tính toán và thiết kế hộp giảm tốc

Vì vậy,việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất quan trọng trongcông cuộc hiện đại hoá đất nước.. Hiểu biết, nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết kế

BỘ CÔNG THƯƠNG

TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP THỰC PHẨM TP.HCM

KHOA CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

ĐỀ TÀI: TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC

LỜI NÓI ĐẦU

Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí Mặtkhác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại Vì vậy,việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất quan trọng trongcông cuộc hiện đại hoá đất nước Hiểu biết, nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết

kế các hệ thống truyền động là những yêu cầu rất cần thiết đối với sinh viên, kỹ sư cơkhí

Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi, có thể nói nóđóng một vai trò quan trọng trong cuộc sống cũng như sản xuất Đối với các hệ thốngtruyền động thường gặp thì hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu

Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp ta tìm hiểu và thiết kế hộp giảmtốc, qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn học như Cơ kỹthuật, Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật ; và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết

kế cơ khí.Hộp giảm tốc là một trong những bộ phận điển hình mà công việc thiết kếgiúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản như bánh răng, ổ lăn,…Thêm vào đó,trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ Cơ khí,đây là điều rất cần thiết với một sinh viên cơ khí

Em chân thành cảm ơn thầy đặc biệt là thầy Đặng Văn Hải đã giúp đỡ em rất

nhiều trong quá trình thực hiện đồ án

Với kiến thức còn hạn hẹp, vì vậy thiếu sót là điều không thể tránh khỏi, em rấtmong nhận được ý kiến từ thầy cô và các bạn

NHẬN XÉT – ĐÁNH GIÁ CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN

CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ

TRUYỀN

1.1 Công suất động cơ (kW)

Ta có : (KW) Theo công thức 2.8 trang 19 [TL1]

Trong đó: : Công suất cần thiết trên trục đông cơ (kW)

: Công suất tính toán (kW)

: Hiệu suất truyền động

Vì tải trọng không đổi nên: Pt=Plv Theo công thức 2.10 trang 20 [TL1]

=>Pt=16,5kw

1.1.1 Xác định công suất cần thiết:

-Hiệu suất bộ truyền: Theo công thức 2.9 trang 19 [TL1]

Với là hiệu xuất của bộ truyền và các cặp ổ trong hệ thống dẫn động Đối với sơ

đồ hệ thống dẫn động như hình vẽ ta có: 1 truyền động đai, 2 cặp ổ lăn , 1 cặp bánh răng và 2 khớp nối



Với: (Chọn theo bảng 2.3[1] trang 19)

: Hiệu suất của một cặp ổ lăn

: Hiệu suất bộ truyền bánh răng

: Hiệu suất bộ truyền đai thang

: Hiệu suất khớp nối

Dựa vào sơ đồ hệ dẫn dộng như hình vẽ ta được:

0,98.0,96.0,992.0.992=0,913

- Công suất cần thiết:

1.1.2 Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ điện

ut= uđ.ubr Theo công thức 2.15 trang 21 [TL1]Theo bảng 2.4 trang 21 [TL1], ta chọn sơ bộ:

Tỉ số truyền bộ đai: uđ = 3

Tỉ số truyền bộ bánh rang: Ubr = 4

⇒

ut= uđ.ubr = 3.4 = 12Theo công thức 2.18 trang 21 [TL1], ta có:

nsb= nlv.ut = 240.12 = 2880 (vòng/phút)

Trong đó: nsb: Số vòng quay sơ bộ của động cơ điện, (vòng/phút)

nlv: Số vòng quay của trục máy công tác, (vòng/phút)

Dựa vào bảng trang 234 [TL1] chọn động cơ thỏa mãn

Bảng 1.1 Thông số động cơ:

Kiểu động

cơ

Công suất(kW)

Số vòngquay (vg/ph)

1.2 Phân phối tỉ số truyền:

- Theo công thức 3.23 trang 48 [TL1]:

Ta có công thức tính tỉ số truyền của hệ thống dẫn động:

Với: : Số vòng quay của động cơ đã chọn (vòng/phút)

: Số vòng quay của trục máy công tác (vòng/phút)

- Dựa vào hộp giảm tốc như hình vẽ: uh = u1

- Dựa vào bảng 2.4 trang 21 [TL1] ta chọn: u1 = 3

1.3Tính toán các thông số trên các trục hệ dẫn động cơ khí:

Dựa vào công suất làm việc Plv=18,5(kW), số vòng quay làm việc

nlv=240(vòng/phút) và sơ đồ hệ dẫn động như hình 1 ta có thể tính được trị số côngsuất, mômen và số vòng quay trên các trục như sau:

1.3.1 Tính công suất trên các trục:

Công suất trên trục 2 :

Công suất trên trục 1 :

1.3.2 Tính số vòng quay trên các trục:

Số vòng quay trên trục 1: 106

Số vòng quay trên trục 2:

1.3.3 Tính mômen xoắn trên các trục:

Mômen xoắn trên trục động cơ:

Mômen xoắn trên trục 1:

Mômen xoắn trên trục 2:

CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI (ĐAI THANG)

2.1 Chọn loại đai và tiết diện đai:

Với: Pđc = 18,5 kW, nđc = 2950 vg/ph, uđ = 4.1

Dựa vào hình 4.1 trang 59 [TL1] ta chọn loại đai thang thường Ƃ

Dựa vào bảng 4.13 trang 59 [TL1] ta có các thông số của đai như sau:

Bảng 2.1 Các thông số của đai

Loại

đai

Kíhiệu

Kích thước tiết diện (mm) Diện

tíchtiếtdiệnA

Đườngkínhbánh đainhỏ d1(mm)

Chiều dàigiới hạn l(mm)

0

Theo công thức 4.2 trang 53 [TL1]

Với u: tỉ số truyền bộ truyền đai

2.2.2 Tính khoảng cách trục a:

Dựa vảo bảng 4.14 trang 60 [TL1] ta chọn khoảng cách trục a theo tỉ số truyền u và đường kính bánh đai lớn d2 Với u = 3,15, ta chọn tỉ số a/d2 = 1

⇒ a = 1.d2 = 1.500 = 560 mm

Trị số a tính được cần thỏa mãn điều kiện sau:

0,55.(d1 + d2) + h ≤ a ≤ 2.(d1 + d2) Theo công thức 4.14 trang 60 [TL1]

⇔ 0,55.(140 + 560) + 10,5 ≤ 560 ≤ 2.(140 +560)

⇔ 395,5 ≤ 560 ≤ 1400

2.2.3 Tính chiều dài đai l:

Theo công thức 4.4trang 55 [TL1]

Theo bảng 4.13 trang 59 [TL1] ta chọn l = 2500 mm

Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ:

Theo công thức 4.15 trang 60 [TL1]Với v: vận tốc bánh đai nhỏ

l: chiều dài dây đai (m)

⇒ (thỏa mãn)Tính lại khoảng cách trục a:

Theo công thức 4.6 trang 54 [TL1]

Trong đó

2.2.4 Xác định góc ôm đai α1 trên bánh đai nhỏ:

Theo công thức 4.7 trang 54 [TL1] ta có :

2.3 Xác định số đai:

Số đai z được tính như sau:

Theo công thức 4.16 trang 60 [TL1]Trong đó: P1: công suất trên trục bánh đai chủ động (P1 = 18.5 kW)

P0: công suất cho phép Dựa vào bảng 4.19 trang 62 [TL1] chọn

l/l0=2500/2240 = 1,12 dựa vào bảng 4.16 trang 61 [TL1] ta chọn C1 = 1,04

Cu: hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền Với u=3, dựa vào bảng 4.17 trang 61 [TL1] ta chọn Cu=1,14

Cz: hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các

dây đai Với tỉ số ] = 18,5/5,34 = 3,46, dựa vào bảng 4.18 trang 61 [TL1] ta chọn Cz=0,95

⇒ Chọn số đai z=4

- Tính chiều rộng bánh đaiƂ :

B = (z – 1).t + 2e Theo công thức 4.17 trang 63 [TL1]

Với t = 19, e = 12,5 ứng với loại đai Ƃ

⇒ B = (4 - 1).19 + 2.12,5 = 82 (mm)

- Tính đường kính ngoài bánh đai da:

da = d + 2h0 Theo công thức 4.18 trang 63 [TL1]

Với h0 = 4,2 ứng với loại đai Ƃ.

da1 = d1 + 2h0 = 140 + 2.4,2 = 148,4 mm

da2 = d2 + 2h0 = 560 + 2.4,2 = 568,4 mm

2.4 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:

- Lực căng trên 1 đai được tính như sau:

Theo công thức 4.19 trang 63 [TL1]

