Đồ án môn học hộp giảm tốc

Đồ án hộp giảm tốc, chi tiết máy. Hộp giảm tốc là một trong những sự lựa chọn hàng đầu của người tiêu dùng khi cần kết nối trung gian và điều chỉnh tốc độ của động cơ điện với các thiết bị dây chuyền khác. Chức năng chính của hộp giảm tốc là giảm vận tốc góc, tăng momen xoắn, giảm tốc độ vòng quay, điều chỉnh sao cho phù hợp với yêu cầu đề ra.

LỜI NÓI ĐẦUThiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơkhí Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiệnđại Vì thế tầm quan trọng của các hệ thống trục dẫn động cơ khí là rất lớn Hiểubiết lý thuyết và vận dụng nó trong thực tiễn là một yêu cầu cần thiết đối với một

kỹ sư

Để nắm vững lý thuyết và chuẩn bị tốt trong việc trở thành một kỹ sư tươnglai Đồ án môn học thiết kế máy trong ngành cơ khí là một môn học giúp sinh viênngành cơ khí làm quen với những kĩ năng thiết kế, tra cứu và sử dụng tài liệu tốthơn, vận dụng kiến thức đã học vào việc thiết kế một hệ thống cụ thể Ngoài ra,môn học này còn giúp sinh viên củng cố kiến thức của các môn học liên quan Vậndụng sáng tạo và phát huy khả năng làm việc theo nhóm

Trong quá trình thực hiện đồ án môn học này, em luôn được sự hướng dẫntận tình của giáo viên hướng dẫn thầy Nguyễn Vĩnh Phối và các thầy bộ môn trongkhoa kỹ thuật công nghệ

Em xin chân thành cảm ơn thầy đã giúp đỡ em hoàn thành đồ án môn họcnày

Đà Nẵng, tháng 2 năm 2023 Sinh viên thực hiện

CHƯƠNG 1: TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

Các số liệu cho trước:

Ptg(kW)

(Công suất trục tang)

ntg (v/phut Tổng thời gian làm

- Để chọn động cơ điện cần tính công suất cần thiết

Ta gọi: P là công suất trên trục tang ; η là hiệu suất chung

Pct là công suất cần thiết

Ta có : P ct = P η kW

- η là tích số hiệu suất của bộ truyền và của các cặp ổ trong thiết bị

Với : η = ηd η3 ol η 2 k ηbrt ηxTra bảng 2−127 [1], ta có các thông số như sau :

ηd = 0,94 : Hiệu suất bộ truyền đai ηol = 0,995 : Hiệu suất của một cặp ổ lăn

ηk = 0,99 : Hiệu suất khớp nối ηbr = 0,97 : Hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ thẳng

4 Có các thông số sau :

Kiểu động cơ Công suất Vận tốc Hiệu suất

1.2 Phân phối tỷ số truyền:

a Xác định chung:

u chung=n dc

n ct=145556 =25,98

Mà ¿u c hung =u Hop .u Ngoai

¿u Ngoai=2 }= ¿u Hop=u chung

u Ngoai=25,982 =12,99

b Phân phối tỷ số truyền:

 Theo phương pháp kinh nghiệm:

2.5 Tính toán mômen xoắn trên các trục :

Mômen xoắn trên trục động cơ:

T dc ' =9,55.1 0 6P dc '

n dc=9,55.10

6 4,27

1455=28026(N mm) Mômen xoắn trên trục 1:

T1=9,55.1 06P n1

1 =9,55.1 06727,53,99 =52377 (N mm) Mômen xoắn trên trục 2:

T2=9,55.1 0 6 P2

n2 =9,55.1 0 6 3,85

221,12=166278(N mm) Mômen xoắn trên trục 3:

T3=9,55.1 0 6P3

n3 =9,55.1 0 6 3,72

56 =634393(N mm) Mômen xoắn trên trục công tác:

Chương 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI.

