Hộp giảm tốc phân dôi cấp nhanh

Hiện nay khoa học kỹ thuật đang phát triển như vũ bão, mang lại những lợi ích cho con người về tất cả nhữnh lĩnh vực tinh thần và vật chất. Để nâng cao đời sống nhân dân, để hoà nhập vào sự phát triển chung của các nước trong khu vực cũng như trên thế giới. Đảng và Nhà nước ta đã đề ra những mục tiêu trong những năm tới là nước công nghiệp hoá hiện đại hoá. Muốn thực hiện được điều đó một trong những ngành cần quan tâm phát triển nhất đó là ngành cơ khí chế tạo máy vì ngành cơ khí chế tạo máy đóng vai trò quan trọng trong việc sản xuất ra các thiết bị công cụ cho mọi ngành kinh tế quốc dân. Để thực hiện việc phát triển ngành cơ khí cần đẩy mạnh đào tạo đội ngũ cán bộ kỹ thuật có trình độ chuyên môn cao, đồng thời phải đáp ứng được các yêu cầu của công nghệ tiên tiến, công nghệ tự động hoá theo dây truyền trong sản xuất . Nhằm thực hiện mục tiêu đó, chúng em là sinh viên trường Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp Thái Nguyên nói riêng và những sinh viên của các trường kỹ thuật nói chung trong cả nước luôn cố gắng phấn đấu trong học tập và rèn luyện, trau dồi những kiến thức đã được dạy trong trường để sau khi ra trường có thể đóng góp một phần trí tuệ và sức lực của mình vào công cuộc đổi mới của đất nước trong thế kỷ mới. Qua đồ án này chúng em đã tổng hợp được nhiều kiến thức chuyên môn, hiểu rõ hơn những công việc của một kỹ sư tương lai. Song với những hiểu biết còn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực tế chưa nhiều nên đồ án của chúng em không tránh khỏi những thiếu sót. Em rất mong được sự chỉ bảo của các thầy trong bộ môn Kỹ Thuật Cơ Khí và các Thầy Cô giáo trong khoa để đồ án của chúng được hoàn thiện hơn . Cuối cùng chúng em xin chân thành cảm ơn sự quan tâm chỉ bảo của các Thầy Cô trong khoa và bộ môn Kỹ Thuật Cơ Khí trường Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp – Thái Nguyên. Đặc biệt là sự hướng dẫn tận tình của thầy giáo: Th.s Lương Việt Dũng Em xin chân thành cảm ơn  

Mục lục

Lời nói đầu

Hiện nay khoa học kỹ thuật đang phát triển như vũ bão, mang lại những lợi ích cho con người về tất cả nhữnh lĩnh vực tinh thần và vật chất Để nâng cao đời sống nhân dân, để hoà nhập vào sự phát triển chung của các nước trong khu vực cũng như trên thế giới Đảng và Nhà nước ta đã đề ra những mục tiêu trong những năm tới là nước công nghiệp hoá hiện đại hoá

Muốn thực hiện được điều đó một trong những ngành cần quan tâm phát triển nhất đó là ngành cơ khí chế tạo máy vì ngành cơ khí chế tạo máy đóng vai trò quan trọng trong việc sản xuất ra các thiết bị công cụ cho mọi ngành kinh tế quốc dân Để thực hiện việc phát triển ngành cơ khí cần đẩy mạnh đào tạo đội ngũ cán bộ kỹ thuật có trình độ chuyên môn cao, đồng thời phải đáp ứng được các yêu cầu của công nghệ tiên tiến, công nghệ tự động hoá theo dây truyền trong sản xuất

Nhằm thực hiện mục tiêu đó, chúng em là sinh viên trường Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp - Thái Nguyên nói riêng và những sinh viên của các trường

kỹ thuật nói chung trong cả nước luôn cố gắng phấn đấu trong học tập và rèn luyện, trau dồi những kiến thức đã được dạy trong trường để sau khi ra trường

có thể đóng góp một phần trí tuệ và sức lực của mình vào công cuộc đổi mới của đất nước trong thế kỷ mới

Qua đồ án này chúng em đã tổng hợp được nhiều kiến thức chuyên môn, hiểu rõ hơn những công việc của một kỹ sư tương lai Song với những hiểu biết còn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực tế chưa nhiều nên đồ án của chúng em không tránh khỏi những thiếu sót Em rất mong được sự chỉ bảo của các thầy trong bộ môn Kỹ Thuật Cơ Khí và các Thầy Cô giáo trong khoa để đồ án của chúng được hoàn thiện hơn

Cuối cùng chúng em xin chân thành cảm ơn sự quan tâm chỉ bảo của các Thầy Cô trong khoa và bộ môn Kỹ Thuật Cơ Khí trường Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp – Thái Nguyên Đặc biệt là sự hướng dẫn tận tình của thầy giáo:

Th.s Lương Việt Dũng

Em xin chân thành cảm ơn!

