Hộp giảm tốc khai triển 2 cấp bánh răng nghiêng ĐH Bách Khoa TpHCM

Đồ án thiết kế chuyên ngành cơ khí. Hộp giảm tốc khai triển

1 SVTH: TRẦN BẢO THẮNG

LỜI NÓI ĐẦU

Đất nước ta đang trên đà phát triển, do đó khoa học kĩ thuật đóng một vai trò quan trọng trong công cuộc công nghiệp hóa, hiện đại hóa đất nước Việc áp dụng khoa học kỹ thuật chính là làm tăng năng suất lao động, thay thế sức lao động của người lao động một cách có hiệu quả nhất, bảo đảm an toàn cho người lao động trong quá trình làm việc Để tạo nền tảng tốt cho bước phát triển trong tương lai, chúng ta cần đầu tư, nghiên cứu, giáo dục, phát triển khoa học kĩ thuật một cách nghiêm túc ngay từ trong các trường đại học

Đồ án thiết kế là một môn học giúp sinh viên ngành Cơ Khí có bước đi chập chững, làm quen với công việc thiết kế mà mỗi người kỹ sư cơ khí sẽ gắn cuộc đời mình vào đó Học tốt môn học này sẽ giúp cho sinh viên mường tượng ra được công việc tương lai, qua đó có cách nhìn đúng đắn hơn về con đường học tập đồng thời tăng thêm lòng nhiệt huyết, yêu nghề cho mỗi sinh viên Không những thế quá trình thực hiện đồ án sẽ là thử thách thực sự đối với những kĩ năng mà sinh viên đã được học từ những năm trước như vẽ cơ khí, kĩ năng

sử dụng phần mềm: Autocad, Autocad Mechanical, Autodesk Inventor… cùng với những kiến thức trong những môn học nền tảng: Nguyên lí máy, Chi tiết máy, Dung sai và Kĩ thuật đo…

Trong quá trình thực hiện đồ án, chúng em nhận được sự chỉ dẫn rất tận tình của thầy TS Nguyễn Vũ Thịnh cùng các quý thầy cô khác trong Khoa Sự giúp đỡ của các thầy cô là nguồn động lực lớn lao cỗ vũ tinh thần cho chúng em trên con đường học tập, rèn luyện đầy gian lao vất vả

Do đây là bản thiết kế kỹ thuật đầu tiên mà chúng em thực hiện nên chắc chắn sẽ mắc phải những thiếu xót, sai lầm Em rất mong nhận được sự góp ý chân thành từ phía các thầy cô

Em xin chân thành cảm ơn

Sinh viên thực hiện Trần Bảo Thắng

2 SVTH: TRẦN BẢO THẮNG

MỤC LỤC:

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 3

I) Chọn động cơ 3

II) Phân phối tỷ số truyền 4

PHẦN II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH 7

I) Tính toán bộ truyền xích 7

II)Kiểm nghiệm 9

III) Lực tác dụng lên trục 10

PHẦN III: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC 11 I) Bộ truyền bánh răng cấp nhanh 11

II) Bộ truyền bánh răng cấp chậm 18

III) Kiểm nghiệm bôi trơn ngâm dầu 26

PHẦN IV: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC – THIẾT KẾ THEN 27

I) Tính toán thiết kế trục 27

Sơ đồ phân tích lực 28

Trục 2 29

Trục 1 32

Trục 3: 35

II)Tính toán thiết kế then 37

III)Kiểm nghiệm then 38

IV)Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 40

PHẦN V: TÍNH TOÁN VÀ CHỌN Ổ LĂN 44

I) Trục 1 44

II) Trục 2 46

III) Trục 3 48

PHẦN VI:KHỚP NỐI TRỤC ĐÀN HỒI 51

PHẦN VII:THIẾT KẾ KẾT CẤU VỎ HỘP GIẢM TỐC 53

PHẦN VIII: DUNG SAI LẮP GHÉP VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ 55

I)Dung sai lắp ghép 55

II)Chi tiết phụ 57

TÀI LIỆU THAM KHẢO 64

CATALOG ĐỘNG CƠ ĐÃ SỬ DỤNG 65

3 SVTH: TRẦN BẢO THẮNG

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN I) Chọn động cơ

1 Tính công suất cần thiết:

- Công suất trên xích tải:

2 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ:

