Đồ Án Thiết Kế Hướng Dẫn Trình Bày Thuyết Minh và Bản Vẽ Hộp Giảm Tốc - Đại Học Bách Khoa TP.HCM

Đồ án nghiên cứu thiết kế hướng dẫn trình bày thuyết minh và bản vẽ hộp giảm tốc, thiết kế chi tiết, tính toán kỹ thuật theo tiêu chuẩn, đánh giá tính khả thi dự án.

• Tác giả: Nguyễn Kiên Đức
• Người hướng dẫn: Thân Trọng Khánh Đạt
• Trường học: Đại học Quốc gia Thành phố Hồ Chí Minh, Trường Đại học Bách Khoa
• Chuyên ngành: Thiết kế Máy
• Đề tài: Hướng Dẫn Trình Bày Thuyết Minh và Bản Vẽ Hộp Giảm Tốc
• Loại tài liệu: Đồ án thiết kế
• Năm xuất bản: 2023
• Địa điểm: Thành phố Hồ Chí Minh

Tóm tắt

I. Khái Niệm và Vai Trò Của Hộp Giảm Tốc Trong Hệ Thống Truyền Động

Hộp giảm tốc là một thiết bị cơ khí quan trọng trong các hệ thống truyền động công nghiệp. Nó có chức năng chính là giảm tốc độ quay của trục động cơ thành tốc độ thấp hơn phù hợp với yêu cầu của máy móc, đồng thời tăng mô men xoắn tương ứng. Trong các ứng dụng như máy trộn, hộp giảm tốc đóng vai trò thiết yếu trong việc điều khiển và tối ưu hóa công suất làm việc. Thiết kế hộp giảm tốc chi tiết và chính xác đòi hỏi phải tính toán kỹ lưỡng các thông số kỹ thuật như tỉ số truyền, công suất, và các yếu tố ảnh hưởng đến độ bền. Việc hiểu rõ vai trò của hộp giảm tốc giúp các kỹ sư thiết kế được các hệ thống hiệu quả, bền vững và an toàn.

1.1. Định Nghĩa Hộp Giảm Tốc

Hộp giảm tốc là thiết bị chứa các bộ truyền (bánh răng, xích) nhằm chuyển đổi tốc độ quay. Nó bao gồm các trục, ổ lăn, dầu bôi trơn và vỏ bảo vệ. Công suất truyền được xác định dựa trên hiệu suất hệ thống bao gồm hiệu suất ổ lăn, bánh răng, và xích.

1.2. Ứng Dụng Thực Tế Của Hộp Giảm Tốc

Hộp giảm tốc được sử dụng rộng rãi trong máy trộn công nghiệp, với số vòng quay từ 20 đến 50 rpm. Thời gian phục vụ kéo dài 7 năm với 272 ngày làm/năm và 3 ca làm việc/ngày yêu cầu thiết kế phải đảm bảo độ bền cao.

II. Quy Trình Chọn Động Cơ Điện và Tính Toán Công Suất

Chọn động cơ điện phù hợp là bước đầu tiên và quan trọng nhất trong thiết kế hộp giảm tốc. Công suất động cơ phải được tính toán dựa trên tải trọng thay đổi theo bậc, hiệu suất của toàn hệ thống, và điều kiện làm việc thực tế. Hiệu suất truyền động là tích của các hiệu suất thành phần: hiệu suất nối trục (0,99), hiệu suất xích (0,92), hiệu suất bánh răng (0,97), và hiệu suất ổ lăn (0,99). Công suất cần thiết được xác định bằng công thức tính công suất tương đương, khẳng định rằng tải trọng thay đổi đòi hỏi phải tính toán một công suất trung bình tương đương. Để đảm bảo hộp giảm tốc hoạt động ổn định, công suất động cơ được chọn lớn hơn công suất tính toán, thường chọn động cơ 11KW loại 180L với tốc độ 730 vòng/phút.

2.1. Tính Hiệu Suất Hệ Thống

Hiệu suất toàn hệ thống = 0,99 × 0,92 × 0,97 × 0,99 = 0,823. Công suất tương đương với tải trọng biến đổi được tính từ công thức: √[(T₁²×t₁ + T₂²×t₂)/(t₁ + t₂)] × n, cho kết quả 7,9 KW.

2.2. Chọn Động Cơ Thích Hợp

Công suất động cơ = 7,9 ÷ 0,823 = 8,287 KW, chọn động cơ 11KW loại 180L có tốc độ 730 rpm. Tỉ số truyền toàn hộp u = 16, chia đều cho 2 cấp: u₁ = u₂ = 4.