Phần I Tính toán động học hệ dẫn động cơ khí 1.Chọn động cơ điện

1.1.Chọn kiểu loại động cơ

Hiện nay trong công nghiệp thường dung một số loại động cơ sau

1.1.1.Động cơ điện một chiều

Dùng dòng một chiều để làm việc và hệ thống động cơ – máy phát (dung dòng điện điều chỉnh) cho phép thay đổi trị số của momen và vận tốc góc trong một phạm vi rộng(3:1 đến 4:1 đối với động cơ điện một chiều và 100:1 đối với động cơ – máy phát), đảm bảo khởi động êm, hãm và đảo chiều dễ dàng, do đó được dùng rộng rãi trong các thiết bị vận chuyển bằng điện, thang máy, máy trục, các thiết bị thí nghiệm v.v

Nhược điểm của chúng là đắt,riêng loại động cơ điện một chiều lại khó kiếm và phải tăng them vốn đầu tư để đặt các thiết bị chỉnh lưu

1.1.2 Động cơ điện xoay chiều

a, Động cơ không đồng bộ một pha

Thường dùng trong các thiết bị dẫn động của máy khâu, quạt, và các máy móc phục vụ sinh hoạt hằng ngày vì công suất không cao

c, Động cơ không đồng bộ ba pha

∗

Động cơ không đồng bộ ba pha rôto dây cuốn

Cho phép điều chỉnh vận tốc góc trong một phạm vi nhỏ (khoảng 5%), có dòng điện mở máy nhỏ nhưng hệ số công suất thấp, đắt, kích thước lớn và vận hành phức tạp, dùng thích hợp khi cần điều chỉnh trong một phạm vi hẹp để tìm

ra vận tốc thích hợp của dây chuyền công nghệ đã được lắp đặt

∗

Động cơ không đồng bộ ba pha rôto lồng sóc

Kết cấu đơn giản, giá thành tương đối hạ, dễ bảo quản, làm việc tin cậy,

có thể mắc trực tiếp vào lưới điện ba pha không cần biến đổi dòng điện Nhược điểm của nó là : hiệu suất và hệ số công suất thấp (so với động cơ đồng bộ ba pha),không điều chỉnh được vận tốc (so với động cơ điện một chiều và động cơ

ba pha không đồng bộ dây cuốn)

=> Nhờ có nhiều ưu điểm cơ bản, động cơ điện xoay chiều không đồng bộ ba pha rôto lồng sóc được sử dụng rất phổ biến trong các ngành công nghiệp Để dẫn động các thiết bị vận chuyển, băng tải, xích tải, thùng trộn v.v nên ta sử dụng loại động cơ này cho bộ truyền

1.2 Chọn công suất động cơ :

Công suất của động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ nhằm đảm bảo cho nhiệt độ của động cơ khi làm việc không lớn hơn trị số cho phép Để đảm bảo điều kiện đó cần thoả mãn yêu cầu sau:

dm dt

P ≥ P

(kW)Trong đó:

dc dm

: Công suất đẳng trị trên trục động cơ, được xác định như sau:

Theo điều kiện làm việc của động cơ là tải trọng không đổi nên ta có công suất đẳng trị trên trục động cơ xác định như sau:

Hiệu suất bộ truyền xích

Tra bảng 2.3 Trị số hiệu suất của các loại bộ truyền và ổ [1], ta có:

Bộ truyền xích Ổ lăn Bánh răng trụ Khớp nối

1.3 Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ

Số vòng quay đồng bộ của động cơ (còn gọi là tốc độ từ trường quay) được xác định theo công thức:

số truyền động lớn và yêu cầu giảm tốc lớn Do vậy, trong điều kiện làm việc như bộ truyền của chúng ta thì nên chọn động cơ có số vòng quay đồng bộ là

1500 hoặc 1000 (v/ph), tương ứng với số vòng quay có kể đến sự trượt 3% là

1450 và 970(v/ph)

+) Tính số vòng quay của trục công tác (với hệ dẫn động xích tải)

3

60.10

n

Z t

=

Trong đó, theo đề bài:

v = 0,8(m/s) : vận tốc vòng của băng tải (m/s);

Z= 42 : Số răng đĩa xích tải

ct

+) Xác định số vòng quay đồng bộ nên dùng cho động cơ:

Chọn sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ là 1500(v/ph), kể đến sự trượt 3% thì số vòng quay đồng bộ là 1450(v/ph) Khi đó tỷ số truyền sơ bộ của

hệ thống là:

1450

48,3529,99

Ta thấy tỷ số truyền sơ bộ nằm trong khoảng nên dùng, do đó ta chọn số vòng quay đồng bộ là 1500(v/ph).

