ĐHBK ĐỒ ÁN THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC HAI CẤP CÔN TRỤ

Đồ án thiết kế trình bày chi tiết cụ thể quá trình tính toán, thiết kế hộp giảm tốc hai cấp côntrụ. Đồ án trình bày đầy đủ, chi tiết các bước từ tính toán chi tiết máy trong bộ truyền như bộ truyền đai, bộ truyền bánh răng, tính toán thiết kế trục,... cụ thể với bản vẽ CAD kèm theo.

ĐẠI HỌC QUỐC GIA TP HỒ CHÍ MINH TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA

Tp Hồ Chí Minh, ngày 29 tháng 10 năm 2019

MỤC LỤC

DANH MỤC HÌNH 1

DANH MỤC BẢNG 2

LỜI NÓI ĐẦU 3

YÊU CẦU THIẾT KẾ 4 CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 5

2.2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền 8

3.1 Chọn vật liệu, phương pháp nhiệt luyện, cơ tính: 13

3.3 Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng côn răng thẳng 15

3.3.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: 17

3.3.5 Xác định các giá trị lực tác dụng lên bộ truyền 19 3.4 Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng 21

3.4.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 22

3.4.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 24

CHƯƠNG 4 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN THEN 26

5.1.1 Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ 40

5.2.1 Tính toán kiểm nghiệm khả năng tải động 43

CHƯƠNG 6: THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC VÀ CÁC CHI TIẾT

TÀI LIỆU THAM KHẢO 53

DANH MỤC HÌNH

Hình 1 Sơ đồ phân tích lực của bộ truyền 29

Hình 2 Biểu đồ momen và phác thảo trục I 32

Hình 3 Biểu đồ momen và phác thảo trục II 33

Hình 4 Biểu đồ momen và phác thảo trục III 34

Hình 5 Sơ đồ bố trí ổ lăn trên trục I 40

Hình 6 Sơ đồ bó trí ổ lăn trên trục II 42

Hình 7 Chốt định vị 47

Hình 8 Kích thước cửa thăm 48

Hình 9 Nút thông hơi 48

Hình 10 Nút tháo dầu trụ 49

Hình 11 Hình dạng que thăm dầu 49

Hình 12 Cốc lót 49

DANH MỤC BẢNG

Bảng 3 Đặc tính kĩ thuật của hệ thống truyền động 7

Bảng 5 Thông số tính toán bộ truyền bánh răng côn 20Bảng 6 Kết quả tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ 25Bảng 7 Bảng giá trị momen tương đương và đường kính 35Bảng 8 Giá trị momen cản uốn và momen cản xoắn theo tiết diện trục 37Bảng 9 Kết quả tính toán hệ số an toàn đối với trục 38

Bảng 11 Kích thước các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc 47

LỜI NÓI ĐẦU

Trong cuộc sống chúng ta có thể bắt gặp những hệ thống truyền động ở khắp nơi và có thể nói nó đóng vai trò nhất định trong cuộc sống cũng như trong sản xuất Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì có thể nói hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu.

Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn Nguyên Lý Máy , Chi Tiết Máy , Vẽ Kỹ thuật Cơ khí , và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí Công việc thiết kế hộp giảm tốc giúp chúng ta hiểu kỹ hơn và có cái nhìn cụ thể hơn

về cấu tạo cũng như chức năng của các chi tiết máy Thêm vào đó trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ là kỹ năng rất cần thiết với một kỹ sư cơ khí

Em xin chân thành cảm ơn thầy Nguyễn Vũ Thịnh và các bạn trong khoa

cơ khí đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án

Với kiến thức và kỹ năng còn non yếu, thiếu sót là điều không thể tránh khỏi Em rất mong nhận được ý kiến góp ý chân thành nhất từ quý thầy cô để

đồ án này được hoàn thiện hơn.

