Thuyết minh đồ án hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục

hộp giảm tốc tiêu chuẩn thiết kế hộp giảm tốcthiết kế hộp giảm tốcthiết kế hộp giảm tốc hộp giảm tốc tiêu chuẩn thiết kế hộp giảm tốcthiết kế hộp giảm tốcthiết kế hộp giảm tốc hộp giảm tốc tiêu chuẩn hộp giảm tốc tiêu chuẩn thiết kế hộp giảm tốcthiết kế hộp giảm tốcthiết kế hộp giảm tốc hộp giảm tốc tiêu chuẩn

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

Khoa - Cơ Khí

Đồ án môn học : CHI TIẾT MÁY

Sinh viên tiến hành : HOÀNG MINH TUẤN

Thành phố Hồ Chí Minh , ngày 9 tháng 5 năm 2016

Hệ thống dẫn động thùng trộn gồm: 1- Động cơ điện 3 pha không đồng bộ; 2- Bộ

truyền đai thang; 3- Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục; 4- Nối trục đàn hồi; 5- Thùng trộn (Quay một chiều, tải va đập nhẹ, 1 ca làm việc 8 giờ)

Số liệu thiết kế:

- Công suất trên trục thùng trộn P=7kW

- Số vòng quay trên trục thùng trộn : n=60(vg/ph)

- Thời gian phục vụ: L= 3 năm

- Số ngày làm việc/ năm: K ng = 325 ngày

- Số ca làm việc trong ngày: 1 ca , 1 ca làm 8 giờ

- Chế độ tải t112( );s t2 12s;T1 T T; 2 0,8T

Yêu cầu:

- 01 thuyết minh.

- 01 bản vẽ lắp A0 ; 01 bản vẽ chi tiết

Nội dung thuyết minh:

1 Xác định công suất động cơ và phấn bố tỉ suất truyền cho hệ thống truyền cho

hệ thống truyền động

2 Tính toán thiết kế các chi tiết máy:

a Tính toán các bộ truyền hở (đai, xích hoặc bánh răng)

b Tính các bộ truyền trong hộp giảm tốc (bánh răng, trục vít)

c Vẽ sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền và tính giá trị các lực

d Tính toán thiết kế trục và then

e Chọn ổ lăn và nối trục

f Chọn thân máy, bu-lông và các chi tiết phụ khác

3 Chọn dung sai lắp ghép

4 Tài liệu tham khảo

Lời nói đầu

Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí Mặt khác , 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 trong công cuộc hiện đại hóa 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 cơ khí

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

Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp ta tìm hiểu và thiết kế hộp giảm tốc , qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn họcnhư Cơ lý thuyết , Chi tiết máy , Vẽ kỹ thuật … ; và giúp sinh viên có cái nhìntổng quan về việc thiếc kế giúp 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 mộtsinh viên cơ khí

Em chân thành cảm ơn thầy NGUYỄN HUY HOÀNG , các thầy cô và các bạn trong khoa cơ khí 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 rất mong nhận được ý kiến từ thầy cô và các bạn

PHẦN 1

XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SUẤT TRUYỀN 1.1 CHỌN ĐỘNG CƠ:

1.1.1 Chọn hiệu suất của hệ thống:

 Hiệu suất truyền động:

  : hiệu suất ổ lăn

1.1.2 Tính công suất cần thiết:

 Công suất tính toán:

tt ct ch

u u

u ch

Với :

-u1= 3 : tỷ số truyền của bộ truyền đai thang ( 3  5)

-u2= 8 : tỷ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp ( 8  40)

 Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

1440 24

 Động cơ điện có thông số phải thỏa mãn:

Ở đây, ta chọn động cơ thõa mãn điều kiện sau:

) ( 534 , 7

phút vòng n

kW P

đb đc

Kiểu

Động cơ

Công suất kW

Vận tốc Quay (vg/ph)

Cos   %

dn T

Tmax

dn

K T T

4A132M4Y3 11 1458 0,87 87,5 2,2 2

 Tra bảng P1.3 sách Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí - tập 1 của TrịnhChất , Lê Văn Uyển ta chọn:

Động cơ 4A132M4Y3

1.2 Phân phối tỷ số truyền :

 Tỷ suất truyền chung của hệ dẫn động :

n u

 Tra bảng 3.1 tài liệu [1] ta chọn tỷ số truyền hộp giảm tốc 2 cấp :