1.4.Chọn động cơ

Căn cứ công suất đẳng trị đã tính, tiến hành tra bảng P1.3 [1], chọn động

cơ có ký hiệu: 4A100S4Y3 với các thông số:

Kiểu động

cơ

Công suất (Kw)

K dn

T T

1.5 Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ:

a Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ:

Khi khởi động, động cơ cần sinh ra một công suất máy đủ lớn để thắng sức ỳ của hệ thống Vì vậy cần kiểm tra mở máy cho động cơ

Điều kiện mở máy cho động cơ thỏa mãn nếu công thức sau đảm bảo:

, thỏa mãn điều kiện mở máy của động cơ

b, Kiểm tra điều kiện quá tải của động cơ

Theo đề bài thì bộ truyền làm việc với tải trọng không đổi nên động cơ

ta chọn là thoả mãn

2 Phân phối tỷ số truyền:

Tỷ số truyền chung của toàn bộ hệ thống xác định theo:

dc ct

n u n

47,3529,99

uΣ

2.1 Tỷ số truyền các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc:

Với hệ dẫn động gồm HGT 2 cấp bánh răng nối với một bộ truyền ngoài hộp thì:

h ng

u u u

Σ

2.2 Tỷ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc

Với hộp phân đôi cấp nhanh, để nhận được kích thước tiết diện ngang của hộp là nhỏ nhất(cũng chính là để bôi trơn hộp giảm tốc hợp lý nhất) thì tỷ số truyền bộ bánh răng cấp chậm trong hộp giảm tốc được tính theo công thức:

Đây là bộ truyền bánh răng trụ với tải trọng trung bình nên ta có

19,73

7,762,54

h

u u u

dc I

II III

III III IV

- Công suất danh nghĩa trên trục I:

3.3- Tính momen xoắn trên các trục:

- Mô men xoắn trên trục động cơ:

9,55.10 9,55.10 1,89

12710,92( )1420

dc lv dc

I I

II II

III III

IV IV

P

n

Phần II Thiết Kế Các Chi Tiết Truyền Động I.Thiết kế bộ truyền xích

Ngoài ra:

+ Xích con lăn có nhiều trên thị trường →dễ thay thế

+ Phù hợp với vận tốc yêu cầu

+ Vì công suất sử dụng không quá lớn nên chọn xích một dãy

2 Chọn số răng của đĩa xích dẫn:

- Số răng đĩa xích càng ít, đĩa bị động quay càng không đều, động năng va đập càng lớn và xích mòn càng nhanh.Vì vậy ta chọn số răng tối thiểu của đĩa xích (thường là đĩa chủ động) là:

Z1 ≥ Zmin=13÷15

Theo phần 1 có :

Ux = Ung = 2,4 ;

Px = PIII = 1,9(kW)

Theo bảng 5.4[1] , với u=2,4 chọn :Z1 = 27 (răng)

- Từ số răng đĩa xích nhỏ : Z1 =27 răng ta có số răng đĩa xích lớn là:

Xích ống con lăn Zmax =120

Như vậy tỉ số truyền thực của bộ truyền xích là:

2

1

652,4127

25 0,9

2

z

Z Z

(Z01 số răng đĩa nhỏ tiêu chuẩn)

01 1

n

n

=: Hệ số vồng quay

+k0 =1 (tra bảng 5.6)góc nối hai tâm đĩa xích hợp với phương ngang góc≤600

+k : hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích

+ka =1 vì ta chọn a = (30 ÷ 50)p

+kdc : hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng

+kdc=1,25 vị trí trục không điều chỉnh được

+kbt : hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn

+kbt =1,3(có bụi nhưng vẫn đảm bảo bôi trơn)

+kd : hệ số tải trọng động

+kd =1:tải trọng làm việc êm

+kc : hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền

+ kc =1 làm việc 1 ca

→K =1.1.1,25.1,3.1.1=1,625

Vậy :Pt= 1,9.1,625.0,93.1,67 = 4,8 (kW)