Fv: lực căng do lực li tâm sinh ra

Do bánh đai được điều chỉnh lực căng theo định kì nên:

Fv = qm.v2 Theo công thức 4.20 trang 64 [TL1]

Với qm: khối lượng một mét chiều dài đai Tra bảng 4.22 trang 64 [TL1] với đai loại Ƃ ta chọn qm = 0,178 kg/m

Bảng 2.2.Các thông số của đai

Tiết diện đai thang

2247

Chiều dài đai tiêu chuẩn

Số vòng chạy của đai

Đường kính ngoài bánh đai 1

Đường kính ngoài bánh đai 2

Lực căng ban đầu

Lực tác dụng lên trục

l, mmi,m/s

14401,20,891,041,140,955,344,1482148,4568,45604260,7

CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG

THẲNG

3.1 Chọn vật liệu

với các thông số ban đầu = 225486N.mm; = 659746N.mm; =720vg/ph; =240vg/ph; =4;hộp giảm tốc bánh răng trụ thẳng cấp 1,chọn vật liệu nhóm I, vì nhóm I có độ rắnHB350, bánh răng được tôi cải thiện, , nên theo bảng (6.1),trang 92, chọn:

Bảng 3.1 các thông số hình học

Loại bánh răng Vật liệu nhiệt luyện Giới hạn bền

N/

Giới hạn chảyN/

; 8 ,1

; 1 , 1

; 70

lim

0H = HB + SH = σ F = HB SF = σ

Độ rắn bánh nhỏ: Chọn HB1=200(HB), Độ rắn bánh lớn: chọn ta có

3.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép [ ]σH

Theo công thức 6.1a trang 93- [TLI]:

[ ]

H

HL H H

S

K

lim 0

σ

σ =

Trong đó:

• SH: Hệ số an toàn tra bảng 6.2 trang 94 [I],SH=1.1

• :ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở

:số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

Theo công thức 6.6 trang 93 - [TL1]:

3.2.2 Ứng suất uốn cho phép

Theo công thức 6.7 trang 93 - [TL1]: NFE=60.c.n.t∑

HE

N

:số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

NFE2=60.1.15000.720=648.106> NFO=4.106

(đối với tất cả các loại thép) do đó KFL=1

Theo công thức 6.2a trang 93 [TL1] với bộ truyền quay một chiều nên KFC =1 ta được

Trong đó:

=1,75 : là hệ số an toàn, tra bảng 6.2 trang 94 [TL1]

=1 : hệ số xét đến ảnh hưởng khi làm việc

: hệ số tuổi thọ

- ứng xuất quá tải cho phép

với bánh răng tôi cải thiện

với HB<350 theo 6.14 [TL1]

3.3 Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền

3.3.1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

.

.

ba H

H

U

K T

ψσ

β

Với: T1: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động, N.mm ;

Ka : hệ số phụ thuộc vào loại răng ;

Hệ số ba = bw/aw;

T1=272.103Nmm

Ka=49,5(răngthẳng) tra bảng 6.5 [TL1]

Ψba=0.3 suy ra Ψbd=0,5.Ψba.(u+1)=0,5.0,3.(3+1)=0.8 theo 6.16 [TL1]

KHB :Tra ở sơ đồ 6 (bảng 6.7) ta được KH β=1,03

Góc prôfin răng bằng góc ăn khớp : αt = αtw = arctan( = arctan( 20°

Bảng 3.2 Các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng trụ

Thông số Kí hiệu, đơn vị

3.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Yêu cầu cần phải đảm bảo σH

)1.(

2

w m w

m H

d U b

U K

m/s;

dựa vào bảng 6.13 trang 106 [TL1] chọn cấp chính xác bộ chuyền là 9

KH = KH β.KHVKH α Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

Hệ số tải trọng động KH β = 1,03 ; (bảng 6.7 trang 98 TL1)

Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính

về tiếp xúc

KH α = 1,16 ; ( tra bảng 6.14 trang 107 TL1)

Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

ta được : KHV = 1,03.(Tra bảng phụ lục P 2.3 (trang 250) TL1)

Suy ra : KH = 1,03.1,03.1,16 = 1,23

Thay số : σH = 274.1,76.0,735

2

) 90 (

5 , 67

5 23 , 1 225486

F F

Y

Y

σ

=

Độ bền uốn được thỏa mãn

3.6 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Ứng suất quá tải cho phép :

σHmax = σH

4091

=

qt

K

(Mpa) < [σH]max = 1400 (Mpa);

Ứng suất uốn cực đại

Theo công thưc 6.48trang 110 [TL1]

σF1max = σF1 Kqt =92.1 = 92 (Mpa)

σF2max = σF2 Kqt = 87.1 = 87 (Mpa)

vì σF1max< [σF]max ,σF2max< [σF]max nên răng thoả mãn

Kết luận:với vật liệu trên thì bộ truyền thoả mãn các yêu cầu kĩ thuật.