2 2

2

1

u u

Với u1 bộ truyền cấp nhanh , u2 bộ truyền cấp chậm

 Vậy tỷ số truyền của bộ truyền đai thang :

3 , 04

8

3 , 24

2 1







u u

21 , 7

3

P

brc ol

56 , 169

) / ( 56 , 169 2

2

6 , 479

) / ( 6 , 479 04 , 3 1458

2

2 3 1

1 2 1

ph vg u

n n

ph vg u

n n

ph vg u

n n

d dc

) ( 67 , 1009116 60

34 , 6 10 55 , 9 10

55 , 9

) ( 1148549 95

, 59

21 , 7 10 55 , 9 10

55 , 9

) ( 427485 56

, 169

59 , 7 10 55 , 9 10

55 , 9

) ( 159100 6

, 479

99 , 7 10 55 , 9 10

55 , 9

) ( 57 , 54496 1458

32 , 8 10 55 , 9 10

55 , 9

6 6

4

6 3

3 6 3

6 2

2 6 2

6 1

1 6 1

6 6

Nmm n

P T

Nmm n

P T

Nmm n

P T

Nmm n

P T

Nmm n

P T

lv tt

đc

đc dc

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY

2.1 Bộ truyền đai thang

2.1.1 Chọn loại đai và tiết diện đai :

 Công suất trên bộ truyền đai thang chính là công suất trên động cơ

) ( 32 , 8

mm h

mm b

mm b

o

t

4

5 , 10 17 14

Diện tích tiết diện A  138mm2

Chọn đường kính bánh đai nhỏ d1 168mm theo tiêu chuẩn ( d1 140  280mm)

1 1

04 , 3 168 1

Vậy theo tiêu chuẩn đường kính đai thang bảng 4.21 tài liệu [1]  d2  560mm

a d

560 4

) 168 560 ( 2

) 560 168 ( 560 2 4

) (

2

) (

2

2 2

1 2 2



Theo tiêu chuẩn chọn L = 2360 mm (L=800  6300)

- Số vòng chạy của đai trong 1s :

5 , 44 10

36 , 2

83 , 12

max 1

) ) / 4

2 (

8 ) 2

) (

( 2

) (

L d

d L

2

168 560 (

8 ) 2

) 560 168 ( 2360 ( 2

) 560 168 ( 2360

) 168 560 ( 57 180

7 , 1 32 , 8 )

] /([ 0

P1 - công suất trên trục bánh đai chủ động ( kW) , P1=8,32 (kW)

[P0]- công suất cho phép, tra bảng 4.19 ta chọn P0 = 4,61 (kW)

K đ  1 , 7 hệ số tải trọng động , bảng 4.7

C  1  0 , 0025 ( 180  1)  1  0 , 0025 ( 180  141 , 12 )  0 , 9

C l  1 , 04 - hệ số ảnh hưởng của chiều dài đai

Cu = 1,14 - hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền

Cz = 0,9 -hệ số ảnh hưởng đến sự phân bố không đều của tải trọng

- Từ đai z có thể xác định chiều rộng bánh đai B theo công thức :

B (z 1 )t 2e ( 4  1 ) 19  2 12 , 5  82mm

Với t,e tra bảng 4.21

- Đường kính ngoài của bánh đai

d a d 2h o  168  2 4 , 2  176 , 4mm

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

- Lực căng đai được xác định theo công thức :

F P K đ vC z F v 0 , 178 12 , 83 268 , 16N

4 9 , 0 83 , 12

7 , 1 32 , 8 780 )

- Thời gian phục vu : L= 3 năm

- Quay 1 chiều tải va đập nhẹ ,325 ngày/năm ,1 ca/ngày , 1 ca 8 giờ

- Cặp bánh răng cấp nhanh ( bánh răng trụ nghiêng ) :

- Tỷ số truyền : u1 = 2 2

- Số vòng quay trục dẫn : n 1 479 , 6 (vg/ ph)

- Moment xoắn T trên trục dẫn : T1 = 159100 Nmm

- Cặp bánh răng cấp chậm ( bánh răng trụ nghiêng ) :

- Tỷ số truyền : u2 = 2 2

- Số vòng quay trục dẫn : n 1 169 , 56 (vg/ ph)

