Tài liệu Toán: Đề tài tính toán thiết kế hộp giảm tốc đồng trục hai cấp

Tìm hiểu chi tiết về tính toán thiết kế hộp giảm tốc đồng trục hai cấp. Hướng dẫn các bước thiết kế, tính toán thông số kỹ thuật chuẩn xác.

• Tác giả: Nguyễn Thế Dân
• Người hướng dẫn: Nguyễn Minh Huy
• Trường học: Trường Đại Học Công Nghiệp Thực Phẩm Tp.Hcm
• Chuyên ngành: Công Nghệ Cơ Khí
• Đề tài: Tính Toán & Thiết Kế Hộp Giảm Tốc Đồng Trục Hai Cấp
• Loại tài liệu: Đồ Án Chi Tiết Máy
• Năm xuất bản: 2015-2016
• Địa điểm: Tp. Hồ Chí Minh

Tóm tắt

I. Tổng Quan Về Thiết Kế Hộp Giảm Tốc Đồng Trục Hai Cấp

Hộp giảm tốc đồng trục hai cấp là một thiết bị cơ khí quan trọng trong các hệ thống truyền động công nghiệp. Đề tài tính toán thiết kế hộp giảm tốc tập trung vào việc giảm tốc độ quay của động cơ điện để phù hợp với yêu cầu của máy công tác. Với công suất P = 27,5 kW và tốc độ quay n = 75 vòng/phút, việc tính toán và thiết kế hộp giảm tốc đòi hỏi kiến thức chuyên sâu về cơ học, vật liệu và kỹ thuật chế tạo. Hộp giảm tốc được áp dụng rộng rãi trong các ngành công nghiệp thực phẩm, xây dựng, dệt may và logistics. Quá trình thiết kế bao gồm nhiều bước từ chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền cho đến tính toán các chi tiết máy như bánh răng, trục và các phụ kiện kèm theo.

1.1. Khái Niệm Và Ứng Dụng Của Hộp Giảm Tốc

Hộp giảm tốc là thiết bị dùng để giảm tốc độ quay và tăng momen xoắn của động cơ điện. Nó được sử dụng để điều chỉnh tốc độ máy công tác sao cho phù hợp với điều kiện làm việc. Ứng dụng chính của hộp giảm tốc bao gồm hệ thống băng tải, máy trộn, máy nén và các thiết bị công nghiệp khác. Trong ngành công nghiệp thực phẩm, hộp giảm tốc đóng vai trò quan trọng trong việc điều khiển tốc độ xử lý và chế biến sản phẩm.

1.2. Yêu Cầu Kỹ Thuật Và Thông Số Cơ Bản

Đề tài này yêu cầu tính toán chi tiết máy với công suất động cơ 27,5 kW, tốc độ quay 75 vòng/phút và thời gian làm việc 16.000 giờ trong chế độ 3 ca. Các yêu cầu kỹ thuật bao gồm xác định hiệu suất truyền động, chọn loại động cơ phù hợp, phân phối tỉ số truyền cho hai cấp bánh răng và đảm bảo độ bền mỏi của các chi tiết máy.

II. Chọn Động Cơ Và Phân Phối Tỉ Số Truyền

Chọn động cơ là bước đầu tiên trong quá trình thiết kế hộp giảm tốc. Công suất động cơ được xác định dựa trên công suất cần thiết trên trục máy công tác và hiệu suất của hệ thống truyền động. Theo công thức tính toán thiết kế, công suất động cơ được tính bằng công suất tính toán chia cho hiệu suất truyền động. Phân phối tỉ số truyền cho hai cấp bánh răng là quá trình xác định tỉ số truyền cho cấp chậm và cấp nhanh sao cho đáp ứng yêu cầu tốc độ đầu ra. Việc phân phối tỉ số truyền ảnh hưởng trực tiếp đến kích thước, trọng lượng và chi phí sản xuất của hộp giảm tốc. Tổng tỉ số truyền được tính từ tỉ số giữa tốc độ quay đầu vào và đầu ra.

2.1. Xác Định Công Suất Và Chọn Động Cơ Điện

Công suất động cơ được xác định theo công thức: Pdm = Ptc / η, trong đó Pdm là công suất động cơ, Ptc là công suất tính toán, và η là hiệu suất hệ thống. Hiệu suất của hộp giảm tốc được tính dựa trên hiệu suất của bộ truyền đai và các cặp bánh răng. Sau khi xác định công suất, chọn động cơ điện từ các bảng tiêu chuẩn có công suất gần nhất với công suất tính toán.

2.2. Phân Phối Tỉ Số Truyền Cho Hai Cấp

Tỉ số truyền tổng được phân chia cho cấp chậm (bánh răng) và cấp nhanh theo nguyên tắc tối ưu hóa kích thước và chi phí. Thông thường, tỉ số truyền cấp chậm lớn hơn cấp nhanh. Việc phân phối hợp lý giúp giảm kích thước bánh răng, giảm momen xoắn trên trục và tăng tuổi thọ thiết bị.

III. Tính Toán Các Bộ Truyền Bánh Răng

Tính toán bánh răng là phần quan trọng nhất của đề tài thiết kế hộp giảm tốc. Hộp giảm tốc hai cấp bao gồm hai cặp bánh răng tròn trụ với răng nghiêng. Cặp bánh răng cấp chậm và cấp nhanh được tính toán độc lập để đảm bảo độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và khả năng chống quá tải. Quá trình tính toán bánh răng bao gồm: chọn vật liệu, xác định ứng suất cho phép, tính khoảng cách trục sơ bộ, xác định các thông số ăn khớp như số răng, mô đun, góc nghiêng. Sau đó, kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc theo lý thuyết Hertz, kiểm nghiệm độ bền uốn tại chân răng và đảm bảo không quá tải.

3.1. Cặp Bánh Răng Cấp Chậm

Bánh răng cấp chậm chịu lực lớn nhất trong hệ thống. Vật liệu được chọn là thép có độ cứng cao để đảm bảo độ bền. Ứng suất cho phép được xác định dựa trên loại vật liệu và điều kiện làm việc. Khoảng cách trục được tính sơ bộ từ công suất và tốc độ quay. Các thông số ăn khớp như số răng, mô đun và góc nghiêng được xác định sao cho đảm bảo độ bền.

3.2. Cặp Bánh Răng Cấp Nhanh Và Kiểm Nghiệm Độ Bền

Bánh răng cấp nhanh có kích thước nhỏ hơn nhưng chịu tốc độ quay cao. Tính toán tương tự cấp chậm nhưng với các giá trị ứng suất khác. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc đảm bảo rằng áp lực bề mặt không vượt quá giới hạn cho phép. Kiểm nghiệm độ bền uốn tại chân răng đảm bảo không xảy ra gãy răng.

IV. Thiết Kế Các Chi Tiết Máy Và Hộp Giảm Tốc

Thiết kế chi tiết máy bao gồm tính toán trục, then, ổ lăn và vỏ hộp. Trục phải đủ độ cứng để chịu lực uốn và xoắn từ bánh răng. Đường kính trục được xác định dựa trên công thức tính toán độ bền mỏi. Then dùng để kết nối bánh răng với trục, phải được kiểm nghiệm về độ bền cắt và độ bền ép. Ổ lăn được chọn dựa trên lực tác dụng và yêu cầu về tuổi thọ. Vỏ hộp phải đủ độ cứng và có thiết kế phù hợp để chứa các chi tiết, thoát nhiệt và xả dầu. Các phụ kiện khác như chốt định vị, que thăm dầu, vòng chắn dầu cũng phải được thiết kế cẩn thận. Dung sai và lắp ghép các chi tiết máy được xác định theo tiêu chuẩn kỹ thuật để đảm bảo chất lượng sản xuất.

4.1. Tính Toán Trục Then Và Ổ Lăn

Trục được tính toán để chịu các lực uốn từ bánh răng và ổ lăn. Đường kính trục xác định sơ bộ dựa trên công suất và tốc độ quay. Then kết nối bánh răng với trục, được kiểm nghiệm về độ bền. Lực tác dụng lên trục được tính từ lực bánh răng. Ổ lăn được chọn phù hợp với lực tác dụng và tuổi thọ yêu cầu theo tiêu chuẩn.

4.2. Thiết Kế Vỏ Hộp Phụ Kiện Và Yêu Cầu Dung Sai

Vỏ hộp giảm tốc được thiết kế với kết cấu phù hợp để chứa các chi tiết, thoát nhiệt và xả dầu. Các phụ kiện bao gồm chốt định vị, que thăm dầu, vòng chắn dầu. Dung sai lắp ghép các chi tiết được xác định theo tiêu chuẩn ISO để đảm bảo chất lượng và hiệu suất hộp giảm tốc trong suốt thời gian làm việc 16.000 giờ.

Trích đoạn nội dung tài liệu

CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 1. Xác định công suất động cơ Theo công thức (2.8), trang 19,[1], công suất trên trục động cơ điện được xác định như sau: Trong đó: : công suất cần thiết trên trục động cơ (kW) : cống suất tính toán trên trục máy công tác (kW) : hiệu suất truyền động Tính hiệu suất: được tính theo công thức: Nguyễn Thế Dâ n 2003130078 Page 8 Đồ án chi tiết máy Với: η d: hiệu suất của bộ truyền đai : 0,95 :hiệu suất bánh răng: 0,97 :hiệu suất một cặp ổ lăn: 0,99 Tính công suất tính toán: = 23,85 (kW) Công suất cần thiết của động cơ: 1. Xác định sơ bộ số vòng quay động cơ: Tỉ số truyền toàn bộ ut của hệ thống dẫn động được tính theo công thức ut= uh. ud Theo bảng 2.4 trang 21 [1], ta chọn các thông số như sau: usbh: tỉ số truyền sơ bộ hộp giảm tốc 2 cấp; uh= 12 (chọn từ 8÷40) usbd: tỉ số truyền sơ bộ đai ; ud = 3,15 (chọn từ 2÷5) Số vòng quay của trục máy công tác (trục tang quay): nlv= 75 vg/ph Số vòng quay sơ bộ của động cơ: vg/ph 1.

Chọn động cơ theo điều kiện: Chọn động cơ thoả mản các điều kiện sau: Tra bảng P1.3 trang 235 [1], ta chọn động cơ: 4A180M2Y3 Nguyễn Thế Dâ n 2003130078 Page 9 Đồ án chi tiết máy Động cơ có các thông số kỹ thuật sau:  Pdc = 30 kW  ndb = 2943 vg/ph (với tần số dòng điện tại Việt Nam: 50Hz)  Hệ số công suất  1. Phân phối tỉ số truyền Theo công thức 3.23 [1], trang 48 ta có công thức tính tỉ số truyền toàn bộ hệ: Phân uh cho các cặp bánh răng trong hộp giảm tốc: uh =12 Tính sơ bộ ud (tỉ số truyền của bộ truyền đai) : Tính lại ud theo u1 và u2: Kiểm nghiệm ud: Nên sai lệch tỉ số truyền của bộ truyền đai không đáng kể. Lập bảng thông số kỹ thuật 1. Phân phối công suất trên các trục: (kW) (kW) (kW) Nguyễn Thế Dâ n 2003130078 Page 10 Đồ án chi tiết máy (kW) 1.

Tính số vòng quay trên các trục vg/ph vg/ph vg/ph 1. Tính momen xoắn trên các trục: (Nmm) (Nmm) (Nmm) (Nmm) Bảng 1.1: Thông số kĩ thuật Trục Động cơ I II III Thông số Công suất P (kW) 32 31,705 30,447 29,239 Tỷ số truyền u 3,26 3,46 3,46 Số vòng quay n 2943 902,7 261 75 (vòng/phút) Nguyễn Thế Dâ n 2003130078 Page 11 Đồ án chi tiết máy Momen xoắn T 103839,6194 335419,0207 1114056,897 3723099,333 (Nmm) CHƯƠNG 2 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 2.1 Chọn loại đai và tiết diện đai : Do điều kiện làm việc, các thông số như công suất, vận tốc, môi trường làm việc, khả năng kéo và tuổi thọ khi làm việc, tính phổ biến,. mà ta có thể chọn các loại đai như đai dẹt, đai thang, đai răng,. với các thông số đã cho ta lựa chọn đai thang.

Ta có các thông số: P = 30 kW n = 2943 vòng/phút u = 3,26 Hình 2. Chọn tiết diện đai hình thang Theo hình 3,ta chọn đai thang loại Ƃ.13 trang 59 [1] cho đai loại Ƃ với: - bt = 14 mm - b = 17 mm - h = 10,5 mm - y0 = 4 mm - A = 138mm2 - d1= 140÷280mm.2 Xác định các thông số của bộ truyền : 2.2 Đường kính bánh đai nhỏ : Theo bảng 4.13[1] trang 59, ta chọn d1=160 mm.3 Vận tốc đai nhỏ : Nguyễn Thế Dâ n 2003130078 Page 12 Đồ án chi tiết máy Vì v1 < 25 m/s nên ta chọn đai là đai thang thường.4 Đường kính bánh đai lớn : - Giả sử ta chọn hệ số trượt : = 0,02 - Theo công thức 4.160/(1-0,02) = 532,24 mm - Theo tiêu chuẩn bảng 4.21 [1] trang 63 ta chọn : d2 = 500 mm - Tỉ số truyền thực tế : Sai lệch với giá trị ban đầu ≈ 2,2 %.5 Khoảng cách trục sơ bộ : Theo công thức 4.14 [1] trang 60, ta có : Khi u = 3,26 Theo bảng 4.14 [1] trang 60, ta có thể chọn sơ bộ a = d2 = 500mm khi u = 3 2.6 Chiều dài tính toán của đai : Theo công thức 4.4[1] trang 54, ta có : Theo bảng 4.13[1] trang 59, ta chọn đai có chiều dài L= 2240 mm = 2,24 m.7 Số vòng chạy của đai trong một giây : ta chọn đai có chiều dài L= 2500 mm = 2,5 m. Nguyễn Thế Dâ n 2003130078 Page 13 Đồ án chi tiết máy Khi đó điều kiện được thoả 2.8 Tính chính xác khoảng cách trục : - Theo công thức 4.6[1] trang 54, ta có : Trong đó : - Do đó : - Ta thấy giá trị a thỏa mãn trong khoảng cho phép. Vậy ta lấy chiều dài đai : L = 2500mm Theo bảng 4.13[1] trang 59, ta lấy : a = 710mm 2.9 Góc ôm bánh đai nhỏ : Theo công thức 4.7[1] trang 53, ta có : nên chọn đai vải cao su 2.10 Xác định số dây đai : Theo công thức 4.16[1] trang 60, ta có : Trong đó : - Công suất trên bánh chủ động: P = 30 kW [Po] : công suất cho phép, tra bảng 4.20 [1] trang 62, ta chọn : [P0] = 5,93 - Hệ số xét đến ảnh hưởng góc ôm : Tra bảng 4.15 [1] trang 61, ta lấy : Cα = 0,92 - Hệ số xét đến ảnh hưởng tỉ số truyền :Tra bảng 4.17[1] trang 61, ta lấy : Cu=1,14 Nguyễn Thế Dâ n 2003130078 Page 14 Đồ án chi tiết máy - Hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài đai :Tra bảng 4.16 [1] trang 61, ta lấy : Cl = 1,0 - Hệ số xét đến ảnh hưởng số dây đai, chọn sơ bộ : Cz = 1 - Hệ số tải động Kđ, tra bảng 4.7[1] trang 55, ta chọn Kđ = 1,0 Do đó : Vậy ta chọn : z = 5 2.11 Chiều rộng bánh đai B : Tra bảng 4.21[1] trang 63, ta có : t = 19; e = 12,5; ho = 4,2; Theo công thức 4.12 Đường kính ngoài của bánh đai : da1 = d + 2h0 = 160 + 2.3 Lực căng đai ban đầu và lực tác dụng lên trục : 2.1 Lực căng đai ban đầu : Theo công thức 4.2 Tính lực li tâm : Theo công thức 4.20[1] trang 63,ta có : Trong đó : - qm : khối lượng 1 mét chiều dài đai, tra bảng 4.22[1] trang 63 ta có : qm = 0,178 - v = 24,65 m/s.

Suy ra : Vậy : 2.3 Lực tác dụng lên trục : Theo công thức 4.21[1] trang 63, ta có : Nguyễn Thế Dâ n 2003130078 Page 15 Đồ án chi tiết máy Nguyễn Thế Dâ n 2003130078 Page 16 Đồ án chi tiết máy 2.4 Thông số của bộ truyền đai : Bảng 2. Thông số của bộ truyền đai STT Thông số Giá trị 1 Bánh đai nhỏ d1 = 160 mm 2 Bánh đai lớn d2 = 500 mm 3 Vận tốc v = 24,65m/s 4 Khoảng cách trục a = 710 mm 5 Chiều dài đai L = 2500mm 6 Góc ôm α1 = 152,750 7 Số dây đai z =5 8 Chiều rộng bánh đai B = 101mm 9 Đường kính ngoài của bánh đai da = 168,4mm 10 Lực căng đai ban đầu F0 = 105,621N 11 Lực li tâm Fv = 108,156N 12 Lực tác dụng lên trục Fr = 1026,778N Nguyễn Thế Dâ n 2003130078 Page 17 Đồ án chi tiết máy CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG Các thông số kĩ thuật Tổng thời gian làm việc Lh=16000 h , làm việc 3 ca Cặp bánh răng cấp nhanh (bánh răng trụ răng nghiêng) Tỷ số truyền Số vòng quay trục Momen xoắn T Cặp bánh răng cấp chậm (bánh răng trụ răng nghiêng) Tỷ số truyền Số vòng quay trục Momen xoắn T 3.1 Cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm 3.1 Chọn vật liệu  Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, ở đây chọn vật liệu 2 cặp bánh răng như nhau  Theo bảng 6.1, trang 92, [1] ta chọn  Bánh nhỏ (bánh chủ động): thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có , , ta chọn độ rắn của bánh nhỏ là HB3 = 245HB  Bánh lớn (bánh bị động): thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 có , , ta chọn độ rắn của bánh lớn là HB4 = 230HB 3.2 Xác định ứng suất cho phép  Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở  Số chu kì làm việc trong điều kiện tải trọng thay đổi Nguyễn Thế Dâ n 2003130078 Page 18 Đồ án chi tiết máy (chu kì) Ta thấy nên chọn để tính toán  Suy ra K H L =K H L =K F L =K F L =1 3 4 3 4 Ứng suất cho phép  Theo bảng 6.2, trang 94, [1] với thép C45 được tôi cải thiện ta có ( S H =1 ,1 ) Giới hạn mỏi tiếp xúc Bánh chủ động Bánh bị động Giới hạn mỏi uốn Bánh chủ động Bánh bị động Nguyễn Thế Dâ n 2003130078 Page 19 Đồ án chi tiết máy Ứng suất tiếp cho phép  Tính toán sơ bộ Ứng suất uốn cho phép  Tra bảng 6.2, trang 94, [1] ta có khi đặt tải một phía (bộ truyền quay một chiều); ) Ứng suất quá tải cho phép 3.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục  Theo công thức 6.15a, trang 96, [1] Nguyễn Thế Dâ n 2003130078 Page 20 Đồ án chi tiết máy  Với - Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng (bảng 6.5, trang 96, [1] T 2=¿- Momen xoắn trên trục bánh chủ động ; - Trị số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, với bảng 6.4 Xác định các thông số ăn khớp Xác định môđun:  Theo bảng 6.8, trang 99, [1] chọn  Công thức 6.31, trang 103, [1] số bánh răng nhỏ nằm trong khoảng Ta chọn z3= 34 răng  Số bánh răng lớn , chọn z4 = 118 răng  Do đó tỷ số truyền thực  Góc nghiêng răng: 𝛽 thoả mãn điều kiện 3.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc  Công thức 6.33, trang 105, [1] ứng suất tiếp xúc trên mặt răng của bộ truyền Nguyễn Thế Dâ n 2003130078 Page 21 Đồ án chi tiết máy  Trong đó Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp (bảng 6.5, trang 96, [1]) Z H Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc (công thức 6.34, trang 105, [1])  Với β b Góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở  Bánh răng nghiêng không dịch chỉnh  Với α t là góc profin răng và α tw là góc ăn khớp Z ε Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng  Hệ số trùng khớp dọc  Hệ số trùng khớp ngang  Áp dụng công thức 6.