III. Thiết Kế Bộ Truyền Xích và Bánh Răng

Bộ truyền xích và bộ truyền bánh răng là hai thành phần chính của hộp giảm tốc. Bộ truyền xích được sử dụng ở cấp đầu tiên với tỉ số truyền 2,28, số vòng quay 45,625 rpm, và công suất 8,673 KW. Lựa chọn xích con lăn với số mắt xích 102, bước xích 44,45 mm, khoảng cách trục 1333,5 mm. Bánh răng trụ răng nghiêng được thiết kế cho cấp thứ hai, với tỉ số truyền 4, giảm tốc độ xuống 20 rpm phù hợp với yêu cầu máy trộn. Ứng suất cho phép được xác định dựa trên vật liệu, loại ăn khớp, và điều kiện làm việc. Kiểm nghiệm bền mỏi và kiểm nghiệm quá tải được thực hiện để đảm bảo an toàn và độ bền của các chi tiết.

3.1. Thiết Kế Bộ Truyền Xích

Chọn xích con lăn loại 1 dãy, số răng đĩa xích nhỏ z₁ = 25, đĩa lớn z₂ = 57. Công suất tính toán = 8,673 × 1,092 = 13,219 KW < [P] = 14,7 KW. Hệ số tải trọng k = 1,392 (tính cho 3 ca/ngày).

3.2. Thiết Kế Bánh Răng Trụ Răng Nghiêng

Bánh răng cấp 2 có tỉ số truyền u₂ = 4, số vòng quay n₃ = 20 rpm, mô men xoắn T₃ = 3.772.250 Nmm. Vật liệu được chọn là thép hợp kim có độ cứng cao, ứng suất cho phép bò = 450 MPa, ứng suất cho phép gãy = 1600 MPa.

IV. Tối Ưu Hóa Thiết Kế Vỏ Hộp và Các Chi Tiết Phụ

Thiết kế vỏ hộp giảm tốc phải đảm bảo khả năng chứa đựng, tản nhiệt hiệu quả, và dễ bảo dưỡng. Vỏ hộp được thiết kế với các cửa thăm để kiểm tra dầu, nút tháo dầu để xả dầu cũ, và vòng chắn dầu để ngăn chặn rò rỉ. Dung sai lắp ghép được chọn phù hợp với từng chi tiết để đảm bảo độ chính xác cao. Bôi trơn là yếu tố quan trọng, sử dụng dầu động cơ loại EP với nhớt thích hợp. Các chi tiết phụ như bu lông vòng, chốt định vị được lựa chọn dựa trên bảng tiêu chuẩn quốc tế. Lựa chọn cửa thăm và các thiết bị kiểm tra khác giúp đơn giản hóa quá trình bảo trì và kéo dài tuổi thọ của hộp giảm tốc.

4.1. Thiết Kế Vỏ Hộp và Hệ Thống Bôi Trơn

Vỏ hộp được thiết kế với dung tích dầu phù hợp để bôi trơn tất cả các chi tiết. Sử dụng dầu động cơ EP với nhớt ISO VG 220. Hệ thống bôi trơn bằng phun dâu hoặc ngâm dầu tùy theo cấu hình, đảm bảo hiệu suất ổ lăn đạt 0,99.

4.2. Chọn Dung Sai Lắp Ghép Chi Tiết

Dung sai then H7/p6, dung sai bánh răng IT6-IT7, dung sai ổ lăn IT5. Vòng chắn dầu được chọn loại tiếp xúc đơn hoặc kép tùy theo yêu cầu. Các bu lông vòng M12 x 1.5, các nút tháo dầu loại chuẩn ISO đảm bảo dễ dàng bảo dưỡng.

Trích đoạn nội dung tài liệu

ĐẠI HỌC QUỐC GIA THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA KHOA CƠ KHÍ BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY ĐỒ ÁN THIẾT KẾ HƯỚNG DẪN TRÌNH BÀY THUYẾT MINH VÀ BẢN VẼ HỘP GIẢM TỐC SVTH: Nguyễn Kiên Đức MSSV: 2210795 GVHD: Thân Trọng Khánh Đạt TP. Hồ Chí Minh, …/2023 Type equation here.9 Số vòng quay trên thùng trộn n (rpm) = 20 Thời gian phục vụ L (years) = 7 Số ngày làm/năm Kng (ngày) = 272 Số ca làm việc trong ngày (ca) = 3 𝑡1 (giây) = 39 𝑡2 (giây) = 20 T1 = T T2 = 0.5T 2 Thân Trọng Khánh Đạt Type equation here. Mục lục 1 Chọn động cơ điện: .1 Chọn hiệu suất của hệ thống: .2 Tính toán công suất cần thiết: .3 Chọn động cơ điện:. 6 2 Phân phối tỉ số truyền:.1 Phân phối công suất trên các trục: .2 Tính toán số vòng quay các trục: .3 Tính toán mô ment xoắn trên các trục: .4 Bảng đặc tính.