- Moment xoắn T trên trục dẫn : T2 = 427485 Nmm

2.2.1 Chọn vật liệu cho 2 cấp bánh răng như sau :

Theo bảng 6.1 của tài liệu ta chọn vật liệu cặp bánh răng trụ nghiêng như sau:

 Bánh chủ động : thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241 285 có

Mpa Mpa ch

b1 850 ,  1 580

 ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB1=260HB

 Bánh bị động : thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192 240 có

Mpa Mpa ch

T

T c

10 6 7800 56 , 169 12 12 12 8

, 0 12 12

12

1

10 6

T

T c

10 5 7800 56 , 169 12 12

12 8

, 0 12 12

12

1

10 5

1 1

2 2

1 1

FO FE

FO FE

HO HE

HO HE

N N

N N

N N

N N

nên chọn N HE N HO để tính toán

- Suy ra K HL1 K HL2 K FL1 K FL2  1

 Ứng suất cho phép :

Theo bảng 6.2 tài liệu [1] với thép 45 tôi cải thiện ,

 Giới hạn mỏi tiếp xúc : 0 2 70 ; 1 , 1

H

S

K

9 , 0

0 lim

1 530

) ( 36 , 536 1 , 1

1 590

2 0

2 lim 2

1 0

1 lim 1

MPa S

K

MPa S

K

H

HL H

H

H

HL H

S

K

0 lim

ch F

ch F

ch H

360 450 8 , 0 8

, 0

464 580 8 , 0 8

, 0

1260 450

8 , 2 8

, 2

2 max

2

1 max

1

2 max

 Theo bảng trị số tiêu chuẩn 6.8 tài liệu [1] chọn mn = 2,5 (mm)

 Chọn sơ bộ góc nghiêng răng   10 

 Theo (6.31) tài liệu [1] số bánh răng nhỏ :

3  

2

2 cos 2.200.cos(10)

41,16 ( 1) 2,5.(2 2 1)

2.2.1.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :

Theo công thức (6.33) tài liệu [1] ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc :

2

2

2 ( 1 ) 2

u b

u K T d

Z Z Z

w

H w

H M H

49 , 10 cos 2 2

20 cos

tg arcctg tg

profin răng và tw là góc ăn khớp

-Z - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng , xác định như sau :

- Hệ số trùng khớp dọc       1 , 97 1

5 , 2

17 , 11 sin 4 , 0 200 sin

sin

1 2 , 3 88 , 1 cos

1 1 2 , 3

88

,

1

2 1

- Do đó theo công thức (6.36c) tài liệu [1] 0 , 76

74 , 1

1 1

200 2 1

2

2

mm u

a d

) 1 2 2 (

2 , 1 427485

2 5 , 104

76 , 0 74 , 1

- Theo (6.1) tài liệu [1] với v= 2,6 (m/s) < 5 (m/s) , Zv =1 với cấp chính xác động học là

9 ,chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc, khi đó cần gia công độ nhám Ra

=2,5 1,25 m ZR = 0,95 với vòng đỉnh bánh răng da <700 mm , K xH  1 , do đó theo (6.1 ) và (6.1a) tài liệu [1]

Hcx H.Z v.Z R.K xH  509 , 09 1 0 , 95 1  483 , 63 MPa (2)

 Từ (1) và (2) ta có H Hcx , cặp cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc

2.2.1.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :

- Điều kiện bền uốn 2  

, 43 17 , 11 cos

123 85

, 122 17

, 11 cos

và cấp chính xác 9 , K F  1 , 37 , theo ( 6,47) tài liệu [1] hệ số

14 , 1 2 2 200 93 , 0 73 002 , 0

1,14.80.104,5

2 2.427485.1,12.1,37

F w w Fv

V b d K

1 1

F

F F F

2.2.1.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải :

Với hệ số quá tải :  max 2,2

T

T

K qt

- Theo (6.48) tài liệu [1] ứng suất tiếp quá tải :

 HmaxH. K qt  456 , 83 2 , 2  677 , 6 Hmax  1260MPa

- Theo ( 6.49) tài liệu [1]