(BỘ TRUYỀN ĐAI THANG)

2.1 Chọn loại đai.

Vì vận tốc của băng tải thấp và số vòng quay của tang nhỏ nên ta chọn bộtruyền đai thang đặt liền với động cơ Sở dĩ chọn đai thang vì kết cấu đơn giản, dễchế tạo, có thể làm việc với vận tốc lớn Với động cơ 4A112M4Y3 có công suấtNđc = 5,5 kW, số vòng quay của động cơ nđc = 1455( v/ph), ta giả thiết vận tốc đai v

>5 (m/s) Có thể dùng đai loại A hoặc Б bảng và bảng

Tính sơ bộ theo công thức: D1 = 1,2.D1min Tra bảng , D1min = 90(mm).

Đường kính D2 của bánh đai lớn được tính theo công thức sau:

Theo công thức 4-2/53[TL2] với hệ số trượt đai ε = 0,01

d2=d1.u 1−ε= 140.21−0,01=282,82(mm)

Vậy ta chọn D2 theo chuẩn trong bảng , D2= 280 (mm)

Số vòng quay thực trong 1 phút của bánh bị dẫn theo công thức :

u t= d2

d1.(1−ε)=140 (2801−0,01 )=2,02

Phần trăm sai lệch số vòng quay

VậyΔu=|u t −u|

Với h=10,5 (Tra bảng

Vậy thỏa mãn điều kiện

2.5 Tính chiều dài L theo khoảng cách sơ bộ A.

Tính sơ bộ theo công thức

- Kiểm nghiệm số vòng quay u trong 1 giây theo công thức :

2.7 Tính góc ôm và kiểm nghiệm điều kiện.

α1=180−57d2−d a 1=180−57 280−140286,75 =152>α min , vậy thỏa điều kiện

ứng suất có ích cho phép (tra bảng )

Hệ số ảnh hưởng góc ôm (tra bảng )

Hệ số ảnh hưởng chế độ tải trọng (tra bảng )

3.1.10 Tính lực căng ban đầu so và lực tác dụng lên trục R

- Lực căng ban đầu đối với mỗi đai:

PHẦN III: THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC

KxH: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

YR: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng YS: Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất KxF: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.Chọn sơ bộ ZR.ZV.KxH = 1

YR.YS.KxF = 1

σ H lim0 : ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở.

σ F lim0 : ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở

σ F lim30 = 1,8HB3 = 468 MPa+ σ H lim 40 = 2HB4 + 70 = 560 MPa

σ F lim 40 = 1,8HB4 = 441 MPaKFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải Bộ truyền quay 1 chiều nên KFC = 1KHL, KFL: Hệ số tuổi thọ

NFO: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn.

NFO= 4.106NHE, NFE: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương Theo công thức 6.7 và 6.8 ta có:

Theo công thức 6.1a:

Hc =(H3 +H4)/2= (536,36+509)/2 = 522,68 (MPa)<1,25H4

1 Tính toán cho cấp nhanh (bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng)

a.Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

Khoảng cách trục aw được xác định theo công thức(6.15a):

a w =K a .(u+1).3

√ T K Hβ

[σ H]2.u.ψ ba (1)Trong đó:

Ka – Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng

T – Momen xoắn trên trục bánh chủ động (Nmm)

H – ứng suất tiếp xúc cho phép của cấp nhanh (MPa)

z1=m.(u+1) 2.a w 1 =2.(3,948+1)2.150 =30,31 (răng) lấy z1 = 30

z2=u z1=3,948.30=118,44 (răng) lấy z2 = 118

Suy ra tỉ số truyền thực là: um1 = z2/z1 = 118/30 = 3,933

Tổng số răng:

Zt = Z1+Z2 = 30+118 = 148

aw = 2.1482 = 148(mm)

Góc ăn khớp:

costw = 140.2.cos200/(2.150) = 0,877

→ tw = 28,70

c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Theo (6.33) ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thoảmãn điều kiện sau:

H – ứng suất tiếp xúc cho phép (Mpa)(tính chính xác)

T1 – Momen xoắn trên trục T1= 52377(Nmm)

um1 – Tỉ số truyền thực của bộ truyền cấp nhanh um1 = 3,948

Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH được xác định theo công thức(6.34):

Vậy:

Z H=√ 2.cos β b sin 2α tw1=√ 2.cos 0∘

H – Hệ số xét đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp Theo bảng 6.15ứng với HB1,HB2<350HB và loại răng thẳng không vát đầu ta được trị số

H=0,006

go – Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và bánh 2v1 – Vận tốc vòng của bánh răng (m/s)

ứng với v1= 2,3 (m/s) theo bảng 6.13 (TR.106,TTTKHTDĐCK-T1) ta chọnđược cấp chính xác 9.Vậy theo bảng6.16 (TR.107,TTTKHTDĐCK-T1) ta chọnđược go=73

Độ bền tiếp xúc được đảm bảo.

Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng ứng suất uốn sinh ra tại chân răng khôngđược vượt quá giá trị cho phép (theo công thức (6.43),(6.44)):

Y – Hệ số xét đến độ nghiêng của răng , với răng thẳng Y=1

Y – Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng

YF1 – Hệ số dạng răng của bánh 1

YF2 – Hệ số dạng răng của bánh 2

KF – Hệ số tải trọng khi tính về uốn

dw1 – Đường kính vòng lăn bánh chủ động(mm)

bw1 – Bề rộng vành răng bánh chủ động(mm)

F1– ứng suất uốn cho phép của bánh răng 1 (Mpa)(tính chính xác)

F2– ứng suất uốn cho phép của bánh răng 2 (Mpa)(tính chính xác)T1 – Momen xoắn trên trục T1= 52377 (Nmm)

Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng Y được xác định như sau:

Y=1/ với =1,73 (tính được ở trên)

=> Y=1/=1/1,73=0,58

Hệ số dạng răng của cặp bánh răng YF1, YF2:

Số răng tương đương được xác định theo công thức sau:

z v 1= z1

cos 3β

z v 2= z2

cos 3β

Do đây là cặp bánh răng trụ răng thẳng nên: zv1= z1= 30 ; zv2= z2= 118

Tra theo bảng 6.18 (TR109.,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với hệ số dịch chỉnhbằng x1 = x2=0 và:

Số răng tương đương zv1= 30 => YF1= 3,63

Số răng tương đương zv2= 118 => YF2=3,497

Hệ số tải trọng khi tính về uốn KF được xác định theo công thức(6.45):

Đường kính đỉnh răng da1<700(mm) => KxF = 1

Vậy ứng xuất uốn cho phép là:

d Kiểm nghiệm răng về quá tải.

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (lúc mở máy, hãm máy,hoặc có sự cốbất thường…) Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc

và ứng suất uốn cực đại

Với hệ số quá tải:

T– Momen xoắn danh nghĩa

Tmax– Momen xoắn quá tải

4 Tính toán cho cấp chậm (bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng)

Ka – Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng

T – Momen xoắn trên trục bánh chủ động (Nmm)

H – ứng suất tiếp xúc cho phép của cấp chậm (MPa)

u – Tỉ số truyền của cặp bánh răng cấp chậm

KH – Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vànhrăng khi tính về tiếp xúc

ba – Hệ số quan hệ giữa chiều rộng vành răng bw và khoảng cách trụcaw

Với u = u2= 3,4 => bd2 = 0.5ba2.(u2+1) = 0,5.0,3.(3,29+1) = 0,6435

Theo bảng 6.7 (TR.98,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với bd2 = 0,66 và sơ đồ 5chọn KH = 1,03

Xác định số răng, góc nghiêng và tỉ số truyền thực.

Chọn sơ bộ góc nghiêng của răng  = 10

Vậy số răng bánh lớn là: z4 = u2.z3 = 39.3,29 = 128,31 (răng)

Chọn số răng bánh lớn là: z4 = 128 (răng)

Suy ra tỉ số truyền thực là: um2 = z4/z3 = 128/39 = 3,28 (lần)

Sai số tỉ số truyền là: ∆u = um2- u2 = 0

Vậy bộ truyền được đảm bảo

Xác định chính xác góc nghiêng 

Ta có:

cos β= m n (z3+z4)

2.a w 2 =2.(39+128)2.170 =0,982 => =10,770

c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điềukiện sau:

σ H =Z M .Z H .Z ε.√2T2 K H .(u m2+1)

b w 3 .u m2 .d w32 ≤[σ H]

