Dựa vào sơ đồ nghiên cứu tính toán và thiết kế hộp giảm tốc và bộ truyền ngoài

Huỳnh Văn Nam
ĐỀ TÀI MÔN HỌC
Tính toán thiết kế hộp giảm tốc và bộ truyền ngoài.Thời gian làm
việc L
h
=12000h, làm việc 2 ca, công suất P = 6,3 (kW) và vận tốc bộ
phận công tác v = 121(vg/ph).
Sơ đồ tải trọng và sơ đồ hệ thống như hình vẽ:

11
Huỳnh Văn Nam

22
Huỳnh Văn Nam

Phần 1 : Chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền
1.1. Xác định công suất cần thiết , Số vòng quay sơ bộ của động cơ
điện ,chọn
quy cách động cơ.
1.1.1. Chọn kiểu loại động cơ .
Hiện nay có hai loại động cơ điện là động cơ điện một chiều và
động cơ xoay chiều. Để thuận tiện phù hợp với lưới điện hiện nay ta
chọn động cơ điện xoay chiều .Trong các loại động cơ điện xoay
chiều ta chọn loại động cơ ba pha không đồng bộ rôto lồng sóc
(ngắn mạch) .Với những ưu điểm :kết cấu đơn giản ,giá thành tương
33
Huỳnh Văn Nam
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.
1.1.2. Xác định công suất của động cơ.
- Công suất cần thiết trên trục động cơ điện được xác định theo công

thức:
P
ct
= (công thức 2.8 trang 19 - {1})
Trong đó: P
ct
Là công suất cần thiết trên trục động cơ (kW).
P
t
Là công suất tính toán trên máy trục công tác (kW).
η Là hiệu suất truyền động .
- Hiệu suất truyền động theo công thức 2.9 trang 19 - {1}:
η = η
ol
3
. η
12
. η
34
. η
đ .
η
kn

Theo bảng 2.3 trang 21 - {1} ta chọn:
η
ol
= 0,995 : Là hiệu suất một cặp ổ lăn
η
12

= 0,95 : Hiệu suất của bộ truyền bánh răng côn
η
34
= 0,96 : Hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ
η
đ
= 0,95 : Hiệu suất bộ truyền đai
η
kn
= 1 : Hiệu suất của khớp nối
Thay vào (1.1) ta được : η = 0,995
3
. 0,95. 0,96. 0,95 .1 0,853
Do làm việc tải trọng thay đổi theo công thức 3.10 trang 89 – {4}:
44
Huỳnh Văn Nam
= = .
Trong đó :
= 6,3 (kw)
=
=


= 0,639

Vậy : = = 0,639 . 6,3 = 4,03 (kw)
= = = 4,72 (kw)
1.1.3. X¸c ®Þnh sè vßng quay s¬ bé cña ®éng c¬.
- Số vòng quay sơ bộ của động cơ theo công thức 2.18 trang 21 –
{1}:

n
sb
= n
lv
. u
t

Trong đó: n
sb
Là số vòng quay đồng bộ
n
lv
Là số vòng quay của trục máy công tác ở đây là trục của
băng tải quay
u
t
Là tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống
55
Huỳnh Văn Nam
Mặt khác: u
t
= u
12
. u
34
. u
đ
.

nên n

sb
= n
lv
. u
12
. u
34
. u
đ
. u
kn
Theo bảng 2.4 trang 21 – {1} ta chọn:
u
12
= 2 Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng côn
u
34
= 4 Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ
u
đ
= 3 Tỉ số truyền của bộ truyền đai thang
u
kn
= 1 Tỉ số truyền của khớp nối
Thay vào (1.2) ta được : n
sb
= 121 .2.4.3 .1 = 2904 (v/p)
1.1.4. Chọn quy cách động cơ.
Động cơ được chọn phải thỏa mãn điều kiện:
P

đc
>P
ct
; n
đc
≈ n
sb
( công thức 2.19 trang 22 – {1})