- Số vòng quay của trục công tác:

nlv =60000v/πD=60000.0,8/3,14.200= 76,39 vòng/phút

Dùng bộ truyền ngoài là bộ truyền xích

Vì theo tiểu chuẩn tỉ số truyền xích 2  5, Chọn 2,37

Với công suất cần thiết là 2,836 kw và số vòng quay của tải là 76,39 vòng/phút

và dòng điện sử dụng là 220V ta c,họn được một số loại động cơ với vật liệu vỏ động cơ bằng nhôm như bảng dưới đây

Kiểu động cơ Công

suất

Vận tốc quay(v/’p )

kg

K

w

Mã lực 50Hz

2p nđb =2800v/p - 3000v/p 2SIE 112M2 4 5,5 2915 86,3 0,87 8,5 2,7 33,5

4p nđb =1400v/p - 1500v/p 2SIE 112M4 4 5,5 1450 87 0,79 6,7 2,9 35,5

6p nđb =1000v/p 2SIE 132M6A 4 5,5 950 84,6 0,79 6,3 2,8 62

II) Phân phối tỷ số truyền

Tính sơ bộ tỷ số truyền và khoảng cách trục các bộ truyền: Với

động cơ 2SIE 112M4 ta tính được tỷ số truyền như sau:

Tính sơ bộ khoảng cách trục của bộ truyền xích(xích ống con lăn 2 dãy)

Ta chọn số răng bánh dẫn theo điều kiện:

z1=29 2− u x =29 2.2,37− =24, 26 19

Chọn z =1 25(răng)

z2 =u z x 1=2,37.25=59, 25zmax =120

Chọn z =2 59(răng), chọn sơ bộ bước xích pc=15,875

15,875.59

298,3( ); 0, 7 298,3 0, 7.15,875 305,8( )3,14

Đối với bộ truyền bánh răng cấp nhanh (bánh răng trụ răng nghiêng)

Ta chọn vật liệu cho bánh răng là thép 45, xử lý nhiệt bằng phương pháp tôi cải thiện có HB = 255 và

Đối với bộ truyền bánh răng cấp chậm (bánh răng trụ răng nghiêng)

Ta chọn vật liệu cho bánh răng là thép 45, xử lý nhiệt bằng phương pháp tôi cải thiện có HB = 255 và

Với ax khoảng cách trục của bộ truyền xích

a1 khoảng cách trục của bộ truyền bánh răng cấp nhanh a2

khoảng cách trục của bộ truyền bánh răng cấp chậm da2 đường

kính vòng đỉnh của bánh răng lớn cấp chậm da4 đường kính

vòng đỉnh của bánh răng lớn cấp nhanh, D2 là đường kính bánh

xích dẫn

Dựa vào bảng tính sơ bộ trên ta chọn động cơ 2SIE 112M4 để thiết kế hệ thống dẫn

động vì với động cơ 2SIE 112M4 hộp giảm tốc thiết kế sẽ nhỏ gọn hơn so với động cơ

2SIE 112M2 và động cơ này sẽ tối ưu chi phí, giảm giá thành so với động cơ tốc độ thấp

1000 vòng/phút 2SIE 132M6A

- Tính công suất trên các trục:

PHẦN II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH

2001,1181,8

K :Hệ số xét đến ảnh hưởng của khả năng điều chỉnh lực căng xích, ta kiết kế

kiểu điều chỉnh được, như vậy chọn K =dc 1

p

z z z z a

2 2

2 2

15,875.59

298,3( ); 0, 7 298,3 0, 7.15,875 305,8( )3,14

Do với p = c 15,875 theo bảng 5.6 sách Cơ sở thiết kế máy có  i =30

Kiểm nghiệm quá tải theo hệ số an toàn

Lực vòng trên bánh dẫn:

1

2

2532,5( )126,33

Với kf: hệ số phụ thuộc độ võng f của xích và vị trí bộ truyền, với bộ truyền ngang k =f 1

q: khối lượng trên một mét xích(kg/m), tra bảng 5.2 sách Tính toán hệ dẫn động cơ khí , ứng với p c = 15,875(mm) được q=1,9(kg m/ )

a: khoảng cách trục(m)

Lực căng do lực ly tâm gây ra:

k : Hệ số tải trọng động, với tải trọng mở máy bằng 150% tải trọng danh nghĩa, chọn k =d 1,2

Tra bảng 5.10 sách Tính toán hệ dẫn động cơ khí , chọn  s =7,8 với p c =19, 05mm)

