Đồ án Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp khai triển bánh răng trụ răng nghiêng công suất 25kW

Đô án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển

SVTH: Trần Công Đua Trang 1

CHƯƠNG 1
CÁC PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ
1.1. Phương án 1:
- Hộp giảm tốc khai triển sử dụng bộ truyền ngoài là bộ truyền xích:

Hình 1.1 Sơ đồ bố trí hộp giảm tốc khai triển sử dụng bộ truyền truyền xích
- Ưu điểm:
Kết cấu đơn giản.Khuôn khổ kích thước nhỏ gọn hơn truyền động đai cùng công
suất. Không có hiện tượng trượt, tỉ số truyền trung bình ổn định. Hiệu suất cao, có thể đạt
98% nếu được chăm sóc tốt và sử dụng hết khả năng tải. Lực tác dụng lên trục và ổ nhỏ.
- Nhược điểm:
Nhanh mòn bản lề, nhất là bôi trơn không tốt và làm việc ở nơi nhiều bụi. Có tiếng
ồn khi làm việc do va đập khi vào khớp nên hạn chế sử dụng ở bộ truyền tốc độ cao. Cần
bôi trơn và căng xích.
1.2. Phương án 2:
- Hộp giảm tốc sử dụng bộ truyền ngoài là bộ truyền đai:

Đô án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển

SVTH: Trần Công Đua Trang 2


Hình 1.2. Sơ đồ bố trí hộp giảm tốc bộ truyền ngoài là bộ truyền đai
- Ưu điểm:
Truyền được khoảng cách giữa các trục xa nhau. Làm việc êm, không gây ồn nhờ
vào độ dẻo của đai nên có thể truyền động với vận tốc lớn, tránh được các dao động sinh
ra do tải trọng thay đổi. Đề phòng được sự quá tải nhờ sự trượt của đai. Kết cấu và vận

hành đơn giản.
- Nhược điểm :
Tải trọng phân bố không đều trên trục. Kích thước bộ truyền lớn, tỉ số truyền khi
làm việc dễ bị thay đối, tải trọng tác dụng lên trục và ổ lớn. Tuổi thọ thấp.
- Dựa vào ưu và nhược điểm của 2 phương án thiết kế trên, chọn phương án thiết kế
2: Hộp giảm tốc hai cấp khai triển sử dụng bộ truyền ngoài là bộ truyền đai.

Đô án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển

SVTH: Trần Công Đua Trang 3

CHƯƠNG 2
CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
2.1. Chọn động cơ điện:
2.1.1. Chọn loại động cơ:
- Sử dụng động cơ không đồng bộ ba pha vì phù hợp với lưới điện công nghiệp, giá
thành rẻ, được sử dụng rộng rãi trên thị trường và phù hợp với hệ dẫn động băng tải.
2.1.2. Chọn động cơ:
- Công suất động cơ:
P
ct
= 25 [kW]
- Số vòng quay của động cơ:
n = 2500 [vòng/phút]
- Theo bảng P1.3 phụ lục (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí - Trịnh Chất – Lê
Văn Uyển) chọn động cơ 4A180M2Y3 có P
đc
= 30kW, n
đc
= 2943 vg/ph , ȵ

đc
= 90,5,
m=93kg.
2.2. Phân phối tỉ số truyền:
2.2.1. Xác định tỉ số truyền u
t
của hệ thống dẫn động:
- Ta có:
19,62
150
2943
n
n
u
gt
đc
t


2.2.2. Phân tỉ số truyền của hệ dẫn động cho các bộ truyền:
u
t
= u
ng
. u
h
= u
ng
. u
1

. u
2

- Trong đó :
u
ng
là tỉ số truyền của bộ truyền đai
u
h
là tỉ số truyền hộp giảm tốc
u
1
là

tỉ số truyền của bộ truyền cấp nhanh
u
2
là tỉ số truyền của bộ truyền cấp chậm
- Chọn sơ bộ u
ng
= 3,15
- Do đó tính được:
Đô án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển

SVTH: Trần Công Đua Trang 4

6,23
3,15
19,62
u

u
u
ng
t
h


- Chọn u
1
= 2,73 ; u
2
= 2,20
- Tính lại giá trị của u
ng
theo u
i
của hộp giảm tốc:
3,27
2,73.2.20
19,62
.uu
u
u
21
t
ng


2.2.3. Xác định công suất, Mômen và số vòng quay trên các trục:
- Công suất trên các trục:

kW12,22.122,34.0,99.n.nPP
kolII
III


kW22,34.0,9523,75.0,99.n.nPP
brolIII


kW 23,7525.0.95.nPP
đđcI


- Số vòng quay trên các trục:
vg/ph900
3,27
2943
u
n
n
đ
I
đc


vg/ph330
2,73
900
u
n

n
1
I
II


vg/ph150
2,2
330
u
n
n
2
II
III


- Mômen xoắn trên các trục:
Nmm)(81125
2943
25
.
6
9,55.10
n
P
6
9,55.10T
đc
đc

đc


Nmm)252014
900
.
6
9,55.10
n
P
.
6
9,55.10T (
23,75
I
I
I


(Nmm)646506
330
22,34
.
6
9,55.10
n
P
.
6
9,55.10T

II
II
II


Nmm)408301
150
.
6
9,55.10
n
P
.
6
9,55.10T (7
22,12
III
III
III


Đô án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển

SVTH: Trần Công Đua Trang 5

Trục
Thông số
Động cơ
I
II

III
Tỉ số truyền
u
ng
=3,27
u
1
=2,73
u
2=
2,20

Công suất (kW)
25
23,75
22,34
22,12
Số vòng quay (vg/ph)
2943
900
330
150
Mômen T (Nmm)
81125
252014
646506
1408307


Đô án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển

SVTH: Trần Công Đua Trang 6

CHƯƠNG 3
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI
2.1. Chọn bộ truyền:
- Truyền động đai dùng để truyền động giữa các trục tương đối xa nhau và yêu cầu
làm việc êm, an toàn khi quá tải. Bộ truyền đai có kết cấu khá đơn giản tuy nhiên có trượt
giữa đai và bánh đai nên tỷ số truyền không ổn định.
- Bộ truyền đai thang có tỷ số truyền không lớn. Theo chỉ tiêu thiết kế, bộ truyền
cần thiết kế có tỷ số truyền u = u
ng
= 3,27. Công suất cần truyền bằng công suất động cơ
điện 25 kW, số vòng quay trục dẫn n = 2943 vòng/phút. Kiểu truyền động thường.
2.2. Thiết kế bộ truyền đai thang:
2.2.1. Chọn loại đai:
- Theo bảng 4.13 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Trịnh Chất – Lê Văn
Uyển) ta sử dụng đai loại Ƃ:
Loại đai
Ƃ
b
t
14
y
0
4,0
b
17
h
10,5

A (mm
2
)
138
Đường kính bánh đai
nhỏ d
1
, mm
140-280
Chiều dài giới hạn l, mm
800-6300

2.2.2. Xác định thông số của bộ truyền:
a) Đường kính bánh đai nhỏ d
1
:
- Chọn đường kính bánh đai nhỏ d
1
=140mm.
- Vận tốc đai :
Đô án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển

SVTH: Trần Công Đua Trang 7

m/s21,56
60000
π.140.2943
60000
.dπ.n
v

11

< v
max
= 25 m/s
- Với Ɛ=0,02, đường kính bánh đai lớn:
d
2
=u.d
1
(1-Ɛ)=3,27.140(1-0,02)=448 mm
- Theo bảng 4.26 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí- Trịnh Chất, Lê Văn
Uyển) chọn đường kính tiêu chuẩn d
2
=450 mm
- Như vậy tỉ số truyền thực tế :
3,28
0,02)140(1
450
ε)(1d
d
u
1
2
t






b) Khoảng cách trục a:
- Theo bảng 4.14 ( Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Trịnh Chất – Lê Văn
Uyển), chọn sơ bộ khoảng cách trục a = d
2
= 450 mm
- Chiều dài đai:
l = 2a + 0,5π(d
1
+d
2
) + (d
2
-d
1
)
2
/(4a)
= 2.450 + 0,5π(140+450) + (450-140)
2
/(4.450) = 1880 mm
- Theo bảng 4.13 ( Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Trịnh Chất – Lê Văn
Uyển) chọn chiều dài tiêu chuẩn l = 2240 mm
- Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây :
vg/s63,9
24,2
56,21
l
v
i 

< 10 vg/s
- Tính khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn l = 2240 mm:

4
8Δλλ
a
22


, với
7,1313)450140(14,3.5,02240 


155
2
140450
2
dd
Δ
12






- Do đó a = 638 mm.
c) Góc ôm

1

trên bánh đai nhỏ :
- Góc ôm
ο
min
ο
12
1
120α152
a
)d57(d
180α 


.
2.2.3. Xác định số đai z:
- Theo công thức:
Đô án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển

SVTH: Trần Công Đua Trang 8

zul
d
CCCCP
KP
z
].[
.
0
1




- Trong đó:
P
1
– công suất trên trục bánh đai chủ động, P
1
= 25 kW
[P
0
]– công suất cho phép, [P
0
] = 5,34 kW (bảng 4-19)
K
d
– hệ số tải trọng động, K
d
= 1,1
C

- hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm 
1
, C

= 0,92
C
l
– hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai, C
l
= 1,0

C
u
–hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền, C
u
= 1,14
C
z
–hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho
các dây đai, P
1
/[P
0
] = 25/5,34 = 4,68  C
z
= 0,9
- Do đó:

9,0.14,1.0,1.92,0.34,5
1,1.25
z
5,5
- Chọn z = 6
- Chiều rộng bánh đai: B= (z-1)t +2e =(6-1)19+2.12,5= 120 mm
- Đường kính ngoài bánh đai : d
a
= d +2h
0
= 140 + 2.4,2 = 148,4 mm
2.2.4. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục :
- Lực căng ban đầu :

v
F
zv.C
đ
KP
F 
.
1
0
780


- Trong đó: F
v
= q
m
.v
2
= 0,178.21,56
2
= 82,7 N
- Do vậy :
N,
.,.,
,
F 263782
69205621
1125780
0


- Lực tác dụng lên trục :
F
r
= 2F
0.
z.sin(α/2) = 2.263.6.sin(152
o
/2) = 3062 N

Đô án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển

SVTH: Trần Công Đua Trang 9

CHƯƠNG 4
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
4.1. Chọn vật liệu :
- Do không có yêu cầu đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, ở
đây chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như nhau.
- Theo bảng 6.1 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Trịnh Chất – Lê Văn
Uyển) chọn:
+ Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241…. 285 có σ
b1
=
850MPa, σ
ch1
=580 MPa.
+ Bánh lớn : thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192…240 có σ
b2
= 750 MPa,

σ
ch2
= 450 MPa.
4.2. Xác định ứng suất cho phép:
- Ứng suất tiếp xúc cho phép [
H
] và ứng suất uốn cho phép [
F
] được xác định
theo các công thức sau:
 
HLxHvR
H
H
H
KKZZ
S
.
0
lim




 
FLFCxFsR
F
F
F
KKKYY

S
.
0
lim




- Trong đó:
Z
R
: Hệ số kể đến độ nhám của mặt răng làm việc
Z
v
: Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
K
xH
: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng
Y
R
: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng
Y
s
: Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất
K
xF
: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn
- Trong bước tính thiết kế, sơ bộ lấy: Z
R
Z

V
K
xH
= 1; Y
R
Y
S
K
xF
= 1
- Vậy ta có:
Đô án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển

SVTH: Trần Công Đua Trang 10

 
H
HLH
H
S
K.
0
lim




 
F
FLFCF

F
S
KK
0
lim




- Theo bảng 6-2 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí - Trịnh Chất - Lê Văn
Uyển) ta có:
702
0
lim
 HB
H

: ứng suất tiếp xúc cho phép
HB
F
8,1
0
lim


: ứng suất uốn cho phép
S
H
, S
F

: hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn; S
H
= 1,1 ; S
F
= 1,75
K
FC
: hệ xét ảnh hưởng đặt tải; K
FC
= 1
K
HL
, K
FL
: hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và
chế độ tải trọng của bộ truyền, được xác định theo công thức sau:
H
m
HE
HO
HL
N
N
K 
;
F
m
FE
FO
FL

N
N
K 

- Ở đây:
m
H
, m
F
: bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn; m
H
= 6;
m
F
= 6 (HB  350)
N
HO
: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
4,2
.30
HBHO
HN 
( H
HB
– độ rắn Brinen)
N
FO
: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn;
6
10.4

FO
N

N
HE
, N
FE
: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương
- Chọn độ rắn bánh răng nhỏ : HB
1
= 241
- Chọn độ rắn bánh răng lớn : HB
2
= 192
Ta có:
0
1limH

= 2.HB
1
+ 70 = 2.241 + 70 = 552 (MPa)
0
2limH

= 2.HB
2
+ 70 = 2.192 + 70 = 454 (MPa)
0
1limF


= 1,8.HB
1
= 1,8.241 = 433,8 (MPa)
Đô án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển

SVTH: Trần Công Đua Trang 11

0
2limF

= 1,8.HB
2
= 1,8.192 = 345,6 (MPa)
44,1563011
4,2
241.30
1

HO
N

9058247,93
2,4
30.192N
2

HO

- Bộ truyền làm việc với tải trọng thay đổi nhiều bậc:
 

iiiHE
tnTTcN /60
3
max


 
iiiFE
tnTTcN /60
6
max


- Trong đó:
c : số lần ăn khớp trong 1 lần quay; c = 1
n
i
: số vòng quay trong 1 phút
t
i
: tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét
N
HE2
= 60.1.4,5.310.12.224.(1
3
.4+0,6
3
.4) = 1094329958
N
HE1

= N
HE2
.i = 1094329958.3 = 3282989874
N
FE2
= 60.1.4,5.310.12.224.(1
6
.4+0,6
6
.4) = 941930112,6
N
FE1
= N
FE2
.i = 941930112,6.3 = 2825790338
- Ta thấy:
N
HE1
 N
HO1
ta lấy N
HE1
= N
HO1
 K
HL1
= 1
N
HE2
 N

HO2
ta lấy N
HE2
= N
HO2
 K
HL2
= 1
N
FE1
 N
FO1
ta lấy N
FE1
= N
FO1
 K
FL1
= 1
N
FE2
 N
FO2
ta lấy N
FE2
= N
FO2
 K
FL2
= 1

- Ứng suất tiếp xúc cho phép:
 
MPa
S
K
H
HLH
H
8,501
1,1
1.552.
][
1
0
1lim
1




 
MPa
S
K
H
HLH
H
9,410
1,1
1.452.

][
2
0
2lim
2




- Ứng suất uốn cho phép:
)(89,247
75,1
1.1.8,433

][
1
0
1lim
1
MPa
S
KK
F
FLFCF
F




Đô án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển

SVTH: Trần Công Đua Trang 12

)(45,196
75,1
1.1.8,343

][
2
0
2lim
2
MPa
S
KK
F
FLFCF
F




- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:
)(1624580.8,2.8,2][
11max
MPa
chH



)(1260450.8,2.8,2][
22max
MPa
chH



- Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
)(464580.8,0.8,0][
11max
MPa
chF



)(360450.8,0.8,0][
22max
MPa
chF



- Kiểm tra ứng suất tiếp xúc cho phép:
min
21
][25,1
2
][][
][
H

HH
H







9,410.25,1
2
9,4108,501
][ 


H


)(63,513][ MPa
H



- Vậy điều kiện thỏa mãn.