 F1max  F1K qt  125 , 18 2 , 2  275 , 4MPaF1max  464Mpa

 F2max  F2K qt  121 , 8 2 , 2  267 , 96MpaF2max  360Mpa

2.2.1.8 Bảng thông số và kích thước bộ truyền bánh răng cấp chậm

Thông số Giá trị

T c

10 97 , 16 7800 6 , 479 12 12

12 8

, 0 12 12

12

1

10 97 , 16

T

T c

10 16 , 14 7800 6 , 479 12 12

12 8

, 0 12 12

12

1

T

(chu kì )

10 16 , 14

1 1

2 2

1 1

FO FE

FO FE

HO HE

HO HE

N N

N N

N N

N N

nên chọn N HE N HO để tính toán

- Suy ra K HL1 K HL2 K FL1 K FL2  1

 Ứng suất cho phép :

Theo bảng 6.2 tài liệu [1] với thép 45 tôi cải thiện ;

 Giới hạn mỏi tiếp xúc : 0 2 70 ; 1 , 1

H

S

K

9 , 0

0 lim

1 530

) ( 36 , 536 1 , 1

1 590

2 0

2 lim 2

1 0

1 lim 1

MPa S

K

MPa S

K

H

HL H

H

H

HL H

S

K

0 lim

ch F

ch F

ch H

360 450 8 , 0 8

, 0

464 580 8 , 0 8

, 0

1260 450

8 , 2 8

, 2

2 max

2

1 max

1

2 max

-Ka =43 : hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng ( Bảng 6.5 tài liệu [1])

-T1 = 159100 Nmm : momen xoắn trên trục bánh chủ động

-ba 0,31;bd 0,53ba(u1 1) 0,53.0,31.(2 2 1) 0,63 

-K H 1,04: trị số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng Với

0,63

bd

  tra bảng 6.7 tài liệu [1]

 với kết quả a w tính được ta chọn khoảng cách trục tiêu chuẩn a w  200mm

2.2.2.4 Xác định các thông số ăn khớp :

 m n  ( 0 , 01  0 , 02 )a w  2  4 (mm) theo bảng trị số tiêu chuẩn 6.8 tài liệu [1] chọn

mn = 2,5 (mm)

 Chọn sơ bộ góc nghiêng răng   10 

 Theo (6.31) tài liệu [1] số bánh răng nhỏ :

2.2.2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :

Theo công thức (6.33) tài liệu [1] ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc :

49 , 10 cos 2 2

20 cos

tg arcctg tg

profin răng và tw là góc ăn khớp

-Z - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng , xác định như sau :

- Hệ số trùng khớp dọc sin  1 sin  200.0,31.sin 11,17 

1,53 1 2,5

1 2 , 3 88 , 1 cos

1 1 2 , 3

88

,

1

2 1

- Do đó theo công thức (6.36c) tài liệu [1] 0 , 76

74 , 1

1 1

2 2.200

104,5

1 2 2 1

w w

a d

- Theo (6.1) tài liệu [1] với v= 3,2 (m/s) < 5 (m/s) , Zv =1 với cấp chính xác động học là

9 ,chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc, khi đó cần gia công độ nhám Ra

=2,5 1,25 m ZR = 0,95 với vòng đỉnh bánh răng da <700 mm , K xH  1 , do đó theo (6.1 ) và (6.1a) tài liệu [1]

Hcx H.Z v.Z R.K xH  509 , 09 1 0 , 95 1  483 , 63 MPa (2)

 Từ (1) và (2) ta có H Hcx , cặp cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc

2.2.2.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

- Điều kiện bền uốn 1  

, 43 17 , 11 cos

123 85

, 122 17

, 11 cos

và cấp chính xác 9 , K F  1 , 37 , theo ( 6,47) tài liệu [1] hệ số

3, 2.62.104,5

2 2.159100.1,12.1,37

F w w Fv

V b d K

1 1

F

F

Y Y

Nên F2 F2 241,3 MPa

2.2.2.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải :

Với hệ số quá tải :  max 2,2

T

T

K qt

- Theo (6.48) tài liệu [1] ứng suất tiếp quá tải :

 Hmax H K qt 323,1 2, 2 479, 2 Hmax 1260MPa

- Theo ( 6.49) tài liệu [1]