8 3 Thiết kế bộ truyền xích: .1 Tính kiểm nghiệm về độ bền .2 Xác định thông số đĩa xích .3 Xác định lực tác dụng trên trục :. 13 4 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG .1 Bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm .2 Xác định ứng suất cho phép:.3 Ứng suất cho phép .4 Xác định các thông số ăn khớp .5 Kiểm nghiệm răng về độ bền .6 Kiểm nghiệm răng về quá tải. 20 5 Thiết kế trục- chọn then: .1 Thông số tính toán: .2 Chọn vật liệu trục .4 Tải trọng tác dụng lên trục :. 41 3 Thân Trọng Khánh Đạt Type equation here.

45 7 THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ .1 Sơ bộ về hộp giảm tốc: .2 Lập các thông số của hộp giảm tốc:.3 Các chi tiết phụ: .4 Bôi trơn ổ lăn và hộp giảm tốc .5 Chọn dung sai lắp ghép. 51 4 Thân Trọng Khánh Đạt Type equation here. Chọn động cơ điện. 6 Bảng 2 Bảng đặc tính.

8 Bảng 3 Thông số bánh răng. 20 Bảng 4 Bảng đặc tính. 21 Bảng 5 Bảng tiết diện. 39 Bảng 6 Bảng chọn then.

40 Bảng 7 Kiểm nghiệm trục. 40 Bảng 8 Lựa chọn cửa thăm. 49 Bảng 9 Lựa chọn bu lông vòng. 49 Bảng 10 Lựa chọn nút tháo dầu.

50 Bảng 11 Lựa chọn chốt định vị. 50 Bảng 12 Dung sai lắp rắp then. 51 Bảng 13 Dung sai bánh răng. 52 Bảng 14 Dung sai ổ lăn.

52 Bảng 15 Dung sai vòng chắn dầu. 53 5 Thân Trọng Khánh Đạt Type equation here. 1 Chọn động cơ điện: 1.1 Chọn hiệu suất của hệ thống: Hiệu suất truyền động: 2 4 𝜂ℎ𝑡 = 𝜂𝑘𝑛 𝜂𝑥 𝜂𝑏𝑟 𝜂𝑜𝑙 = 0,99.1) 𝜂𝑥 Hiệu suất bộ truyền xích = 0,92 𝜂𝑘𝑛 Hiệu suất nối trục = 0,99 𝜂𝑏𝑟 Hiệu suất bánh răng = 0,97 𝜂𝑜𝑙 Hiệu suất ổ lăn = 0,99 1.2 Tính toán công suất cần thiết: Tải trọng thay đổi theo bậc ta cần xác định : 𝑇𝑖 2 𝑇1 2 𝑇2 2 ∑ √ ( 𝑇 ) 𝑡𝑖 √( ) 𝑡1 + ( 𝑇 ) 𝑡2 (1)2 39 + (0,5)2 20 𝑃𝑡𝑑 = 𝑃 =𝑃 𝑇 = 7,9√ = 6.2) ∑ 𝑡𝑖 𝑡1 + 𝑡2 39 + 20 Công suất cần thiết trên động cơ: 𝑃𝑡𝑑 6,822 𝑃𝑑𝑐 = = = 8,287KW (1.3) 𝜂ℎ𝑡 0,823 Tỉ số truyền trên hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp (8~40) chọn 16 Vì hộp giảm tốc là đồng trục nên ta có 𝑢1 = 𝑢2 = √𝑢ℎ = √16 1.3 Chọn động cơ điện: Ta chọn động cơ có công suất 11KW Bảng 1. Chọn động cơ điện Loại động cơ 𝑛đ𝑐 𝑛𝑑𝑐 𝑢ℎ𝑔𝑡 𝑢ℎ𝑡 𝑢ℎ𝑡 ( ) 𝑢𝑥 = 𝑛𝑐𝑡 𝑢ℎ𝑔𝑡 160MA 2935 146,75 16 9,171 6 Thân Trọng Khánh Đạt Type equation here.