(2)

Trong đó:

ZM – Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp

Theo bảng 6.5 (TR.96,TTTKHTDĐCK-T1) ta tra được ZM = 274(MPa1/3)

ZH – Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

Z – Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng

KH – Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc.

dw3 – Đường kính vòng lăn bánh chủ động(mm)

bw3 – Bề rộng vành răng bánh chủ động(mm)

H – ứng suất tiếp xúc cho phép (Mpa)(tính chính xác)

T2 – Momen xoắn trên trục T2= 166278(Nmm)

um2 – Tỉ số truyền thực của bộ truyền cấp chậm um2 = 3,29 (lần)

Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH được xác định theo công thức sau:

ứng với v2=0,92(m/s) theo bảng 6.13 (TR.106,TTTKHTDĐCK-T1) ta chọnđược cấp chính xác 9 Vậy theo bảng 6.16 (TR.107,TTTKHTDĐCK-T1) ta chọnđược go=73

Đường kính đỉnh răng: da3= dw3+2.m = 79,25+2.2 = 83,25(mm)<700(mm)

Độ bền tiếp xúc được đảm bảo

Kiểm nghiệm thừa bền:

[σ H]−σ H

σ H = 496,55−456,02496,55 =0,08 ≤0,1 ⇒ Thoả mãn

d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng ứng suất uốn sinh ra tại chân răng khôngđược vượt quá giá trị cho phép :

σ F1=2T2 K F .Y ε .Y β .Y F 1

b w 3 .d w 3 .m n ≤[σ F 1]

(3)

σ F 2=σ F 1 Y .Y F 2

F 1 ≤[σ F 2]

(4)

Trong đó:

Y – Hệ số xét đến độ nghiêng của răng

Y – Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng

YF1 – Hệ số dạng răng của bánh 3

YF2 – Hệ số dạng răng của bánh 4

KF – Hệ số tải trọng khi tính về uốn

dw3 – Đường kính vòng lăn bánh chủ động(mm)

bw3 – Bề rộng vành răng bánh chủ động(mm)

F1– ứng suất uốn cho phép của bánh răng 3 (Mpa)(tính chính xác)

F2– ứng suất uốn cho phép của bánh răng 4 (Mpa)(tính chính xác)T2 – Momen xoắn trên trục chủ động T2= 166278(Nmm)

Hệ số xét đến độ nghiêng của răng Y:

Y= 1-/140 = 1- 10,77/140 = 0,92

Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng Y được xác định như sau:

Y = 1/ với  = 1,74 (tính được ở trên)

=> Y=1/=1/1,74 = 0,575

Hệ số dạng răng của cặp bánh răng YF1, YF2:

Số răng tương đương được xác định theo công thức sau:

z v 3= z3cos 3β=

39 cos 3 10,77=41,13

z v 4= z4cos 3β=

129 cos 3 10,77=136,06

Tra theo bảng 6.18 (TR109.,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với hệ số dịch chỉnhbằng x = 0 và:

Số răng tương đương zv3= 41,13 => YF1= 3,74

Số răng tương đương zv4= 136,06 => YF2=3,61

Hệ số tải trọng khi tính về uốn KF được xác định theo công thức:

KF= KF.KF.KFv

Trong đó:

KF – Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răngđồng thời ăn khớp khi tính về uốn Theo bảng 6.14 (TR.107,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với v2<2,5(m/s) và cấp chính xác mức làm việc êm 9 => KF=1,37KF – Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vànhrăng khi tính về uốn Theo bảng 6.7 (TR.98,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với

bd2 = 0,54 và sơ đồ 5 chọn được KF = 1,1

KFv – Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính

về uốn Xác định hệ số KFv theo công thức:

Đường kính đỉnh răng da4<700(mm) => KxF = 1

Vậy ứng xuất uốn cho phép là:

Đường kính đỉnh răng da3 <700(mm) => KxF = 1

Vậy ứng xuất uốn cho phép là:

Vậy răng đảm bảo về độ bền uốn

e Kiểm nghiệm răng về quá tải.