Sinh viên thực hiện

Nguyễn Văn Phương

YÊU CẦU THIẾT KẾ

THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN

Hệ thống dẫn động thùng trộn gồm: 1- Động cơ điện 3 pha không đồngbộ; 2- Nối trục đàn hồi; 3- Hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng côn trụ; 4- Bộ truyềnxích ống con lăn; 5- Thùng trộn (Quay một chiều, tải va đập nhẹ, 1 ca làmviệc 8 giờ)

Bảng số liệu:

Công suất trên thùng trộn P, kW 6

Số vòng quay trên trục thùng trộn n, vg/ph

80

Số ngày làm việc/năm Kng, ngày 160

Bảng 1 Số liệu yêu cầu thiết kế

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

TRUYỀN

Xác định công suất và chọn động cơ điện cho hệ thống dẫn động là giaiđoạn đầu tiên rất quan trọng cho quá trình thiết kế các bộ phận khác Chúng tacần chọn loại động cơ có công suất phù hợp với hệ thống không quá thừa côngsuất (đảm bảo tính kinh tế và tiết kiệm năng lượng), không thiếu (đảm bảo antoàn và hiệu quả cho hệ thống)

- Công suất của bộ phận công tác (thùng trộn): P ct =6kW

- Hiệu suất chung cho cả hệ thống: ηch= ηkn.η4

ôl. ηbrc ηbrt ηx

Trong đó: ηkn =0,98 : hiệu suất khớp nối (đàn hồi)

ηôl = 0,99 : hiệu suất một cặp ổ lăn (có 4 cặp)

ηbrc=0,96 : hiệu suất bộ truyền bánh răng côn (che kín)

ηbrt = 0,97 : hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ(che kín)

ηx = 0,92 : hiệu suất bộ truyền xích

t ct

i i

5,41

6,7080,8065

ct cth

Theo quy cách chọn động cơ, công suất và số vòng quay đồng bộ của

động cơ thỏa mãn điều kiện :

ïî ; -Xác định số vòng quay đồng bộ của động cơ:

Từ bảng 3.2 [1], chọn tỷ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng côn-trụ 2cấp uh=8, tỷ số truyền của bộ truyền xích ux=2

Số vòng quay sơ bộ của động cơ được tính theo công thức:

nsb=nlv.ut

Trong đó: nlv=80 vg/ph là số vòng quay là việc của trục thùng trộn

ut =uh.ux là tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống truyền động.Suy ra: nđb=80.(8.2)=1280 vg/ph

Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ ndb=1500 vg/ph

-Theo bảng P1.3[2] với P cth =6,708kW và nđb=1280 vg/ph ta chọn động

cơ 4A132S4Y3 có các thông số sau:

Ký hiệu Công suất

P(kW)

Vận tốc quayn(v/ph)  cosϕ dn

K T

T

dn T

Tmax

Bảng 2 Thông số động cơ được chọn

-Tỉ số truyền chung ut của hệ dẫn động được xác định lại sau khi chọn

động cơ:

1455 18,187580

dc t

lv

n u

t x

h

u u

6,5872

6,8595 0,99.0,97

6,8595 7,2175 0,99.0,96

-Trục động cơ:

7,432 0,99.0,98

dc kn

n n u

(vg/ph) (hiệu suất khớp nối ukn=1)

-Trục II:

1 2 1

1455 5822,5

n n u

(vg/ph)

-Trục III:

2 3 2

727,5

181,8753,2

n n u

(vg/ph) -Trục công tác: n ct =80(vg/ph)

1.2.3 Tính momen xoắn trên các trục

-Trục động cơ:

48,83 1455

dc dc

1

47,3757 1455

2

112,565 727,5

3

345,906 181,875

ct ct

7,2175

6,8595

Tỷ số

truyền

Momen

xoắn, Nm

48,830

47,376

112,565

345,906

716,250

Số vòng

quay (vg/ph)

1455

Bảng 3 Đặc tính kĩ thuật của hệ thống truyền động

1.3

2 CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH

Thông số ban đầu:

Công suất P3=6,5872kW, số vòng quay n3=181,875vg/ph, tỷ số truyền

ux=2,27

Chọn loại xích ống con lăn

-Chọn số răng của đĩa xích dẫn :

K lv =1,45: Hệ số xét đến chế độ làm việc (làm việc 3 ca).

Pt - công suất tính toán

[P] - công suất tính toán của bộ truyền một dãy có bước xích pc ( trabảng 5.4[1])

01 1

25125

z

z K

200

1,1181,875

n

n K

-Theo bảng 5.2[1] số vòng quay tới hạn ứng với bước xích pc=25,4mm là

nth=800vg/ph nên điều kiện n<nth được thỏa

t

P F

3 33

Vậy ta chọn khoảng cách trục a=1018mm

-Kiểm tra số lần va đập của xích trong một giây:

1 0 v

Q s

Theo bảng 5.10[2] với n=200vg/ph ta tra được [s]=8,2

Vậy s>[s] nên bộ truyền xích đảm bảo đủ bền

Bánh dẫn d1:Bánh bị dẫn d2:

202,1460,8

Bánh dẫn d1:Bánh bị dẫn d2:

213,8473,1

186,04444,74

Thông số Giá trị cho

Nhận xét

Số vòng

Thỏamãn

3 CHƯƠNG 3 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

Do không có yêu cầu đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trongthiết kế , ở đây chọn vật liệu hai cấp của bánh răng như nhau

KHL=m H√ NHO

NHE ; KFL=m√F NFO

NFE

Tính số chu kỳ làm việc tương đương:

Do bộ truyền làm việc tải trọng thay đổi nhiều bậc nên:

3 i

Suy ra NHE1 > NHO1 do đó KHL1=1

Như vậy theo (6.1a)[2], sơ bộ xác định được:

[ σ H] 1= σ H lim 1

0

.KHL1/ sH =560/1.1=509 MPa[ σ H] 2= H lim 20 KHL2/ sH =530/1.1=481,8 MPa

Với cấp nhanh cũng như cấp chậm đều sử dụng răng thẳng và NHE1 tính được đều lớn hơn NHO1 => KHL=1

Do NFO số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

NFO=4.106 với mọi loại thép

NFE2 > NFO => KFL2=1, tương tự KFL1=1

Do đó theo (6.2a) với bộ truyền quay một chiều KFC=1, ta được:

Thông số ban đầu:

0,85.(1 0,5.0,25) 0,25.2,5.481,879,09mm

2 3

3.3.2 Xác định các thông số ăn khớp

-Theo bảng 6.20[1], với de1 và u ta chọn được số răng z1p=21

Phụ thuộc vào độ rắn bề mặt vật liệu chế tạo bánh răng ta chọn

z1=1,6.z1p=1,6.21=33,6 Chọn số răng bánh răng chủ động z1=34 răng

Khi đó số răng bánh răng bị động z2=u.z1=2,5.34=85 Chọn z2=85 răng

Ta tính lại tỷ số truyền:

2 1

Bánh chủ động: 1 arctan(z / z ) arctan(34 / 85) 21,81 2   

Bánh bị động: 2 90  21,8 68,2

-Modun vòng chia ngoài:

e1 e 1

-Chiều rộng vành răng: b R  ebe 114,44.0,25 28,6mm

Chọn bề rộng vành răng theo tiêu chuẩn b=30mm

-Chiều cao răng ngoài:

3.3.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Tiến hành kiểm nghiệm theo công thức (6.114)[1]

1

2 1

[ ]0,85

H HβHαHV HαHV HV

K =K K K

+KHβHαHV

=1,15+KHαHV=1 (bánh răng côn răng thẳng)

Theo công thức (6.1) và 6.1(a)[2]:

Ứng suất tiếp xúc cho phép thực tế:

[H] [H].Z Z K 481,8.1.0,95.1 457,7 MPa

<[ ]

H H , do đó thỏa điều kiện bền tiếp xúc

3.3.4 Kiểm nghiệm răng theo độ bền uốn

Độ bền uốn được kiểm tra theo công thức (6.65)[2]:

F

F2  F1Y /YF2 F1   σF2

Trong đó:

-KF là hệ số tải trọng khi tính về uốn Theo công thức 6.67[1]:

F FβHαHV FαHV FV

K =K K K

Với δgv=0,016.47.5,5543,45F  0,016 được tra trong bảng (6.15)[2].

Tính số răng tương đương:

Vậy điều kiện bền uốn được đảm bảo

3.3.5 Xác định các giá trị lực tác dụng lên bộ truyền

-Lực tác dụng lên bánh dẫn:

Lực vòng:

1 t1

7

Lực pháp tuyến:

t1 n1

Chiều dài côn

Đường kính vòng chia ngoài:

Bánh dẫn de1,mm:

Bánh bị dẫn de2, mm:

85212,5

Chiều cao răng ngoài,

5,5

Đường kính vòng chia trung bình:

Bánh dẫn d1,mm:

Bánh bị dẫn

d2,mm:

74,38185,94

Chiều cao đầu răng ngoài:

33

Bảng 5 Thông số tính toán bộ truyền bánh răng côn

3.4 Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng (cấp chậm).