PHẦN III: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC

I) Bộ truyền bánh răng cấp nhanh

Thông số ban đầu:

Công suất đầu vào: P=3,33kW

Ta tính toán theo ứng suất tiếp xúc và kiểm nghiệm theo ứng suất uốn

Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện với kích thước S 100mm, có độ rắn HB = 255, giới hạn bền

b 850MPa , giới hạn chảy ch 550MPa (bảng 6.1 trang 92[1])

Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện với kích thước S 100mm, có độ rắn HB = 240, giới hạn bền

b 750MPa , giới hạn chảy ch 450MPa (bảng 6.1 trang 92[1])

Ta tính ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép:

trong tính toán sơ bộ ta lấy R v xH

F Flim FC FL F

.K / S.K K / S

m FO FL

FE

NK

NNK

N 5.10 số chu kì thay đổi cơ sở khi thử về uốn

T T n1= 2477027,098H

F

m HO HL

HE

m FO FL

ra NHO< NHE thì lấy KKL=1, tương tự với NFO)

o H1 H lim1 HL H

o

H 2 H lim1 HL H

o F1 F lim1 FC FL F

o F2 F lim 2 FC FL F

.K / S 580.1,36 / 1,1 717, 09MPa.K / S 550.1,36 / 1,1 680MPa.K K / S 459.1,12 / 1, 75 293, 76MPa.K K / S 432.1,12 / 1, 75 276, 48MPa

Chọn hệ số chiều rộng vành răng

Chọn ba theo Bảng 6.6 trang 97[1]

Chọn ba 0,3

bd 0,53 ba(u 1) 0,53.0,3.(3,3 1) 0,68

1/3 a

K 50MPa là hệ số, phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng

Như đã biết mô đun được xác định từ điều kiện bền uốn Tuy nhiên để thuận tiện trong thiết

kế, sau khi xác định được khoảng cách trục a ta có thể tính mô đun theo công thức sau: w

Dựa vào bảng 2.1: dãy tiêu chuẩn của modun bánh răng

Ta ưu tiên dùng dãy 1

uThỏa mãn sai số cho phép

Xác định kích thước bộ truyền răng

Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn:

2

H Z Z ZM H 2T K (u1 H 1) / (b ud )w H

1/3 M

Z 274MPa là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp tra bảng 6.5 (Tính toán hệ dẫn động cơ khí 1)

Do

0 w

2

H 2

Z Z Z 2T K (u 1) / (b ud )274.1, 75.0,8 2.21932.1,35.(3,3 1) / (38.3,3.58, 06 ) 296,3MPa274.1, 75.0,8 2.21932.1,33.(3,3 1) / (34.3,3.191,87 ) 96, 6MPaVới

H1

H2

527,3MPa500MPa

Ta có:

Răng đảm bảo độ bền tiếp xúc (3)

Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng:

K 1,193 là hệ số kể đến tải trọng đọng xuất hiện trong vùng ăn khớp

Tra bảng 6.6(Cở sở thiết kế máy)

F1 1 F F1 w w1 F1

2T K Y Y Y / (b d m)2.21932.1,77.0,6.0,94.4 / (38.58,06.2,5) 31,75MPaVới F1 293, 76MPa

ta có: F1 F1

F2 F1 Y F2 / Y F1 31, 75.3, 61 / 4 28, 65MPa F2 276, 48MPa

Răng đảm bảo độ bền uốn

Kiểm nghiệm răng về quá tải

+Ứng suất quá tải cho phép : [σH]max = 2,8 σch2 = 2,8 450 = 1260 MPa;

[σF1]max = 0,8 σch1 = 440 Mpa

[σF2]max = 0,8 σch2 = 360 MPa;

+hệ số quá tải :Kqt = Tmax/ T = 1

σH1max = σH Kqt = 269,3 MPa < [σH]max = 1820 MPa;

σF1max = σF1 Kqt =32,2 Mpa

σF2max = σF2 Kqt = 29,15 Mpa

+vì σF1max < [σF1]max ,σF2max < [σF2]max nên răng thoả mãn

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

Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh trong hộp giảm tốc

Bảng các thông số và kích thước của bộ truyền bánh răng trụ

Các thông số và kích thước của bộ truyền bánh răng nghiêng Khoảng cách trục aw =125mm

Đường kính chân răng df1=51,81mm d; f2 =185,62mm

II) Bộ truyền bánh răng cấp chậm

Thông số ban đầu:

Công suất đầu vào: P 3,2kW=

Ta tính toán theo ứng suất tiếp xúc và kiểm nghiệm theo ứng suất uốn

Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện với kích thước S 100mm, có độ rắn HB = 255, giới hạn bền b 850MPa , giới hạn chảy ch 550MPa (bảng 6.1 trang 92[1])

Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện với kích thước S 100mm, có độ rắn HB = 240, giới hạn bền b 750MPa , giới hạn chảy ch 450MPa (bảng 6.1 trang 92[1])

Ta tính ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép:

trong tính toán sơ bộ ta lấy R v xH

F Flim FC FL F

.K / S.K K / S

FC

K 1 là hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải

S 1,1,S 1,75 lần lượt là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn

Với bánh răng nhỏ H lim

HE

m FO FL

FE

NK

NN

N 5.10 số chu kì thay đổi cơ sở khi thử về uốn

T T n2= 1404436,8

N =60c

T1 T2.t1 t2

T T n2= 1238513,55

H

F

m HO HL

HE

m FO FL

FE

NK

NN

N

1,5

o H1 H lim1 HL H

o

H 2 H lim1 HL H

o F1 F lim1 FC FL F

o F2 F lim 2 FC FL F

.K / S 580.1,5 / 1,1 790,9MPa.K / S 550.1,5 / 1,1 750MPa.K K / S 459.1,59 / 1, 75 417, 03MPa.K K / S 432.1,59 / 1, 75 392,5MPa

Chọn hệ số chiều rộng vành răng

Chọn ba theo Bảng 6.6 trang 97[1]

Chọn ba 0,3

bd 0,53 ba(u 1) 0,53.0,3.(2, 42 1) 0,54 Trong đó u1=ucấp nhanh= 3,3 và u2=ucấp chậm =2,42 bảng 3.1

Dấu (+) dùng trong trường hợp bánh răng ăn khớp ngoài và dấu (-) ăn khớp trong

1/3 a

K 50MPa là hệ số, phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng

Ta có dãy giá trị a tiêu chuẩn có giá trị tiêu chuẩn nằm trong dãy sau: w

40, 50, 63, 80, 90,95,100, 125, 160, 200, 250, 315, 400…

Ta chọn aw 125mm

Xác định mô đun

Như đã biết mô đun được xác định từ điều kiện bền uốn Tuy nhiên để thuận tiện trong thiết

kế, sau khi xác định được khoảng cách trục a ta có thể tính mô đun theo công thức sau: w

Dựa vào bảng 2.1: dãy tiêu chuẩn của modun bánh răng

Ta ưu tiên dùng dãy 1

1 2

a m.(z z ) / 2 2,5.(29 70) / 2 123,75mm

Từ dãy tiêu chuẩn chọn:

a 125mm

2 2 2

0,3%

uThỏa mãn sai số cho phép

Xác định kích thước bộ truyền răng

Xác định lực tác dụng lên bộ truyền

t3 2 w1 r3 t3 tw a3 t3

Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn:

2

H Z Z ZM H 2T K (u1 H 1) / (b ud )w H

1/3 M

Z 274MPa là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp tra bảng 6.5 (Tính toán hệ dẫn động cơ khí 1)

H 2

Z Z Z 2T K (u 1) / (b ud ) 274.1, 75.0,8 2.69454,5.1, 21.(2, 413 1) / (38.2, 413.73, 21 ) 414,5Pa 274.1, 75.0,8 2.69454,5.1, 21.(2, 413 1) / (34.2, 413.176, 72 ) 181,5MPa

Với

H1 H2

790,9MPa750MPa

Ta có:

Răng đảm bảo độ bền tiếp xúc (3)

Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng:

K 1, 07 là hệ số kể đến tải trọng đọng xuất hiện trong vùng ăn khớp

Tra bảng 6.6(Cở sở thiết kế máy)

F1 2 F F1 w w1 F1

2T K Y Y Y / (b d m)2.69454,5.1,57.0,6.0,94.3,8 / (38.73, 21.2,5) 68,3MPaVới F1 417, 03MPa

ta có: F1 F1

F2 F1 Y F2 / Y F1 68,3.3, 61 / 3,8 64,89MPa F2 392,5MPa

Răng đảm bảo độ bền uốn (4)

Kiểm nghiệm răng về quá tải

+Ứng suất quá tải cho phép :

[σH]max = 2,8 σch2 = 2,8 450 = 1260 MPa;

