn n2 = 256 vg/ph

Số vòng quay trong một phút của trục bị dẫn n3 = 80 vg/ph

Tỉ số truyền Uch = 3,2

Tổng số thời gian làm việc tb = 6500 giờ

Làm việc một chiều, mỗi ngày làm việc 1 ca

Điều kiện làm việc: tải trọng va đập nhẹ

3.2.1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng

Chọn cấp chính xác chế tạo theo bảng [3-11] là IT9

3.2.6 Định chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A

Hệ số tải trọng K

K = Ktt.Kb

Vì tải trọng không đổi và độ rắn bánh nhỏ hơn HB = 350 nên lấy Ktt = 1

Tra bảng [3-13] với độ chính xác thấp hơn 1 cấp ta được Kb = 1,2

Suy ra: K = 1.1,2 = 1,2

Khoảng cách trục A

= 149,9 Lấy L= 150

3.2.7 Tính modun và số răng

Modum Mn = (0,010,02)A = 1,53 mm (công thức 3-22)

Lấy theo tiêu chuẩn bảng 3-1: Mn = 2,2

3.2.8 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng

Số răng tương đương của bánh nhỏ, bánh lớn công thức [3-38]

= 23,05 N/mm2

= 23,05 N/mm2 N/mm2

Ứng suất uốn chân răng đối với bánh lớn công thức [3-40]

= 20,15 N/mm2 = 89,2 N/mm2

3.2.9 Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải trong thời gian ngắn

Ứng suất tiếp xúc cho phép theo công thức [3-43]

3.2.10.Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền

Sơ đồ lực tác dụng lên trục

Kiểm tra ngâm dầu và bôi trơn

Để giảm tổn thất công suất vì ma sát, giảm mài mòn răng, đàm bảo thoát nhiệt tốt

và đề phòng các chi tiết máy bị hen gì cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền tronghộp giảm tốc

Mức dầu min phải là ngập hết chân răng của cả 2 bánh răng (để đảm bảo bôitrơn) Mức dầu max là không có bánh răng nào bị ngập không quá 1/3 bán kinh (đểgiảm tổn thất không khuấy dầu, tăng hiệu suất truyền động) Mức dầu max phải ở trênmức min, cách nhau từ 5mm trở lên (trường hợp đặc biệt, tối thiểu 3mm)

hmin = – b1.sin = – 37.sin70020’ = 83,2 mm

hmax = = = 78,6

Ta có chiều sâu ngâm dầu:

= 4,6 mm

Vậy thỏa mãn điều kiện ngâm dầu

PHẦN 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

4.1 Tính toán đường kính sơ bộ các trục

4.1.1 Chọn vật liệu chế tạo trục

Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 thường hóa có:

Ứng suất cho phép tra bảng 7-2 trang 119 TKCTM có [] = 63 N/

Ứng suất xoắn cho phép = 20 ÷ 35 N/

Giới hạn bền kéo = 600 N/

Tk – Momen xoắn trên các trục

Trục I: T1 = 34248 N.mmTrục II: T2 = 91428 N.mmTrục III: T3 =275756 N.mm

Suy ra:

= 20,45 mm Chọn d1 = 25 mm

= 27,08 mm Chọn d2 = 30 mm

= 37,57 mm Chọn d3 = 40 mmChiều rộng ổ lăn

Chọn theo bảng 10.2 trang 189 sách Tính toán hệ dẫn động cơ khí tập 1

- Khoảng cách giữa các mặt bên của bánh răng và thành hộp, khoảng cách giữa

các bánh răng là 10 mm

- Khoảng cách giữa mặt bên của ổ đến thành trong của hộp 10mm

- Khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ: mm

- Chiều cao nắp ổ và đầu bulong mm

 Theo công thức 10.10 trang 189 [2]:

- Chiều dài mayơ:

 Khoảng cách từ A đến tiết diện lắp bánh răng côn:

Trong đó: =37mm: Chiều rộng bánh răng côn

=: Góc côn chia 75+10+10+37+0,5.(17-37) = 123 mm

Khoảng cách từ ổ lăn 1 đến bánh răng côn:

Tính các giá trị mômen uốn ở các tiết diện chịu tải nguy hiểm:

Momen uốn tại tiết diện (2- 2):

Tại tiết diện có đĩa bánh đai

Mômen tương đương:

Tại tiết diện lắp ổ lăn vị trí A (tiết diện 2 - 2)

Mômen tương đương

= 46446,1 N.mm

Đường kính trục tại ổ lăn vị trí A

= 19,46 mm

Tại tiết diện lắp ổ lăn vị trí B (tiết diện 3 - 3)