Bảng 3.3 Các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng

CHƯƠNG 4 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN

4.1 Chọn vật liệu chế tạo

- Thép 45 tôi cải thiện có giới hạn bền δb = 850 (MPa) ;σch = 580 (MPa)

- Ứng suất cho phép [ τ ] = 15 ÷ 30 (MPa)

4.2 Xác định sơ bộ đương kính trục

- Theo ct 10.9 trang 188 [TL1] đường kính trục thứ k:

[ ]

3

2 ,

4.3.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:

- Từ bảng 10.3 tr189 [TL1] ta chọn:

- Chiều dài mayo bánh răng và khớp lối trục П:

lm22 = (1,2 ÷ 1,5).d2 = (1,2 ÷ 1,5).50 = (60 ÷ 75) mm

chọn lm22 = 70 (mm)

lmk= (1,4÷ 2,5).d2 = (77 ÷137,5) mmChọn lmk=90 mm

l21 = l11 = 115 (mm) ; l23 = l13 =57,5 (mm)

Xác định các lực và sơ đồ đặt lực:

Ft1 = Ft2 =

501090

225486

22

20tan.5010cos

tan

5,57.18235,67.426013

.2

13.12

18232604

xD

yA M

= 321608,2 (Nmm)

+) Tính đường kính trục ở hai tiết diện A và D theo công thức 10.17 tr 191 [TL1]

2 1

347589

≥

(mm)Lấy theo tiêu chuẩn d= 40 mm

-) Đường kính trục ở tiết diện D :

Ta có : Mtd =

2 1

2 0,75T

M uD +

=

) ( 376251 225486

75 , 0 2 ,

321608 2 + 2 = Nmm

⇒dD

8 , 40 55 1 , 0

dC = = =32,9 (mm)

Lấy theo tiêu chuẩn d= 35 mm

Trục 2

+) Tính phản lực tại gối đỡ E:

Mômen theo phương Y

,57.2

5,57.1823

,440371

(Nmm)+) Tính đường kính trục tại các tiết diện :

d 3 [ ]

1 ,

0 σtd

M

≥

Trong đó :[σ] = 55 N/mm2 (bảng 10.5)-) Đường kính trục ở tiết diện H:

Ta có : Mtd =

591559659746

.75,015327675

Chọn theo tiêu chuẩn d=48 mm.

Tính mối ghép then

- Kiểm tra độ bền của then theo công thức 9.1 và 9.2 tr 173 [TL1] :

[ ]d d

t h l d

2

1

[ ]c c

b l d

T

τ

2

Trong đó: T: mô men xoắn trên trục

d: đường kính trục

l, b, h, t kích thước thenTheo bảng 9.5 [TL1] với tải trọng va đập nhẹ có [σd]= 100 (MPa)

[τc]: ứng suất cắt cho phép [τc] =

) ( 30

20 3

90

(1,67)59.(

48.35

225486

2).(

[ ] 30( ))

(8,2810.48.35

225486

2

2 1

MPa MPa

b l d

lt = 0,8.lm = 0,8.60 = 48 (mm)

[ ] 100( ))

(40)512.(

48.42

225486

2).(

(6,1812.48.42

225486

2

2 1

MPa MPa

b l d

lt = 0,8.lm = 0,8.90 = 72 (mm)

[ ] 100( ))

(6,91)610.(

72.50

659746

2).(

[ ] 30( ))

(2316.72.50

659746

2

2 2

MPa MPa

b l d

Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Kết cấu trục thiết kế được phải thoả mãn điều kiện:

[ ]s s s s s

Mô men cản uốn và mô men cản xoắn tại các mặt cắt là :

d

t d t b d W

2

) (

32

d

t d t b d W

2

) (

16

Phương pháp gia công trên máy tiện , tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra =2,5 …0,63 µm, do đó theo bảng 10.8 , hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt Kx =1,1

Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt do đó hệ số tăng bền Ky =1

1 , 0 1

1 1 , 1

=

σ

σ σ

K

K

1 , 0 1

1 1 , 1

=

τ

τ τ

Tiết diện d trục

Kσ⁄εσ Kτ/ετ

Kσd KτdRãnh

then Lắp cóđộ dôi Rãnhthen Lắp có độ dôi

+

=

;

m a

95,214

Ψ+

W

T

0

2

=

τ

Hệ số an toàn s theo ct 10.19 :

[ ] 1,5 2,5/

Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh.