[σF1]max = 0,8 σch1 = 440 Mpa

[σF2]max = 0,8 σch2 = 360 MPa;

+hệ số quá tải :Kqt = Tmax/ T = 1

σH1max = σH K = 418 MPa < [σH]qt max = 1820 MPa;

σF1max = σF1 Kqt =68,3 Mpa

σF2max = σF2 Kqt = 64,89 Mpa

+vì σF1max < [σF1]max ,σF2max < [σF2]max nên răng thoả mãn

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

Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng trong hộp giảm tốc

Bảng các thông số và kích thước của bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm:

Các thông số và kích thước của bộ truyền bánh răng nghiêng Khoảng cách trục aw =125mm

Chiều rộng bánh răng bw2 =38mm b, w 2 ' =34mm

Đường kính chân răng df1 =66,96mm d; f2 =170, 47mm

III) Kiểm nghiệm bôi trơn ngâm dầu

Việc bôi trơn hợp giảm tốc phải đảm bảo những điều kiện sau:

• Mức dầu thấp nhất ngập ( 0,75 ÷ 2) chiều cao răng h2 (h2 = 2,25m) của bánh răng 2 (nhưng ít nhất

là 10mm)

• Khoảng cách giữa mức dầu thấp nhất và cao nhất hmax - hmin =10 …15mm

• Mức dầu cao nhất không được ngập quá 1/3 bán kính bánh răng lớn nhất Ta có h2 = 5,625 < 10

⇒ chọn khoảng ngập dầu từ Hmin = 10 mm – Hmax= 20 mm ( tính từ đỉnh răng )

• Khoảng cách từ tâm trục đến mức dầu tối đa ở trục II: H2= 79 mm

• Vậy mức dầu ở bánh răng trục II không ngập quá sâu

⇒ Vậy hộp giảm tốc thỏa điều kiện bôi trơn ngâm dầu

PHẦN IV: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC – THIẾT KẾ THEN

I) Tính toán thiết kế trục

Cả 3 trục yêu cầu trong bài này đều là trục truyền:

Trục 1: động cơ - bánh răng chủ động của cặp bánh răng thứ 1 hộp giảm tốc

Trục 2: bánh răng bị động của cặp bánh răng thứ 1 hộp giảm tốc – bánh chủ động động của cặp bánh răng thứ 2 của hộp giảm tốc

Trục 3: bánh bị động của cặp bánh răng thứ 2 của hộp giảm tốc

truc1 1

3 3

truc2 2

3 3

truc3 3

d T / (0, 2.[ ]) 21932 / (0, 2.15) 19, 4mm

d T / (0, 2.[ ]) 69454,5 / (0, 2.25) 24, 03mm

d T / (0, 2.[ ]) 159692 / (0, 2.30) 29,85mm

Từ tiêu chuẩn đường kính trong của bánh răng, ổ lăn và bánh vít, bánh đai

Bảng 4.1: bảng 10.2 trang 189[1]

Sơ đồ phân tích lực

Mặt phẳng oxz:

Ax Dx t 2 t3

Ax Dx

Tính momen tương đương tại các tiết diện

3 3

B tdB

3 3

Với [ ] 63ứng suất ho phép của thép chế tao trục, tra bảng 10.5 trang 195[1]

Chọn đường kính trục theo tiêu chuẩn: trang 195[1]

1 t1 r1

Mặt phẳng oxz:

Cx Ax k t1

Ax Cx

F 107 R 159 F 201 0

R 331, 43NMặt phẳng oyz:

Ay Cy r1

Ay Cy

Tính momen tương đương tại các tiết diện

B tdB

3 3

C tdC

3 3

Với [ ] 63 ứng suất ho phép của thép chế tao trục, tra bảng 10.5 trang 195[1]

Chọn đường kính trục theo tiêu chuẩn: trang 195[1]

F 52 R 159 F 176,72 / 2 F 58, 25 0

R 3658, 23N

R 1443, 2N

Biểu đồ momen uốn và xoắn trên trục 3

Tính momen tương đương tại các tiết diện

Đường kính trục tại các tiết diện

3 3

3 3

3 3

Với [ ] 63 ứng suất ho phép của thép chế tao trục, tra bảng 10.5 trang 195[1]

Chọn đường kính trục theo tiêu chuẩn: trang 195[1]

II)Tính toán thiết kế then

Chọn then bằng thỏa mãn điều kiện:

( 2T ) [ ]

2T [ ]