Theo bảng phụ lục P1.1 trang 234 - {1}, ta chọn được động cơ có:
- Kiểu động cơ : K132M2
- Công suất động cơ : P = 5,5 (Kw)
- Vận tốc quay: n = 2900 (v/p)
Bảng 1.1 – Bảng đặc trưng cơ - điện của động cơ
Kiểu động
cơ
Công suất
(kw)
Vận tốc
quay,(v/p)

η
Khối
lượng
(kg)
kW Mã
lực
50H
z
60H

z
66
Huỳnh Văn Nam
K132M2 5,5

7,5
290
0

3480
0,93 85,
0

7,0
2,
2 73
1.1.5. Kiểm tra điều kiện mở máy ,điều kiện quá tải cho động cơ đã
chọn.
a. Kiểm tra điều kiện mở máy.
Khi mở máy mômen tải không được vượt quá mômen khởi động của
động
cơ (T < ) nếu không động cơ sẽ không chạy. Trong các catalog của
động cơ
đều cho tỉ số , đó cũng là một số liệu cần để tham khảo khi chọn nhãn
hiệu động cơ, với điều kiện:

Trong đó: – Mômen mở máy của thiết bị dẫn động.
= 2,2 (theo bảng 1.1 ở trên)
Theo lược đồ phân bố tải trọng tác động như đã cho trong đề bài:
77

Huỳnh Văn Nam
88
Huỳnh Văn Nam
Vậy động cơ thỏa mãn điều kiện mở máy.
b. Kiểm nghiệm động cơ theo các điều kiện làm việc.
; . 2 . T
T . 5,5 = 18,11 (Nm)
= 0,853 . 2 . 18,11 = 30,896 (Nm)
Có kết quả: .
=24,32 (Nm)
Theo số liệu động cơ đã chọn , ta có : 30,896 (Nm)
So sánh kết quả: Vậy 30,896 (Nm) > = 24,32 (Nm)
1.2. Phân phối tỉ số truyền.
* Xác định tỷ số truyền u
t
của hệ thống dẫn động
u
t
=
99
Huỳnh Văn Nam
Trong đó: n
dc
Là số vòng quay của động cơ
n
lv
Là số vòng quay của trục băng tải
Thay số u
t
= 23,97

* Phân phối tỷ số truyền hệ dẫn động u
t
cho các bộ truyền
u
t
= u
ng
.u
h
- Tỉ số truyền ngoài hộp:
Theo bảng 2.4 trang 21 – {1} và dãy tiêu chuẩn trang 49 – {1} ta
chọn:
2,8 Tỉ số truyền của bộ truyền đai
Vậy : 2,8
⇒ = = 8,56
- Tỉ số truyền trong hộp: .
Tỉ số truyền bộ truyền bánh răng côn.
Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ.
Theo công thức 3.17 trang 45 – {1} ta có:
⇒ =
Chọn = 1,1 ; = 0,3 ; = 1,2 ; =

⇒ = = 12,87
1010
Huỳnh Văn Nam
⇒ . = 12,87 . = 17,12
Theo hình 3.21 trang 45 – {1}, với = 8,56 tìm được = 2,7 ,do đó tỉ
số truyền của cặp bánh răng trụ cấp chậm sẽ là :

Kiểm tra lại: = . . = 2,7 .2,8 .3,17 = 23,965

Ta có :- u
t
= 23,965 – 23,97 = 0,5 < 5%

Vậy ta có kết quả về tỉ số truyền của các bộ truyền trong hệ thống là:
Bộ truyền đai : 2,8
Bộ truyền bánh răng côn : = 2,7
Bộ truyền bánh răng trụ : = 3,17

1.3. Xác định các thông số động học và lực của các trục.
1.3.1. Tính tốc độ quay trên các trục.
- Trục động cơ : 2900 (v/p)
- Trục I : = = = 1035,7 (v/p)
- Trục II : = = = 383,6 (v/p)
- Trục III : = = = 121 (v/p)
1.3.2. Tính công suất trên các trục.
Gọi công suất các trục I , II , III lần lượt là có kết quả:
- Công suất danh nghĩa trên trục III :
=

= = 6,33 (kW)
- Công suất danh nghĩa trên trục II :
=

= = 6,63 (kW)
1111
Huỳnh Văn Nam
- Công suất danh nghĩa trên trục III :
=

= = 7,01 (kW)
- Công suất danh nghĩa trên trục động cơ :
=

= = 7,42 (kW)
1.3.3. Tính mômen xoắn trên các trục:
- Trục động cơ:
= 9,55 . = 9,55 . = 24434,83 (Nmm)
- Trục I :
= 9,55 . = 9,55 . = 64637,9 (Nmm)
- Trục II :
= 9,55 . = 9,55 . = 165058,7 (Nmm)
- Trục III :
= 9,55 . = 9,55 . = 499599,2 (Nmm)
Kết quả tính toán được ghi thành bảng như sau :
Bảng 1-2 : Bảng số liệu động học và động lực học trên các trục của hệ
thống dẫn động .
Động cơ I II III
Công suất : P (kW) 7,42 7,01 6,63 6,33
Tỉ số truyền U 2,8 2,7 3,17
Số vòng quay (n) 2900 1035,7 383,6 121
Moment xoắn (T) 24434,83 64637,9 165058,7 499599,2
1212
Huỳnh Văn Nam
Phần 2 : Tính toán thiết kế các bộ truyền
2.1. Thiết kế bộ truyền đai.
2.1.1. Chọn loại đai và tiết diện đai.
Ở đây ta chọn loại đai vải cao su vì đai vải cao su gồm nhiều lớp
vải và
cao su có độ bền mòn cao, đàn hồi tốt, ít bị ảnh hưởng bởi sự thay đổi

của
nhiệt độ và độ ẩm và thường được sử dụng rộng rãi. Dựa vào đặc
điểm công
suất của cơ cấu , = 7,42(kW). Tra bảng 5.13 trang 93 – {3} ta chọn
loại đai
có hình thang thường A:
Các thông số của đai thường loại A bảng 4.13 trang 59 – {1} :
b
t
= 11 (mm) ; b = 13 (mm) ; h = 8 (mm) ; y
o
= 2,8 (mm)
Diện tích tiết diện : 81 ()
Đường kính bánh đai nhỏ : = 100 200 (mm)
Chiều dài giới hạn : l = 560 4000 (mm)
1313
Huỳnh Văn Nam

b
b
y
40°
h
t
o

2.1.2. Xác định các kích thước và thông số bộ truyền.
a. Đường kính đai nhỏ.
Chọn đường kính bánh đai nhỏ : d
1

= 1,2 . = 1,2 . 100 = 120
(mm)
theo tiêu chuẩn ta chọn d
1
= 125 (mm) ( bảng 5.15 trang 93 –
{3} )
Vận tốc đai : v = ( công thức 5.18 trang 93 – {2})
= = 18,97 (m/s)
Vận tốc đai nhỏ hơn vận tốc đai cho phép = 25 30 (m/s)
b. Đường kính đai lớn.
Đường kính bánh đai lớn :
d
2
= d
1
. . (1-ε) = 125 .2,8 .(1 - 0,01)= 346,5 (mm)
Trong đó : - tỉ số truyền
14
Hình 1. Đai hình thang thường
14
Huỳnh Văn Nam
ε = 0,01 ÷ 0,02 - hệ số trượt

Chọn đường kính d
2
theo tiêu chuẩn, d
2
=360 (mm )
( bảng 5.15 trang 93 – {3})
Tỉ số truyền thực tế : = ( công thức 4.10 trang 132 – {4})

= = 2,9
Sai số của tØ sè truyÒn : u =
= .100% = 3,57% <5%
Vậy thỏa mãn điều kiện .Ta cã thÓ gi÷ nguyªn c¸c th«ng sè ®·
chän.
c. Khoảng cách trục A và chiều dài đai L.
- Chọn sơ bộ khoảng cách trục là :
=1,5. = 1,5. 360 = 540 (mm)
- Chiều dài sơ bộ của đai:
= 2. + + (công thức 4.4 trang 13 - {4})
= 2. + +
= 1867,02 (mm)
Theo bảng 4.13 trang 59 – {1} ,ta chọn : l = 2000 (mm)
Số vòng chạy của đai : i = =

= 9,49
1515
Huỳnh Văn Nam
Vậy i =9,49 < = 10 ,thỏa mãn điều kiện.
- Khoảng cách trục theo chiều dài tiêu chuẩn :
a =
= 607,9 (mm)

Kiểm tra điều kiện công thức 4-14 trang 60 – {1} ,khoảng cách
trục
cần thỏa mãn : 0,55.( )+ h ≤ a ≤ 2.( )
Trong đó : 0,55.( )+ h = 274,75 (mm)
2.( ) = 970 (mm)
Vậy khoảng cách trục thỏa mãn điều kiện.
-

Góc ôm đai :

= -

= -
=

= > ,vậy góc ôm thỏa mãn điều kiện.
1616
Huỳnh Văn Nam
d. Xác định số đai z.
Áp dụng công thức 4.16 trang 60 – {1} ta có :
z =
Trong đó :
- = 7,42 (kW) - Công suất trên trục bánh đai chủ động
- Hệ số tải trọng động ứng với trường hợp tải trọng dao động
nhẹ
=1,1 do làm việc 2 ca nên =1,2 (bảng 4.7 trang 55 – {1})
- = 3,08 (kw) Công suất cho phép (bảng 4.19 trang 62 –{1})
- Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm
Do = (150 …180)
Nên = 1 – 0,0025.(180 - ) = 0,93
- Hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai :
= = 1,176 Tra bảng 4.16 trang 61 – {1} , = 1,04
- = 1,135 Hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền
(bảng 4.17 trang 61 – {1}, với = 2,8)
- Hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng
cho các
dây đai .Ta có tỉ số : = = = 2,4
Tra bảng 4.18 trang 61 – {1} , = 0,95

1717
Huỳnh Văn Nam
Thay các giá trị vào công thức ta có :
z = = 2,748 (đai)
Lấy z = 3
e. Chiều rộng bánh đai và đường kính bánh đai.
B = ( z – 1). t + 2.e (công thức 4.17 trang 63 – {1})
Trong đó : z = 3 ; t = 15; e = 10 (bảng 4.21 trang 63 – {1})
Thay số : B = 50 (mm)
- Đường kính ngoài của bánh đai :
+ Bánh dẫn :

= + 2. = 131,6 (mm) (công thức 4.18 trang 63 – {1})
+ Bánh bị dẫn :


= + 2. = 366,6 (mm)

Trong đó : = 3,3 (bảng 4.21 trang 63 – {1}).
2.1.3. Xác định lực trong bộ truyền.
a. Xác định lực vòng.
= . (công thức 4.20 trang 64 – {1})
Trong đó : = 0,105 (kg/m) (bảng 4.22 trang 64 – {1})
1818
Huỳnh Văn Nam
⇒ = 0,105 . = 37,785 (N)
b. Xác định lực căng ban đầu.
= + (công thức 4.19 trang 63 – {1})
=
+ 37,785 = 169 (N)

Lực căng dây mỗi đai là : = = 56,3 (N)
c. Lực tác dụng lên trục.
= 2 . .z .
= 2 .169 . 3 . = 990,3 (N)
d. Lực vòng có ích.

= (công thức 3.4 trang 86 – {4})
=
= 391,14 (N)
Lực vòng trên mỗi dây đai 130,38 (N)

e. Ứng suất lớn nhất trong dây đai.

= + + (công thức 4.28 trang 138 – {4})
=
+ 0,5. + +

= + 0,5. + + E
= + 0,5 . + +
1919
Hunh Vn Nam
= 6,45 (MPa)
Trong ú : E = 100 (MPa), mụum vt liu ai (trang 139
{4})
f. Tui th ca ai.
Xỏc nh theo cụng thc 4.37 trang 146 {4}:

= . = .
= 2103,12 (gi)
Vi tui th ca dõy ai nh vy . Trong ton b thi gian lm

vic
ca h thng s ln phi thay ai l :
= = 6 (ln)
Bng thụng s ca b truyn ai thang :
Thông số
Trị số
Đờng kính tang nhỏ: d
1
(mm)
125
Đờng kính tang lớn: d
2
(mm)
360
Khoảng cách trục: A (mm)
540
Chiều dài đai: L (mm)
2000
Góc ôm đai:
155,19
0
Số đai: z
3
2020
Huỳnh Văn Nam
ChiÒu réng ®ai: B (mm)
50
Lùc c¨ng ban ®Çu: F
o
(N)

169
Lùc t¸c dông lªn trôc: (N)
990,3

2.2. Thiết kế bộ truyền bánh răng côn – răng thẳng (cấp nhanh).
2.2.1. Chọn vật liệu.
Chọn vật liệu nào là tùy thuộc vào yêu cầu cụ thể: tải trọng lớn
hay nhỏ ,khả
năng công nghệ và thiết bị chế tạo cũng như vật tư được cung cấp, có
yêu cầu kích
thước nhỏ gọn hay không ? Đối với hộp giảm tốc côn – trụ hai cấp
chịu công suất
nhỏ = 5,5 (kw), chỉ cần chọn vật liệu nhóm I có độ rắn HB 350 ,
bánh răng
được thường hóa hoặc tôi cải thiện. Nhờ có độ rắn thấp nên có thể
cắt răng chính
xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn.
Theo bảng 6.1 trang 92 – {1} ta chọn :
* Bánh nhỏ (bánh 1) :
- Thép C45 tôi cải thiện .
2121
Huỳnh Văn Nam
- Đạt tới độ rắn HB = (241…285) .
- Giới hạn bền = 850 MPa.
- Giới hạn chảy = 580 MPa.
Chọn độ rắn bánh nhỏ = 250.
* Bánh lớn (bánh 2) :

- Thép C45 tôi cải thiện .
- Đạt tới độ rắn HB = (192…240).

- Giới hạn bền = 750 MPa.
- Giới hạn chảy = 450 MPa.
Chọn độ rắn bánh nhỏ = 240
2.2.2. Xác định ứng suất cho phép.
Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép được xác
định
theo công thức 6.1 và 6.2 trang 91 – {1}.
= .
= .
Trong đó :
- Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc .
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng .
2222
Huỳnh Văn Nam
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng .
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng .
- Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng
suất .
- Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền
uốn.
Trong thiết kế sơ bộ lấy : = 1 và = 1 , do đó các
công thức (3.1) và (3.2) trở thành :
= .
=
Trong đó :
và lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép
ứng với chu kỳ cơ sở, trị số của chúng theo bảng 6.2 trang 94 – {1}
với thép C45
tôi cải thiện đạt độ rắn HB = (180…350).
= 2HB + 70 ; = 1,1

=1,8HB ; = 1,75
, – Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn .
= 2 + 70 = 2.250 + 70 = 570 (MPa)
= 2 + 70 = 2.240 + 70 = 550 (MPa)
2323
Huỳnh Văn Nam

=1,8 = 1,8 . 250 = 450 (MPa)
=1,8 = 1,8 . 240 = 432 (MPa)
- Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải , = 1 khi đặt tải một phía (bộ
truyền quay một chiều).
, - Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ
tải
trọng của bộ truyền, được xác định theo công thức 6.3 và 6.4
trang 93 – {1} :
=
=
Trong đó :
, – Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn .
= = 6 khi độ rắn mặt răng HB 350 .
– số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc , công thức
6.5
trang 93 – {1} ta có :
= 30.
⇒ = 30. = 17067789
= 30. = 15474913
2424
Huỳnh Văn Nam
– số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn.
= 4 . đối với tất cả loại thép .

và - số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Khi bộ truyền làm
việc
với tải trọng thay đổi nhiều bậc thì và được tính theo công thức
6.7 và
6.8 trang 93 – {1) :
= 60.c. . .
= 60.c. . .
Trong đó :
c – số lần ăn khớp trong một vòng, c = 1
– số vòng quay của bánh răng trong một phút, = 1035,7 (v/p) ;
= 383,6 (v/p)
- tổng thời gian làm việc, = 12000 (giờ) .
= 6

⇒ = 60 . 1 .1035,7 .(. 0,2 + + .0,4) .12000
= 2,32 .
= 60 . 1 .383,6 .(. 0,2 + + .0,4) .12000
2525