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (lúc mở máy, hãm máy,hoặc có sự cốbất thường…) Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc

và ứng suất uốn cực đại

Với hệ số quá tải:

K qt=T Tmax=T T mm=2,2

Trong đó :

T– Momen xoắn danh nghĩa

Tmax– Momen xoắn quá tải

Tmm – Momen mở máy

Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đạikhông được vượt quá một giá trị cho phép:

σ F3max = σ F3 K qt = 125,06.2,2 = 275,132 MPa < [σ F1] max = 464 MPa

σ F 4 max = σ F 4 .K qt = 120,65.2,2 = 265,43 MPa < [σ F 2] max = 464 Mpa

Vậy bộ truyền đảm bảo về quá tải

Từ các kết quả tính toán trên ta có bảng các thông số của các bộ truyền tronghộp:

y = 0

x1 = 0x2 = 0

y = 0

dw2 = 239,37(mm)

dw3 = 79,25(mm)dw4 = 260,73(mm)Đường kính đỉnh răng da1 = 64,63 (mm)

da2 = 243,37 (mm)

da3 = 83,39 (mm)da4 = 264,61(mm)Đường kính đáy răng df1 = 55,63(mm)

df2 = 234,37(mm)

df3 = 74,39(mm)df4 = 255,61(mm)

Số răng bánh răng z1 = 30

z2 = 118

z1 = 39z2 = 128Góc prôfin gốc

Chương 4: TÍNH TOÁN TRỤC, THEN, Ổ LĂN VÀ KHỚP NỐI

4.1 Tính toán trục.

1 Chọn vật liệu:

Vật liệu chế tạo các trục I là thép 45 có σb = 850 MPa

Vật liệu chế tạo các trục II, III là thép 45 có σb = 600 MPa

Ứng suất xoắn cho phép: [τ] = 12 20 Mpa

2 Xác định sơ bộ đường kính trục:

Theo công thức 10-9/188[TL2] ta có

Trong đó:

T momen xoắn, Nmm[τ] ứng suất xoắn cho phép, Mpa Chọn [τ1] = 20 Mpa

lm = ( 1,2 1,5 ) dsb

Mayơ bánh răng 1 và bánh đai trên trục I

lm11 = lm1d = ( 1,2 1,5 ) 30 = 36 45 (mm) Chọn l m1d = 40 mm

Để đảm bảo chiều dài mayơ với chiều rộng BR Chọn l m11 = 52,5 mm

Mayơ bánh răng 2 và bánh răng 3 trên trục II

lm22 = lm23 = ( 1,2 1,5 ) 40 = 48 60 (mm) Chọn l m22 = l m23 = 60 mm

Mayơ bánh răng 4 và khớp nối trên trục III

lm34 = lm3k = ( 1,2 1,5 ) 60 = 72 90 (mm) Chọn lm34 = l m3k = 90 mm

Chiều rộng các khoảng cách khác được tra trong bảng 10-3/189[TL2]:

Chọn k 1 = 15 Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong hộp

Chọn k 2 = 5 Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp

Chọn k 3 = 10Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ

Chọn k 4 = 10Khoảng cách giữa các chi tiết quay

Chọn h n = 15 Chiều cao nắp ổ cà đầu bulông

Xác định chiều dài giữa các ổ:

4 Xác định các lực và sơ đồ đặt lực: Theo công thức 10-1/184[TL2] ta có:

Sơ đồ đặt lực:

Xác định lực tại các ổ lăn dựa vào pt cân bằng lực & mômen tại các gối trục theo phương x và y

TRỤC I

{ F x sinα+F 0y −F r3 +F ty =0 ¿ { F x cosα+F 0x −F t3 +F 1x =0 ¿ { −F x sinα.l c33 −F r3 l l32 +F 1y l 31 +F a3 d 4 /2=0 ¿¿¿¿

{ F 0y +F 1y =−6584,06sin30+1726=−1566,0 ¿ { F ox +F 1x =−6584,06cos30+4599=−1103 ¿ { F 1y =6584,06sin30.70,5+1726.61,5−1158,7.258/2

183 =1031,5 ¿¿¿¿

5 Biểu đồ mômen

5.1 Biểu đồ mômen Trục I