160M 1460 73 16 4,5625 160L 970 48,5 16 3,301 180L 730 36,5 16 2,281 Vậy chọn động cơ 180L 2 Phân phối tỉ số truyền: 2.1 Phân phối công suất trên các trục: 𝑃𝑐𝑡 = 7,9 Kw 𝑃𝑐𝑡 7,9 𝑃3 = = = 8,673 Kw (2.2 Tính toán số vòng quay các trục: 𝑛đ𝑐 = 730 𝑣ò𝑛𝑔/𝑝ℎú𝑡 𝑛𝑑𝑐 = 𝑛1 = 730(vòng/phút) (2.8) 𝑢𝑥 2,281 7 Thân Trọng Khánh Đạt Type equation here.3 Tính toán mô ment xoắn trên các trục: Moment xoắn trên trục động cơ: 9,55.4 Bảng đặc tính Bảng 2 Bảng đặc tính Động cơ I II III Công tác Công suất P 9,594 9,404 9,031 8,673 7,9 (KW) Tỉ số truyền u 1 4 4 2,28 Số vòng quay n 730 730 182,5 45,625 20,002 (vòng/ phút) Momen xoắn T 125510,5497 123024,9315 472581,0959 1815389.589 3772250 (Nmm) 8 Thân Trọng Khánh Đạt Type equation here. PHẦN 2 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY 3 Thiết kế bộ truyền xích: ❖ Công suất trên đĩa xích nhỏ của bộ truyền xích là công suất trên trục 3 với : 𝑃3 = 8,673 Kw 𝑢𝑐𝑡 = 2,28 𝑛3 = 45,625 Vì số vòng quay nhỏ , tải trọng tĩnh nhẹ nên ta chọn loại xích con lăn ❖ Dựa vào bảng 5.4 tài liệu [1] với u=2,28 ta chọn số răng đĩa xích nhỏ z1= 25, số răng đĩa xích lớn 𝑧1 = 𝑧2 = 𝑢𝑥 = 25.2,28 = 57 < 𝑧𝑚𝑎𝑥 = 120 Theo công thức (5.6 tài liệu [1] thì hệ số k: 𝑘 = 𝑘𝑜 𝑘𝑎 𝑘𝑑𝑐 𝑘𝑏𝑡 𝑘𝑑 𝑘𝑐 (3.1) Với 𝑘0 = 1 Hệ số kể đến ảnh hưởng của bộ truyền 𝑘𝑎 = 1 Hệ số kể đến khoảng cách trục của chiều dài xích (𝑎 = (30 ÷ 50)𝑝) 𝑘𝑑𝑐 = 1Hệ số ảnh hưởng việc điều chỉnh lực xích căng 𝑘𝑏𝑡 = 0,8 Hệ số kể đến bôi trơn 𝑘𝑑 = 1,2 Hệ số tải trọng 𝑘𝑐 = 1,45 Hệ số ca làm việc ( 3 ca / 1 ngày) → 𝑘 = 1.1,45 = 1,392 ❖ Công suất tính toán 1 𝑃 = 𝑃3 .1,095 =13,219 KW Ở đây ta có : 25 𝑍1 = 25, 𝑘𝑧 = = 1 với 𝑛01 = 50 (rpm) 25 9 Thân Trọng Khánh Đạt Type equation here.5 tài liệu [1] với n01=50 vòng/phút, chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích pc=44,45 mm thỏa mãn điều kiện bền mỏi Pt < [P] = 14,7 Kw và bước xích pc=44,45 < Pmax ❖ Khoảng cách trục 𝑎 = 30𝑝𝑐 = 30.44,45 = 1333,5 𝑚𝑚 ❖ Số mắt xích ( Theo công thức 5. 1333,5 Lấy số mắc xích chẵn là x=102 tính lại theo công thức khoảng cách trục (5. [102 − + √(102 − ) − 2( ) ] = 1336mm 2 2 𝜋 Để xích không chịu một lực căng quá lớn , giảm a một lượng bằng : ∆𝑎 = 0,004.2) Số lần va đập của xích:(Theo công thức 5.1 Tính kiểm nghiệm về độ bền ❖ Theo công thức (8.15) trang 85 [1]: 𝑄 𝑠= 𝑘𝑑 𝐹𝑡 + 𝐹0 + 𝐹𝑣 Với: 10 Thân Trọng Khánh Đạt Type equation here.