Mômen tương đương:

= 55911,2 N.mm

Đường kính trục tại ổ tại vị trí B

= 20,7 mm

Tại tiết diện lắp bánh răng nón nhỏ (tiết diện 4 – 4)

Mômen tương đương:

=30020,4

Đường kính lắp bánh răng nón nhỏ:

= 16,83 mm

Chọn các kích thước đoạn trục theo dãy số tiêu chuẩn

- Tại tiết diện lắp (1-1), chọn d1 = 22, lớn hơn một ít vì có rãnh then

- Tại tiết diện lăp ổ lăn A (2-2), chọn d2 = 30 theo tiêu chuẩn

- Tại tiết diện lăp ổ lăn B (3-3), chọn d3 = 30 theo tiêu chuẩn

- Tại tiết diện lắp bánh răng côn, chọn d4 = 28, lớn hơn một ít vì có rãnh then và nhỏ hơn trục lắp ổ lăn để tiện lắp ghép

Vẽ kết cấu gần đúng của trục

Dựa vào các kích thước tính được ta vẽ được kết cấu gần đúng của trục I, với các kích thước khác tự chọn sao cho hợp lý

4.2.2 Tính gần đúng trục II

Phác thảo kích thước trục II

 Tra bảng 10.3 trang 189 [2]

- Khoảng cách giữa các mặt bên của bánh răng và thành hộp, khoảng cách

giữa các bánh răng là 10 mm

- Khoảng cách giữa mặt bên của ổ đến thành trong của hộp 15 mm

Theo công thức 10.10 trang 189 [2]:

- Chiều dài mayơ: , Chọn = 45 mm

Chọn = 65mm

Khoảng cách từ ổ lăn D đến vị trí lắp bánh răng trụ:

= = 67 mmKhoảng cách từ ổ lăn D đến vị trí lắp bánh răng côn:

Trong đó: =37mm: Chiều rộng bánh răng côn

=: Góc côn chia = 138 mm

Khoảng cách từ ổ lăn C đến ổ lăn D:

mmKhoảng cách từ ổ lăn C đến bánh răng côn:

= 184 – 138 = 46 mm

Lực tác dụng lên bánh răng nón lớn

= 961,5 N = 117,5 N = 330 NĐường kính trung bình của bánh răng lớn dtb2 = 234 mm

Lực tác dụng lên bánh răng trụ nhỏ

= 2528,4 N = 920,3 N = 0 NĐường kính vòng chia của bánh răng trụ nhỏ = 72 mm

Tính các giá trị mômen uốn ở các tiết diện chịu tải nguy hiểm nhất

Tại tiết diện lắp ổ 1 là tiết diện (5-5)

Tính các giá trị mômen uốn tương đương và đường kính trục ở các tiết diện chịu tải nguy hiểm nhất.

Tại tiết diện lắp ổ 1 là tiết diện (5- 5)

Mômen tương đương

=

= = 78828,6 Nmm

Đường kính trục tại vị trí lắp ổ C

mm

Tại tiết diện có bánh răng nón (tiết diện 6-6)

Mômen tương đương

= = = 116287,9 Nmm

Đường kính trục tại tiết diện có bánh răng nón là

mm

Tại tiết diện có bánh răng trụ răng thẳng tiết diện (7-7)

Mômen tương đương

Chọn đường kính các đoạn trục theo dãy số tiêu chuẩn

 Tại tiết diện lăp ổ lăn 0 và ổ 1, chọn = = 35 mm theo tiêu chuẩn

 Tại tiết diện lắp bánh răng nón lớn (6-6), chọn = 40 mm lớn hơn một ít vì

có rãnh then

 Tại tiết diện lắp bánh răng trụ nhỏ (7-7), chọn = 40 mm lớn hơn một ít

vì có rãnh then

Vẽ biểu đồ momen và kích thước các đoạn trục

4.2.3 Tính gần đúng trục III

Phác thảo kích thước trục III

Để đơn giản cho việc thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc ta lấy khoảng cách các điểm đặt lực của trục III như trục II

Khoảng cách từ gối đỡ trục F đến điểm đặt lực của bánh răng trụ răng thẳng lớn:

Khoảng cách từ khớp nối đến ổ lăn F: lkn = 70 mm

Lực từ khớp nối tác dụng lên trục hướng theo phương x:

Đường kính vòng chia của bánh răng trụ lớn = 232 mm

Momen xoắn trục III: = 274562,5 Nmm

Tính phản lực các gối trục

Phương trình cân bằng lực trong mặt phẳng Ozy

Tính các giá trị mômen uốn ở các tiết diện chịu tải nguy hiểm nhất:

Momen uốn tại tiết diện (9 - 9), (11-11) và (12-12) tại tiết diện lắp ổ E, F, Khớp nối: = 0 Nmm

= 0 NmmMomen uốn tại tiết diện (10-10) bánh răng trụ lớn:

= = 582,7.117 = 68176 N.mm

= = 313,7.117 = 36702,9 N.mm

Tính các giá trị mômen uốn tổng cộng và đường kính trục ở các tiết diện chịu tải lớn

Tại tiết diện lắp ổ E và ổ F và khớp nối

Mômen tương đương

= = = 237778,1 Nmm

Đường kính trục tại vị trí lắp ổ E, ổ F

≥ = = 33,5 mm

Tại tiết diện có bánh răng trụ lớn

Mômen tương đương

= = = 77427,8 N.mm

= = = 250067 N.mm

Đường kính trục tại ổ B: ≥ = = 34,1 mm

Chọn đường kính các đoạn trục theo dãy số tiêu chuẩn

 Tại tiết diện lăp ổ lăn E và ổ lăn F, chọn = = 40 mm, theo tiêu chuẩn

 Tại tiết diện lắp bánh răng trụ lớn, chọn = 45mm, lớn hơn một ít vì có rãnh then

 Tại tiết diện lắp khớp nối chọn = 36 mm theo tiêu chuẩn

Vẽ kết cấu gần đúng trục III

Dựa vào các kích thước tính được ta vẽ được kết cấu gần đúng của trục III, với các

kích thước khác tự chọn sao cho hợp lý

4.3 Tính chính xác trục

4.3.1 Tính chính xác trục I

n = ≥ [n]

[n]=1,5÷2,5

Vì trục quay 2 chiều nên ứng suất pháp biến đổi theo chu kỳ đối xứng:

a = max = min= Mu/W với m = 0

Vì ứng suất tiếp (xoắn) biến đổi theo chu kỳ đối xứng (trục quay 2 chiều):

a = max = Mx/Wo và m = 0

Ta xét ở tiết diện ( 4 – 4 ) : Mu= 30020,4 Nmm và d4 = 28 mm

Tra bảng 7-3b ta có: b = 8 h = 7 W = 1855 mm3 Wo = 4010 mm3

 a = = 16,18 N/mm2.Ứng suất tiếp (xoắn) biến đổi theo chu kỳ đối xứng (trục quay 2 chiều) :

a = max = Mx/Wo = = 8,53 N/mm2 và m = 0Giới hạn mỏi uốn và mỏi xoắn ứng với chu kỳ đối xứng:

Theo bảng 7-10 ta có: k/ = 2,6

 k/ = 1 + 0,6(k/ - 1) = 1,96

Hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất pháp:

Ta thấy, n lớn so với [n] mà không quá lớn lắm trục đủ bền, giữ nguyên các kích thước đã chọn.

PHẦN 5: TÍNH CHỌN THEN VÀ Ổ LĂN

5.1 Tính chọn then

Để cố định bánh răng, đĩa xích trên trục theo phương tiếp tuyến, truyền mômen xoắn

và lực từ trục đến chi tiết máy và ngược lại Then là chi tiết ghép được tiêu chuẩn hóa

Ta chọn then theo TCVN 149-64 cho cả 3 trục Vật liệu then là thép 45 và là loại then bằng

Tra bảng 7-20 va 7-21 với vật liệu là thép 45,đặc tính tải trọng va đập nhẹ ta có được: Ứng suất dập cho phép: [ ]d = 100 N/mm2

làm liền trục

Chiều dài then chọn l = 28 mm theo Tiêu chuẩn

Kiểm nghiệm sức bền dập của then:

Kiểm nghiệm sức bền cắt của then:

Để đảm bảo tính công nghệ khi gia công rãnh then ta lâý then lắp khớp nối cùng kích thước với then lắp bánh răng.Đường kính đoạn trục lắp bánh đai d = 22 mm; lm = 1

Theo bảng 7-23 ta có: b = 6 mm h = 6 mm

t = 3.5 mm t1 = 2,6 mm

k = 2,9 mm Mx1= 34248 NmmChiều dài then chọn l = 28 mm theo TC

Kiểm nghiệm sức bền dập của then:

Kiểm nghiệm sức bền cắt của then:

Thoả mãn điều kiện dập và điều kiện cắt trên mặt tiếp xúc giữa then với mayơ và trục Vậy chọn then đảm bảo yêu cầu

cần làm liền trục

Chiều dài then :l = 32 mm lấy theo tiêu chuẩn

Kiểm nghiệm sức bền dập của then:

Kiểm nghiệm sức bền cắt của then: