Thuyết minh đồ án hộp giảm tốc 2 cấp phân đôi cấp chậm - SV. Phạm Quốc Trung

Tải trọn bộ đồ án hộp giảm tốc 2 cấp phân đôi đầy đủ thuyết minh và tính toán chi tiết. Tài liệu tham khảo hữu ích cho sinh viên ngành cơ khí.

• Tác giả: Phạm Quốc Trung
• Người hướng dẫn: ThS. Nguyễn Việt Hưng
• Trường học: Trường Đại học Điện lực
• Chuyên ngành: Công nghệ Chế tạo Máy
• Đề tài: Thiết Kế Hệ Dẫn Động Băng Tải
• Loại tài liệu: Đồ án môn học
• Năm xuất bản: 2021

Tóm tắt

I. Khái niệm và ứng dụng của hộp giảm tốc bánh răng hai cấp

Hộp giảm tốc bánh răng hai cấp phân đôi là thiết bị cơ khí quan trọng trong các hệ thống truyền động công nghiệp hiện đại. Thiết bị này được sử dụng để giảm tốc độ quay của động cơ điện và tăng momen xoắn tại trục tải, phục vụ cho các ứng dụng như băng tải, máy bơm, quạt công nghiệp. Đặc điểm nổi bật của hộp giảm tốc hai cấp là khả năng cung cấp tỉ số truyền lớn với kích thước và trọng lượng tương đối nhỏ. Cấu trúc phân đôi cho phép phân bố lực đều đặn, giảm áp lực trên từng bánh răng, từ đó kéo dài tuổi thọ thiết bị và nâng cao hiệu suất làm việc. Trong các ứng dụng thực tế, hộp giảm tốc bánh răng hai cấp đóng vai trò thiết yếu trong việc chuyển đổi năng lượng cơ học hiệu quả, giáp mặt nhu cầu ngày càng cao của các ngành công nghiệp.

1.1. Cấu trúc cơ bản của hộp giảm tốc

Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp bao gồm các thành phần chính: thân máy, hai cặp bánh răng (cấp nhanh và cấp chậm), ba trục chính (trục I, II, III), ổ lăn, then, và các chi tiết phụ. Cấp nhanh là cặp bánh răng có số răng ít, tỉ số truyền nhỏ, còn cấp chậm có số răng nhiều, tỉ số truyền lớn. Cấu trúc này giúp tối ưu hóa kích thước và hiệu suất truyền động trong các hệ thống công nghiệp.

1.2. Nguyên tắc hoạt động và lợi ích

Nguyên tắc hoạt động dựa trên sự ăn khớp giữa các bánh răng có kích thước khác nhau. Lực được truyền từ trục đầu vào qua cấp nhanh, sau đó tiếp tục qua cấp chậm để đạt được tỉ số truyền tổng hợp cao. Lợi ích chính bao gồm: giảm tốc độ hiệu quả, tăng momen xoắn, hoạt động ổn định, tiếng ồn thấp, và khả năng chịu tải cao.

II. Quy trình thiết kế chi tiết hộp giảm tốc

Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng hai cấp là một quá trình phức tạp bao gồm nhiều bước tính toán và xác định thông số. Đầu tiên, kỹ sư phải xác định công suất động cơ dựa trên yêu cầu công suất của máy ngoài và các điều kiện làm việc. Tiếp theo, cần phân phối tỉ số truyền giữa hai cấp để đạt được tối ưu về hiệu suất và kích thước. Bước quan trọng tiếp theo là tính toán thiết kế các bánh răng của cả cấp nhanh và cấp chậm, bao gồm xác định số răng, mô đun, góc ăn khớp. Sau đó, cần thiết kế các trục và then để đảm bảo chịu được momen xoắn. Cuối cùng, chọn ổ lăn, nối trục, thân máy và các chi tiết phụ khác để hoàn thành toàn bộ hộp giảm tốc.

2.1. Xác định công suất và phân phối tỉ số truyền

Công suất động cơ được xác định bằng cách cộng thêm hệ số an toàn vào công suất tải và chia cho hiệu suất hệ thống. Tỉ số truyền tổng được phân phối sao cho: i₁ × i₂ = i_tổng, trong đó i₁ là tỉ số cấp nhanh và i₂ là tỉ số cấp chậm. Phân phối hợp lý giúp cân bằng giữa kích thước bánh răng và độ bền của hộp.

2.2. Tính toán và kiểm nghiệm bánh răng

Các bánh răng phải được kiểm nghiệm theo hai tiêu chí chính: ứng suất tiếp xúc (để tránh mài mòn bề mặt) và ứng suất uốn (để tránh gãy răng). Cần chọn vật liệu thích hợp, xác định khoảng cách trục, thông số ăn khớp, và tính các hệ số tải trọng động để đảm bảo tuổi thọ thiết bị đạt 5-7 năm.

III. Tính toán và thiết kế chi tiết các bộ truyền

Sau khi xác định thông số tổng thể, bước tiếp theo là tính toán chi tiết từng bộ truyền trong hệ thống. Đối với bộ truyền xích ống con lăn, cần xác định loại xích, số răng của dĩa xích, bước xích, khoảng cách trục, và số mắt xích. Các kiểm nghiệm quan trọng bao gồm: kiểm tra số vòng quay tới hạn, kiểm nghiệm độ bền, kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc. Đối với hộp giảm tốc bánh răng, cần tính toán chi tiết các lực tác dụng lên bánh răng và trục, bao gồm lực tiếp tuyến, lực hướng tâm, và momen xoắn. Các ứng suất phải được kiểm nghiệm theo tiêu chuẩn thiết kế để đảm bảo an toàn và hiệu suất hoạt động.

3.1. Thiết kế bộ truyền xích

Bộ truyền xích được sử dụng để truyền động từ động cơ đến hộp giảm tốc. Lựa chọn xích ống con lăn có độ bền cao, hoạt động trơn, tiếng ồn thấp. Cần xác định số răng dĩa xích từ 17-25 để đảm bảo độ mượt của quá trình truyền. Kiểm tra va đập xích trong một giây và xác định khoảng cách trục tối ưu từ 30-50 lần bước xích.

3.2. Thiết kế trục và then

Trục phải được thiết kế để chịu được momen xoắn và các lực phía cạnh sinh ra từ bánh răng và xích. Chọn vật liệu thép công nghiệp (thường C45) với ứng suất cho phép khoảng 80-120 MPa. Then được chọn để truyền momen xoắn an toàn giữa bánh răng và trục, phải kiểm nghiệm mài mòn và cắt.

IV. Hoàn thiện thiết kế và lựa chọn các chi tiết phụ

Giai đoạn cuối của thiết kế hộp giảm tốc bao gồm việc lựa chọn ổ lăn, nối trục, thân máy, bu lông và các chi tiết phụ khác. Ổ lăn được chọn dựa trên tải động, tộc độ quay, và tuổi thọ mong muốn, thường sử dụng ổ lăn hàng cầu hoặc hàng lăn trụ. Nối trục (khớp nối) giữa hộp giảm tốc và máy ngoài phải có đàn hồi tốt để hấp thụ sai lệch quay và giảm chấn động. Thân máy phải có độ cứng cao, bề dầy tối ưu, và thiết kế với các luồng dâu bôi trơn hiệu quả. Cuối cùng, cần xác định dung sai lắp ghép cho các chi tiết (bánh răng, ổ lăn, then, vòng chắn dầu) để đảm bảo chất lượng gia công và hoạt động ổn định.

4.1. Chọn ổ lăn và nối trục

Ổ lăn được lựa chọn từ các bảng tiêu chuẩn dựa trên tải động tương đương và tần số quay. Nối trục đàn hồi như khớp nối nylon-thép hoặc cao su giúp giảm chấn động, bảo vệ các chi tiết máy. Tuổi thọ ổ lăn thường được tính theo công thức L₁₀, đảm bảo hoạt động ổn định trong suốt thời gian sử dụng.

4.2. Chọn thân máy bôi trơn và dung sai lắp ghép

Thân máy hộp giảm tốc được thiết kế với các pác để giảm rung động và tiếng ồn. Dầu bôi trơn được chọn dựa trên nhiệt độ làm việc và tốc độ quay (thường ISO VG 150-220). Dung sai lắp ghép được xác định theo tiêu chuẩn IT để đảm bảo lắp ráp chính xác: bánh răng h7/p6, ổ lăn k6, then n6, vòng chắn h7.

Trích đoạn nội dung tài liệu

CHƯƠNG 1. CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 1.Chọn động cơ điện 1.Xác định công suất cần thiết của trục động cơ Hiệu suất truyền động : Hiệu suất bộ truyền bánh trụ cấp nhanh : Hiệu suất bộ truyền bánh trụ cấp chậm : Hiệu suất của các cặp ổ lăn(4 cặp ổ lăn) : Hiệu suất nối trục đàn hồi : Hiệu suất bộ truyền xích Công suất trên trục công tác : Hệ số tương đương đổi công suất làm việc sang đẳng trị: 8 Công suất cần thiết: 1. Xác định số vòng quay sơ bộ Chọn sơ bộ tỷ số truyền của hệ thống (chọn ux = 2, uhgt = 8) Số vòng quay sơ bộ của động cơ : 1. Chọn động cơ Động cơ điện có thông số phải thỏa mãn : { Theo phụ lục P1.1 Bảng thông số động cơ Kiểu P n cosØ Momen Khối Động cơ (kW) (vg/ph) vô lăng lượng(kg) của roto Dk72-6 14 980 0,83 1,4 2,2 2,3 280 1.

Phân phối tỉ số truyền 1. Tỉ số truyền hệ dẫn động Hộp giảm tốc : Chọn tỉ số truyền hộp giảm tốc là : u hgt = 8 Tỉ số truyền của bộ truyền xích: 9 Phân phối tỉ số truyền trong hộp giảm tốc với u hgt =8 tra bảng (3. Công suất trên các trục *  (không phải chọn lại động cơ) 1. Số vòng quay trên các trục 1.

Momen xoắn trên các trục 10 Bảng 1.2 Thông số kĩ thuật Trục thông Động I II III Công số cơ tác Tỉ số truyền 1 3,08 2,60 2,45 N(vg/ph) 980 980 318,18 122,37 P (kW) 14 11,76 11,30 10,86 T (Nmm) 114600 339163,36 847536,16 CHƯƠNG II. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN 2.1 Tính toán thiết kế bộ truyền xích 2.1 chọn loại xích Chọn loại xích: Bộ truyền xích ống con lăn: - công suất trên trục bánh xích dẫn P = 10,86 kW - số vòng quay = 122,37vòng/phút - tỉ số truyền =2,45 2.2 Xác Định số răng của đĩa xích Xác định các thông số của xích và bộ truyền theo bảng (5.4-trang 80) với =2,45 ta chọn số răng đĩa nhỏ là : =26(răng) Do đó số răng đĩa lớn là : =2,45.26=64(răng) Chọn =64(răng) Tỉ số truyền thực của bộ truyền : 11 Sai số tương đối của chỉ số truyền : < 5% Vì Z2 < Zmax=120 răng nên bộ truyền thỏa mãn điều kiện hạn chế độ tăng bước xích của bộ truyền xích ống .3 Xác định bước xích Theo công thức (5. =1,25 (do bộ truyền làm việc 2 ca) Vậy hệ số điều khiển sử dụng xích là: K= 1.1,25= 2,1125 Theo công thức(6.5) công suất tính toán hệ số răng đĩa dẫn ; hệ số vòng quay = 2,5 với hệ số dãy xích bằng 3 Theo bảng (6.4) tra theo cột =200(vòng/phút) 12 Ta chọn Bước xích Đường kính chốt Chiều dài ống Vận tốc trung bình của xích: Theo bảng (6.5) ta thấy bộ truyền thỏa điều kiện số vòng quay tới hạn đối với bước xích 31,75mm Tính lực vòng trên bánh xích Tính lực tác dụng trên trục: Với do bộ truyền xích được đặt nằm ngang. Kiểm nghiệm bước xích theo công thức (6.13)  Vậy bước xích của bộ truyền thỏa yêu cầu Khoảng cách trục sơ bộ a=40.31,75 =1270mm Số mắt xích Chọn X= 126 mắt xích Xác định lại khoảng cách trục 13 Để tránh xích không chịu lực căng quá lớn, ta cần giảm bớt 1 lượng Chọn a = 1267mm Số lần va đập của bản lề xích trong 1 giây Theo bảng (6.7) ta có số lần va đập i<[i]=25 (ứng với bước xích 31,75) 2.4 Kiểm nghiệm độ bền xích Theo công thức (5.15) Q – tra theo bảng 6.1 tải trọng phá hỏng Q=265,5kN, khối lượng 1 mét xích q=11kg - hệ số tải trọng động, tải trung bình va đập nhẹ chọn =1,3 = 6 bộ truyền nằm ngang Hệ số an toàn đủ bền cho phép [s] tra từ bảng 6.8 Vậy bộ truyền xích đủ bền 2.5 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc theo công thức -hệ số ảnh hưởng đến số răng đĩa xích,z1=26, hệ số ảnh hưởng đến số răng đĩa xích -hệ số tải trọng động; =1,3 14 - hệ số phân bố không đều tải trọng các dãy, = 3 (xích 3 dãy) - lực va đập trên dãy xích A - diện tích chiếu của bản lề ứng với bước xích 31,75, xích 3 dãy, ,mô đun đàn hồi Theo bảng 6.10 ta chọn vật liêu chế tạo đĩa xích là thép C45 tôi cải thiện độ cứng HB170, đạt độ cứng tiếp xúc 2.6 Thông số của bộ truyền xích Thông số Kí Công thức tính đĩa xích hiệu Bánh dẫn Bánh bị dẫn Bước xích pc 31,75mm Số răng đĩa xích z 26 răng 64 răng Đường kính vòng chia d 263,40mm 647,06mm Đường kính vòng đỉnh da 277,35mm 662,16mm Lực tác dụng lên trục Fr 7420,67N Khoảng cách trục a 1267mm Số mắt xích x 126 mắt Vận tốc v 1,683(m/s) 2.

Tính toán thiết kế các chi tiết máy 2. Tính toán thiết kế bộ truyền cấp nhanh Bảng 2. Số liệu truyền cấp nhanh. 15 Công suất Số vòng quay Tỉ số truyền Momen xoắn 2.

Chọn vật liệu nhiệt luyện bánh răng Ta chọn loại vật liệu 2 cấp của bánh răng như nhau với thép C45 cải thiện. Ta chọn như sau : Độ rắn bánh răng nhỏ là 250HB Độ rắn bánh răng lớn là 235HB 2. Ứng suất cho phép 2. Ứng suất tiếp xúc cho phép Khi chưa có kích thước bộ truyền ta có thể tính sơ bộ theo công thức Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với chu kì cơ sở được cho trong bảng 6.2 tr 94 Hệ số tuổi thọ được xác định theo công thức 6.3 trong đó : -số chu kì làm việc tương đương -số chu kì làm việc cơ sở do HB < 350 Số chu kì làm việc tương đương được xác định theo công thức 6.7 trang 93 sách tính toán tiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 16 Ta có: ; Số chu kì làm việc được tính bằng : chu kì chu kì Do thì lấy Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ của từng bánh răng : Đây là bộ truyền bánh răng nghiêng nên ta có : So sánh điều kiện : 17 Thỏa mãn điều kiện.

Ứng suất uốn cho phép Khi chưa có kích thước bộ truyền ta chọn sơ bộ : Giới hạn mỏi uốn tương ứng với chu kì cơ sở được chọn phụ thuộc vào độ rắn bề mặt , phụ thuộc vào phương pháp nhiệt luyện , tra bảng 6.2 trang 94 Số chu kì cơ sở : chu kì (với tất cả loại thép) Số chu kì làm việc tương đương: Do ; Ta bảng 6.2 trang 94 [1] có Ứng suất uốn sơ bộ của từng bánh răng : 2. Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng 18 Chiều rộng vành răng : chiều rộng vành răng được xác đinh theo tiêu chuẩn bảng 6.6 trang 97 Ta chọn : Ta suy ra giá trị dựa vào công thức 6.16 trang 97 ( tra bảng 6.5 trang 95 với bánh răng nghiêng ) Hệ số tập trung tải trọng : Theo bảng 6.7 ứng với sơ đồ 3 ta chọn : 2. Khoảng cách trục Tính khoảng cách cho bánh răng trụ răng nghiêng ta có Do sản xuất nhỏ lẻ , đơn chiếc nên ta chọn 2. Thông số ăn khớp Modun pháp : Theo tiêu chuẩn chọn Số răng các bánh răng : Do là bánh răng nghiêng , theo giả thiết trang 103 ta lấy : 19 Ta có :   Chọn : Số bánh răng bị dẫn : ; chọn Tỉ số truyền thực : Sai số tương đối tỉ số truyền : 2.