 F1max  F1k qt  62, 05.2, 2 136,51  MPaF1 max  464Mpa

 F2max  F2k qt  60,38.2, 2 132,84  MpaF2 max  360Mpa

2.2.1.8 Bảng thông số và kích thước bộ truyền bánh răng cấp nhanh

Thông số Giá trị

 i = 2 s : với s là số chi tiết quay

 l k1 : khoảng cách trục giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k

 l ki : khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diệt thứ i trên trục k

 l mki : chiều dài mayo của chi tiết quay thứ i ( lắp trên tiết diện i ) trên trục

 l cki : khoảng cách công-xôn trên trục thứ k , tính từ chi tiết i ở ngoài hộp giảm tốc đếngối đỡ

 bki : chiều rộng vành bánh răng thứ i trên trục k

2.3.1 Chọn vật liệu và xác định sơ bộ đường kính trục :

Thép 45 có  b 600MPa ứng suất xoắn cho phép  15 30MPa

T d





2.3.2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

 k1 = 8(mm) : khoảng cách từ mặt nút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay

 k2 = 5(mm) : khoảng cách từ mặt nút ổ đến thành trong của hộp

 k3 = 20 (mm) : khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ

 hn = 20 (mm) : chiều cao nắp ổ và đầu bu-lông

Với l m13 = (1,2 ÷ 1,5)d1 = 42 ÷ 52,5 = 45 (mm) Nhưng do chiều rộng bánh răng là

bw1 = 67 mm nên tối thiểu ta phải chọn l m13 = bw1 = 67 mm : chiều dài mayơ bánh răng trụ ngiêng

o

T F

D



1781,73

313, 452803,73837,55

 Phân tích phản lực tại các gối đỡ :

- Moment uốn do lực F a2 , F a3 gây ra :

2 w2 2

601, 27.295,6

88868

a a

F d

3 w3 3

1615,5.104,5

84410

a a

5584, 22619,7

427485

 Phân tích phản lực tại các gối đỡ :

- Moment uốn do F a4 gây ra :

2.3.5 Chọn và kiểm nghiệm then :

 Dựa vào bảng 9.1 , chọn kích thước then bxh theo tiết diện lớn nhất của trục

 Chọn chiều dài l t của then theo tiêu chuẩn nhỏ hơn chiều dài mayơ

2( )2

50 22 85 74 14 9 5,5 33,01 16,5 427485 III 70 31 85 74 20 12 7,5 98,55 22,17 1148549

-  s hệ số an toàn cho phép Thông thường  s = 1,5 … 2,5 ( khi tăng độ cứng :

 s = 2,5 … 3 , như vậy không cần kiểm nghiệm về độ cứng trục )

- s s,  hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp , ứng suất tiếp

0, 436 261,60,58 152

- W và Wo là moment cản uốn và cản xoắn tại tiết diện của trục được xác định bảng10.6 tài liệu [1] , T là moment xoắn

-  0,05, 0 : hệ số ảnh hưởng trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi ( tra bảng 10.7 (tài liệu [1] )

-  o, r : hệ số kích thước ( tra bảng 10.10 tài liệu [1] )

- K 1, 76;K 1,54 : hệ số tập trung ứng suất thực tế đối với rãnh then ( bảng 10.12 tài liệu [1]d )

- K  y 1,7 : hệ số tăng bền bằng phương pháp tôi khác dòng điện

- K x = 1: hệ số tập trung ứng suất bề mặt phương pháp Mài ra

31 29489 63162 17,65 9,1 23,66 0,76 0,73 8,42 10,85 6,65

33 16260 38544,4 0 14,9 25,8 0,78 0,75 - 6,62

Kết quả cho thấy rằng cả 3 trục đều thỏa mãn hệ số an toàn về điều kiện bền mỏi

và 3 trục đều thỏa điều kiện bền tỉnh

2.4 Tính toán nối trục

 Moment xoắn

T = 1148549 Nmm = 1148,549 Nm

 Đường kính trục khớp nối : d = 63 mm

Theo đề bài chọn nối trục đàn hồi

 Kích thước vòng đàn hồi ( tra bảng 16-10a )

T(Nm) d D dm L l d1 Do Z nmax B B1 l 1 D3 l 2

2000 63 260 120 200 140 110 200 8 2300 8 70 48 48 48

 Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng đàn hồi

 3

K1 = 1,5 : hệ số chế độ làm việc ( bảng 16.1 tài liệu [2])

Vậy vòng đàn hồi và chốt thỏa điều kiện bền

2.5.1 Trục I

 Số vòng quay n1 = 479,6 (v/p)