Điều kiện trục thoả mãn về độ bền tĩnh theo ct10.27 tr 200 [TL1] là: σtd = σ2 + 3 τ2 ≤[ ]σ

Trong đó : σ =Mmax/(0,1.d3) (Mpa)

τ = Tmax/(0,2.d3) (Mpa)

[σ] = 0,8 σch = 0,8 580 = 464( Mpa );

Với Mmax và Tmax – momen uốn lớn nhất và momen xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải

-) Trục 1: Tại 2 tiết diện nguy hiểm A và D:

+) Tại A:σA =Mmax/(0,1.d3) = 287550/(0,1.403) = 45( Mpa)

4.4 Chọn khớp nối

- Loại nối trục đàn hồi.

L(mm)

l(mm)

d1(mm)

D0(mm)

CHƯƠNG 5: THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC

Ổ dùng để đỡ trục, giữ cho trục có vị trí xác định trong không gian, tiếp nhận tảitrọng và truyền đến bệ máy Tuỳ theo dạng ma sát trong ổ người ta chia thành 2 dạng : ổ đỡ

và ổ lăn Nhờ có ưu điểm mômen ma sát và mômen mở máy nhỏ, ít bị nóng khi làm việcchăm sóc bôi trơn đơn giản, thuận tiện trong sửa chữa và thay thế… nên ổ lăn được sửdụng ngay càng rộng rãi Lăn là chi tiết đã được tiêu chuẩn hoá, ta chỉ cần tính chọn ổ lăndựa theo hai chỉ tiêu : kha năng tải động C và khả năng tải động tĩnh Co

Muốn chọn ổ lăn cần biết :

- Trị số, chiều và đặc tính của tải trọng

- Tần số vòng quay vòng của ổ

- Tuổi thọ cần thiết tính bằng giờ hoặc triệu vòng quay

- Các yêu cầu cụ thể liên quan đến kết cấu máy hoặc bộ phận máy và điều kiện

sử dụng

- Giá thành ổ

5.1 Chọn ổ lăn.

Có nhiều loại ổ lăn Theo hướng tác dụng của tải trọng do ổ tiếp nhận chia ra: ổ

đỡ, ổ chặn, ổ đỡ - chặn và ổ chặn - đỡ Theo dạng con bi có : ổ bi và ổ đũa… Chọn loại ổ

thích hợp để dùng chỉ có thể giả quyết tốt trên cơ sở lắm vững đặc điểm làm việc của ổ thểhiện ở khả năng tải.

Trục I, II không có lực dọc trục tác dụng nên ta chọn ổ bi đỡ một dãy

 Trục 1 :

Ta chọn ổ lăn theo khả năng tải động

Theo ct 11.3 với Fa =0 , tải trọng qui ước :

Q = X.V.Fr.kt.kđ

Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ

Trong đó : Kiểm nghiệm ở ổ chịu tải lớn hơn, Fr = 6362,8 (N)

Đối với ổ đỡ chịu lực hướng tâm X = 1

V =1 khi vòng trong quay

Chọn ổ lăn thỏa mã điều kiện :

(11.6)Tra bảng P2.7 [TL1],với ngõng trục d=40 mm ta chọn ổ bi đỡ cở nặng ký hiệu 408 có :Đương kính trong d=40 mm, đương kính ngoài D=110 mm

 Trục 2:

Tương tự như với trục 1, trong đó :

Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ

Kiểm nghiệm ở ổ chịu tải lớn hơn, Fr = 2665,7 (N)

Đối với ổ đỡ chịu lực hướng tâm X = 1

Suy ra : Cd=2665,7

3 216

=16 (kN)Tra bảng P2.7, với ngõng trục d=50 mm ta chọn ổ bi cỡ nhẹ ký hiệu 210 có: Đương kínhtrong d=50mm, đường kính ngoài D=90mm