Thông số ban đầu:

-Mômen trên trục T2=112,565Nm

-Số vòng quay: n1=582vg/ph

-Tỷ số truyền u= ubrt=3,2

3.4.1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục

-Theo bảng 6.15[1] do các bánh răng không nằm đối xứng các ổ trục nên

hệ số chiều rộng vành răng  ba0,25 0,4 , ta chọn  ba0,4, khi đó:

ba bd

Tỷ số truyền sau khi chọn số răng:

-Xác định các giá trị lực tác dụng lên bộ truyền:

Lực hướng tâm Fr: Fr3F tant3 w 2886,3tan 20 1050,5N F r4

3.4.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo công thức 6.33[2], ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

-với cấp chính xác động học là 9 Ra: 2.5…1.25m nên

Vậy điều kiện tiếp xúc được đảm bảo

3.4.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Công thức kiểm nghiệm:

1 1 1

1

w w F



F  F

≤ [F2 ]Trong đĩ:

Y =

0,5811,72



   - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

Yβcos01 = 1- hệ số kể đến độ nghiêng răng (răng thẳng nên cĩ giá trị bằng 1)

YF - Hệ số dạng răng: phụ thuộc vào hệ số dịch chỉnh và số răng tương đương,được tra trong bảng 6.18[2]

+ Bánh bị dẫn: Y F2 3,61

KF=KFKFKFv - Hệ số tải trọng khi tính về uốn

Với KF là hệ số kể đến sự phân bố khơng đều tải trọng trên chiều rộng vànhrăng khi tính về uốn Tra bảng 6.7[2] được KF=1,05

KF - Hệ số kể đến sự phân bố khơng đều tải trọng cho các đơi răng đồngthời ăn khớp khi tính về uốn Bánh răng thẳng KF=1

F1 2

42,5.3,61

39,33MPa [σ ] = 236,5MPa3,9

Vậy độ bền uốn được đảm bảo

Đối với hộp giảm tốc hai cấp cơn trụ thì bánh răng cơn bị dẫn phải ngâmtrong dầu ít nhất ½ chiều rộng vành răng b Khi đĩ chiều cao ngâm trong dầu:

h2 0,5b sin2 2 0,5.30.sin(68,2 ) 13,92mm 

Trong đĩ b – chiều rộng bánh răng cơn

2 - gĩc mặt cơn chia bánh răng cơn bị dẫn

Để tránh mất mát cơng suất do khuấy dầu, do tăng nhiệt độ, oxy hĩa dầu

ta nên sử dụng phương pháp bơi trơn ngâm trong dầu khi vận tốc vịng của cácchi tiết ngâm trong dầu nhỏ hơn 15m/s

Mức dầu thấp nhất phải ngập hết chiều cao răng bánh cônlớn,nhưng phải ≥ 10 mm và mức dầu cao nhất không đươc ngập quá1/3 bán kính bánh răng bánh răng trụ lớn

Bánh dẫn d3,mm:

Bánh bị dẫn d4,

Dạng răng Thẳ

ng

Đường kính vòng đỉnh:

Bánh dẫn da3,mm:

Bánh bị dẫn

da4,mm:

84249

Số răng:

Bánh dẫn z3

Bánh bị dẫn z4

2681

Đường kính vòng đáy:

Bánh dẫn df3,mm:

Bánh bị dẫn

df4,mm:

70,5235,5

Vận tốc vòng của bánh răng, v, m/s

2,38

Bảng 6 Kết quả tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ

-Theo bảng 16.10a[3] chọn nối trục vòng đàn hồi có thể truyền mômen xoắn T=63Nm, có các kích thước sau:

36

104

50

36

21

20

20-Theo bảng 16-10b [3]: Kích thước cơ bản của vòng đàn hồi như sau: T

M8

15

42

20

10

15

1,5

4.1.2 Kiểm nghiệm độ bền của vòng đàn hồi và chốt

Điều kiện sức bền dập giữa chốt và vòng đàn hồi:

Điều kiện sức bền uốn của chốt:

3 2

Lực hướng tâm tác dụng lên trục từ nối trục: Frk (0,2 0,3)Ft

Trong đó Ft là lực vòng đi qua đường tròn qua các tâm chốt ( đường kính D0)

4.2 Chọn vât liệu

Chọn vật liệu chế tạo trục là thép C35 có  b 510MPa, ch 304MPa,

Chọn ứng suất xoắn cho phép:

-Trục vào cấp nhanh và trục ra cấp chậm: [ ] 20MPa 

-Trục trung gian: [ ] 15MPa 

-Trục II là trục trung gian nên xác định đường kính sơ bộ của trục tại vịtrí bánh dẫn :

-Trục III là trục đầu ra nên xác định đường kính sơ bộ của trục tại vị trílắp đĩa xích:

Quy ước các kí hiệu được dùng:

k - số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc, k=1,2,3

i – số thứ tự của tiết diện trục trên đó có lắp các chi tiết tham gia truyềntải trọng

i=0 và 1: các tiết diện trục lắp ổ;

i=2 s: với s là số chi tiết quay(bánh xích, bánh răng khớp nối).

lk1 – khoảng cách giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k

lki – khoảng cách từ gối đỡ 0 dến tiết diện thứ i trên trục thứ k

lmki – chiều dài mayo của chi tiết quay thứ i(lắp trên tiết diện i) trên trục k

lcki – khoảng côngxôn trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộpgiảm tốc đến gối đỡ

bki – chiều rộng vành răng thứ i trên trục thứ k

4.5 Xác định phản lực trên các gối đỡ và đường kính các đoạn trục

Hình 1 Sơ đồ phân tích lực của bộ truyền

4.5.1 Xác định phản lực tại gối đỡ và vẽ biểu đồ momen

+Trong mặt phẳng Ozx

4 4

Hình 2 Biểu đồ momen và phác thảo trục I

Hình 3 Biểu đồ momen và phác thảo trục II

Hình 4 Biểu đồ momen và phác thảo trục IIIx

4.5.2 Xác định đường kính tại các tiết diện trục

Đường kính các đoạn trục được xác định theo công thức:

-Trục I:   =60MPa ; trục II:   =55MPa ; trục III:   =50MPa

Xác định momen uốn tổng và momen tương đương tại các tiết diện trục:

Momen uốn tổng được xác định bởi công thức: M j  M xj2M yj2

Momen tương đương được xác định bởi công thức

Nm

Đường kínhmm

Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọnđường kính các đoạn trục như sau (đường kính đoạn trục có rãnh then tăngđường kính 5-10%):

-Với vật liệu trục đã chọn, tra bảng 10.7[2] ta được các hệ số kể đến ảnhhưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi:   0,05 ;  0

-Tất cả trục đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng, do đótrị số trung bình của ứng suất pháp tại tiết diện j :mj  0

-Biên độ của ứng suất pháp: ajmaxjM / Wj j

-Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp tại tiết diện j:

1 j

j

a dj

0 j aj

+Trên trục II: các tiết diện 22 (lắp bánh răng côn lớn), 21 (lắp bánh răng thẳng).

+Trên trục III: các tiết diện 32 (lắp ổ lăn), 31 (lắp bánh răng thẳng), 33(lắp bánh xích)

-Chọn lắp ghép: các ổ lăn lắp trên trục theo k6, lắp bánh răng, bánh xích theo k6 kết hợp với then

-Công thức momen cản uốn:

+Đối với tiết diện tròn:

3 j j

.d W

j

j

.d W





-Công thức momen cản xoắn:

+Đối với tiết diện tròn:

3 j j

.d W

j

j

.d W

4

7775,6

4

7775,6

31 50 14x9 5,5 1074

7

23019

2

17892

7

13569

Bảng 8 Giá trị momen cản uốn và momen cản xoắn theo tiết diện trục

Tính tốn hệ số an tồn đối với tiết diện các trục

-Không dùng phương pháp tăng bền bề mặt, hệ số tăng bền

Lăpcăng

Rãnhthen

Lăpcăng1

0

20

0,92

0,89

1,793

1,9

1,562

1,54

1,96

1,621

1

25

0,9

1,96

1,61

2

25

0,9

1,96

1,6

3 0 ,92 ,89 ,793 ,9 ,562 ,54 ,96 ,622

1

3

5

0,865

0,795

1,908

1,9

1,748

1,54

1,97

1,812

2

3

5

0,865

0,795

1,908

1,9

1,748

1,54

1,97

1,813

1

5

0

0,81

0,76

2,037

1,9

1,829

1,54

2,10

1,893

2

4

5

0,83

1,96

1,63

3

4

2

0,85

0,78

1,941

1,9

1,782

1,54

2,00

1,84

Tiết

diện

Đườngkính

4,741

1

25

13,51

7,721

9,32

10,32

6,921

2

25

44,05

7,721

2,84

10,32

2,741

3

20

9,97

16,59

13,05

4,74

4,452

1

35

47,68

7,24

2,72

9,74

2,622

2

35

39,86

7,24

3,25

9,74

3,083

1

50

17,50

7,51

6,68

8,98

5,353

2

45

29,70

9,67

3,94

8,24

3,563

5,43Bảng 9 Kết quả tính toán hệ số an toàn đối với trục