Xác định kích thước bộ truyền Khoảng cách trục: Đường kính vòng chia : ; 20 Đường kính vòng lăn : Đường kính vòng đỉnh : Đường kính vòng đáy : Bề rộng vành răng : 2. Chọn cấp chính xác cho bộ truyền Vận tốc bánh răng : Dựa vào bảng 6.13 với bánh răng nghiêng ta chọn cấp chính xác 2. Xác định các giá trị lực tác dụng lên bộ truyền Lực vòng : Lực hướng tâm : với : Lực dọc trục : 21 2. Hệ số tải trọng động Với ; cấp chính xác = 9 Theo bảng (6.16 trang 107) của (Tkhddckt1) bảng (6.

Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc tính toán Trong đó : Hệ số xét đến hình dạng bên mặt tiếp xúc : 22 Với : Cặp bánh răng bằng thép Đối với cặp bánh răng nghiêng Với : Hệ số tải trọng tính : Tính lại ứng suất tiếp xúc cho phép Với : Hệ số ảnh hưởng độ nhám bề mặt + : hệ số ảnh hưởng tới vận tốc vòng : hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng 23 Có : Vậy bánh răng thỏa mãn điều kiện uốn 2. Kiểm nghiệm ứng suất uốn Theo công thức 6.44 trang 108 ta có : ; Trong đó : Với đã xác định ở 2. hệ số tải trọng động (tr108) Số răng tương đương : Chọn bảng 6.18 trang109 với ko sử dụng dịch chỉnh , có x=0 ta được : Vậy bánh răng thỏa mãn điều kiện uốn Bảng 2. Thông số bộ truyền cấp nhanh 24 Thông số Giá trị Khoảng cách trục Chiều cao răng Góc lượn chân răng Khe hở đường kính Modul pháp Chiều rộng vành răng Tỉ số truyền Góc nghiêng răng Số răng bánh răng Hệ số dịch chỉnh Đường kính vòng chia Đường kính vòng lăn Đường kính đỉnh răng Đường kính đáy răng Góc profin răng Góc ăn khớp 2.

Tính toán bộ truyền cấp chậm Bảng 2. Số liệu truyền cấp chậm. Công suất Số vòng quay Tỉ số truyền Momen xoắn 2. Chọn vật liệu và nhiệt luyện bánh răng Ta chọn vật liệu thép C45 cải thiện tương tự bộ truyền cấp nhanh : 25 Độ rắn bánh răng nhỏ : 250HB Độ rắn bánh răng lớn : 235HB 2.

Ứng suất cho phép 2. Ứng suất tiếp xúc cho phép Số chu kì làm việc cơ sở chu kì chu kì Ta có : Do bộ truyền cấp chậm là bánh răng trụ răng thẳng nên : Ta đã có ở phần truyền cấp nhanh : 2. Ứng suất uốn cho phép 26 Do : mà Ứng suất uốn sơ bộ của từng bánh răng theo phần truyền động nhanh ta có : ; 2. Hệ số chiều rộng vành răng và tập trung tải trọng Theo bảng 6.6 trang 97 ta chọn : Ta có : Đối với bánh răng trụ răng thẳng ta chọn theo (bảng 6.5 trang 96[1]) ta được : Hệ số tập trung tải trọng Theo bảng 6.7 trang 98 ứng với sơ đồ 5 có ta chọn : 2.

Khoảng cách trục Do sản xuất nhỏ lẻ đơn chiếc nên ta chọn : 2. Thông số ăn khớp Modun pháp : Chọn 27 Số răng trên các bánh răng Tổng 3 số răng là : răng Số răng bánh dẫn : Chọn : răng Số răng bị dẫn : Tính lại tỉ số truyền : Sai số tỉ số truyền : Góc ăn khớp : 2.