Tra bảng 5.5 [1] với n01 =50 (v/ph)

Chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích :

p= 31,75 (mm) thỏa mãn điều kiện bền

+) Tính lại khoảng cách trục theo x đã chọn:

Để xích không phải chịu lực căng quá lớn giảm a đi một lượng :

≤ [i] =25 theo bảng 5.9 [1] (với p= 31,75m)

k

Q

v t

d

≥ + + 0

1 43

,9

=

N Khối lượng 1m xích q= 3,8 kg (tra bảng 5.2)

theo bảng 5.10 [1]

với n=50v/ph

] = 31,75[0,5+

180 cotg 27

] = 61,02(mm)

da2 = 31,75[0,5+

180 cotg 65

] =54,75(mm) +) đường kính vòng chân: df

1

= d1 – 2r Với r = 0,5025d1 + 0,05 = 0,5025.22,23 + 0,05 =11,22 (mm) Tra bảng 5.2 trong đó d1 = 22,23

df1= 273,63 – 2.11,22 = 251,19 (mm)

df2= 657,5 – 2.11,22 = 635,06 (mm)

2.6 Kiểm ngiệm độ bền tiếp xúc của bộ truyền

+) ứng suất tiếp xúc: σH trên mặt răng đĩa xích phải thỏa mãn điều kiện:

[ ] σ

d

vd d t r H

k A

E F k F k

.

)

( 47

E E

E E

+ trong đó E1 , E2 lần lướt là modun đàn hồi của con lăn và răng đĩa E = 2,1.105 (MPa)

B.Thiết kế bộ truyền bánh răng

I Thiết kế bộ truền bánh răng cấp chậm

N K

60 60.1.30,02.40880 73,63.10

HE

K S

FE

N K

HB S

c, Ứng suất quá tải

+ Ứng suất khi quá tải:

Khoảng cách trục:

2 3

( 1)

[ ] u

F a

2 w

3

2 2

32,43( 1) 2,5.(2,54 1)

w w

2 .

II H Hv

v b d K

T K β K α

= +

2 w 2

Do đó ta có:

[σH cx]II =[σH] II Z Z K v R xH =445,45.0,9 400,91(= MPa)

Ta lại có công thức:

cx H

H cx

H

H

] [

]

[

σ

σ σ

Thỏa mãn điều kiện

7 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

3 2 3 3 / ( wII w 3 2 ) [ 3 ]

F F

Y Y

=



 =

+

II F Fv

v b d K

T K β K α

= +

2

w 2 2

II Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh

Thép C45 tôi cải thiện

Tra bảng 6.1[1] ta chọn vật liệu bánh răng như sau:

• Bảng 1.1 :

Loại bánh

răng

Nhãn hiệu thép Nhiệt luyện Độ rắn

HHB - độ rắn brinen

⇒ NHO1 = 30.2702,4 = 20,53.106

NHO2 = 30.2602,4 = 18,75.106

NHE - Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương: NHE= 60.C.n.tΣ

Với: C- số lần ăn khớp trong một vòng quay, C = 1

630 1

1

° σ

610 2

2

° σ

Vì bộ truyền bánh răng phân đôi ở cấp nhanh nên ta có

=> Thỏa mãn điều kiện

2.2Ứng suất uốn cho phép

Trong đó:

YR- Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

YS- Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

KXF- Hệ số xét ảnh hưởng cuar kích thước bánh răng

Chọn sơ bộ: YR.YS.KXF = 1 Nên ta có:

[σF

] =

0 Flim

FL FC F

.K KS

mF – bậc của đương cong mỏi khi thử về uốn, mF = 6 (Khi HB ≤ 350)

NF0 - chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sớ khi thử kề uốn

NFO = 4.106(xác định với mọi thép)

NFE - Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

NFE = NHE (với tải tĩnh)

KFC- hệ số xét đến ảnh hưởng đạt tải

KFC = 1 (đặt tải 1 phía do bộ truyền quay 1 chiều)

Thay số vào ta được ứng suất uốn cho phép của bánh răng:

[σF

]1 =

(Mpa)

K K

S F FL FC

75 , 1

504

. 1

1

° σ

[σF

]2 =

(Mpa)

K K

F

F 1 1 277 , 71

75 , 1

486

. 2

2

° σ

2.4.Xác định ứng suất quá tải:

Theo ban đầu ta xác định và chọn vật liệu là thép C45 tôi cải thiện vậy

ứng suất quá được xác định như sau:

Theo công thức 6.13[1] thì ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải là:

Tra bảng 6.5[1], ta được ka = 49,5(MPa1/3 ) (răng thẳng)

3.2.Xác định thông số ăn khớp

Như ta đã biết muđun được xác định từ điều kiện biền uốn Tuy nhiên để thuận tiện cho thiết kế sau khi xác định khoảng cách trục ta có thể tính theo công thức sau :

m =(0,01÷0,0).aw1 Vậy suy ra modul m = (0,01÷0,02) 95=0,95÷1,9

Theo bảng 6.8 [1] Ta chọn mô đun tiêu chuẩn là m =1,5 (mm)

1 30 40

a Z

1

29,16( )cos cos15,6

1

225( )cos cos15,6

g, Góc ăn khớp, với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh ta có

3.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt sau của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau:

b H

α

.1

2 '

H Hv

b d K

7,76

ν

m w

m H

d u b

u K

H cx

H

H

] [

]

[

σ

σ σ

Thỏa mãn điều kiện

3.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng , ứng suất sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép

K β

: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời

ăn khớp khi tính về uốn Tra bảng 6.14 [1]

Fv

K

:Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn

w w1 1

.1

2 '

F Fv

v b d K

T k β k α

= +

w 1

Thỏa mãn điều kiện bền uốn

3.6 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải với hệ số quá tải

qt T k

:momen xoắn chính quá tải

Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại vào ứng suất uốn cực đại

- Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại

Bảng thông số bộ truyền cấp nhanh

Thông số Ký hiệu Giá trị Đơn vị

III Kiểm tra điều kiện bôi trơn cho hộp giảm tốc

Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn răng, đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các chi tiết máy bị han gỉ, cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc Đối với hộp giảm tốc của ta đang thiết kế ta dùng phương pháp bôi trơn trong dầu

Chọn mức dầu chung cho cả hộp:

min max

x −x

= 4thỏa mãn điều kiện bôi trơn.

Phần III Tính Toán Thiết Kế Trục

- Định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực

- Xác định đường kính và chiều dài các trục

Ta có sơ đồ phân tích lực của HGT như sau:

2 ' 2.12643,66

1165,85( )21,69

d

3 4

3

2 w

2 2.94461,45

2275,36( )83,03

9725

a.Tính chiều dài mayơ

-Chiều dài mayơ đĩa xích và bánh răng trụ:

b Khoảng cách giữa các gối đỡ

Tra bảng 10.3 [1] chọn:

+ k1=10 (mm): Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay

+ k2=8 (mm): Khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp

+ k3 =15 (mm): Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ

+ hn=18 (mm): Chiều cao nắp ổ và đầu bulông

lm22 k1

l21 l24 l23

- Phản lực tại các gối đỡ và mômen uốn tác dụng lên trục :

+ Xét trong mặt phẳng zOx, lấy mô men tại điểm B ta có:

.( ) 325,51.(56 186)

325,51( )242

σ-Xét tại tiết diện B ta có

9040,46( )12643,66( )

=

=

=

xB yB B

σ-Xét tại tiết diện C ta có

18228,56( )74301,18( )12643,66( )

=

=

=

T xC T yC T C

=

=

=

P xC P yC P C

=

=

=

T xD T yD T D

P xD P yD P D

σ

Chọn chính xác đường kính các đoạn trục như sau:

+ Tại A lắp bánh đai chọn tăng đường kính trục 5%:

828,16( )2275,36( )0( )

r t a

- Phản lực tại các gối đỡ và mômen uốn tác dụng lên trục :

+ Xét trong mặt phẳng zOx, lấy mô men tại điểm A ta có:

T xB T yB T B

39( )0,1.[ ] 0,1.60

xC yC C

T xD T yD T D

T tdD

828,16( )2275,36( )0( )

r t a

03

2 2.231956,97

4418,23( )105

b Phản lực và biểu đồ mômen

- Phản lực tại các gối đỡ và mômen uốn tác dụng lên trục :

+ Xét trong mặt phẳng zOx, lấy mô men tại điểm A ta có:

828,16.121

414,08( )242

xB yB B

Tra bảng 10.5[1] với thép C45 tôi có

3

34,63( )0,1.[ ] 0,1.53

xC yC C

.5% 32,58 32,58.0,05 34,209( )

Chọn dD=38(mm)

2.5 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Để tính trục không bị hỏng vì mỏi ta phải kiểm nghiệm hệ số an toàn của trục tại một số tiết diện nguy hiểm theo điều kiện sau

Ta kiểm nghiệm theo công thức 10.19 1[ ]

j

S K