Q tải trọng phá hủy.2] tài liệu [1] Q=172400N , khối lương 1m xích q=7,5 Kd Hệ số tải trọng , Kđ= 1,2 Vận tốc: 𝑧.3) 𝑣 0,845 Lực căng do li tâm : 𝐹𝑣 = 𝑞𝑣 2 = 7,5.8452 = 5,335N Lực căng do trọng lượng bánh xích bị dộng sinh ra , do bộ truyền nằm ngang , nghiêng một góc < 40° nên chọn 𝑘𝑓 = 4 𝐹0 = 9,81. Vậy s > [s] : Bộ truyền xích đủ bền 3.2 Xác định thông số đĩa xích ❖ Đường kính đĩa xích ( Theo công thức 5.17 tài liệu [1]) 𝑝 44,45 𝑑1 = 𝜋 = 𝜋 = 353,72 mm ⁄𝑍1 ⁄25 𝑝 44,45 𝑑1 = 𝜋 = 𝜋 = 806,485 mm ⁄𝑍2 ⁄57 11 Thân Trọng Khánh Đạt Type equation here.5) Với 𝑑1 = 25,7 Đường kính vòng đáy răng : 𝑑𝑓1 = 𝑑1 − 2𝑟 = 353,72 − 2.12,964 = 780,557 Kiểm nghiệm độ bền của đĩa xích theo công thức (5.18), tài liệu [1]: 𝜎𝐻 = 0,47√𝑘𝑟 (𝐹𝑡 𝐾𝑑 + 𝐹𝑣𝑑 )𝐸/(𝐴𝑘𝑑 ) ≤ [𝜎𝐻 ] ❖ Đĩa xích 1 : 𝐹𝑡 = 10263,90 N lực vòng 𝑘𝑟 = 0,41 hệ số rảnh hưởng số răng đĩa xích z=25 𝑘đ = 1,2 Hệ số tải va đạp nhẹ 𝑘đ = 1 Hệ số tải phân bố không đều 𝐹𝑣𝑑 = −13. 1 = 5,209 N Lực va đập trên 1 dãy 𝐸 = 2,1. 105 ∶ Mpa Modun đàn hồi 𝐴 = 473 𝑚𝑚2 : Diện tích chiếu của bản lề Độ bền tiếp xúc của đĩa xích 1 : 𝑘𝑟 (𝐹𝑡 𝐾𝐷 + 𝐹𝑣𝑑 ) 𝜎𝐻 = 0,47.

√ 𝐴𝑘𝑑 12 Thân Trọng Khánh Đạt Type equation here. Do đó ta dùng thép 45 tôi ram , ứng suất cho phép là 900 Mpa ❖ Đĩa xích 2 : 𝐹𝑡 = 10263,90 N lực vòng 𝑘𝑟 = 0,23 hệ số rảnh hưởng số răng đĩa xích z=57 𝑘đ = 1,2 Hệ số tải va đạp nhẹ 𝑘đ = 1 Hệ số tải phân bố không đều 𝐹𝑣𝑑 = −13. 1 = 5,209 N Lực va đập trên 1 𝑘𝑟 (𝐹𝑡 𝐾𝐷 + 𝐹𝑣𝑑 ) 𝜎𝐻 = 0,47. Do đó ta dùng thép 45 tôi ram , ứng suất cho phép là 900 Mpa 3.3 Xác định lực tác dụng trên trục : 𝐹𝑟 = 𝐾𝑥 .10263,90 = 11803,485 Trong đó với bộ truyền nghiêng một góc nhỏ hơn 40° , 𝑘𝑥 = 1,15 4 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG Thông số kỹ thuật: Thời gian phục vụ : L= 7 năm Quay 1 chiều : 8 giờ/ 1ca, 3 ca/1 ngày, 272 ngày / 1 năm Cặp bánh răng cấp nhanh ( bánh trang trụ răng nghiêng ) Tỷ số truyền : 𝑢𝑏𝑟1 = 4 13 Thân Trọng Khánh Đạt Type equation here.

Số vòng quay trục dẫn : 𝑛1 = 730 vòng/phút Moment xoắn T trên trục dẫn : 𝑇1 = 125510,5491 Nm Cặp bánh răng cấp chậm ( bánh trang trụ răng nghiêng ) Tỷ số truyền : 𝑢𝑏𝑟2 = 4 Số vòng quay trục dẫn : 𝑛1 = 182,5 vòng/phút iMoment xoắn T trên trục dẫn : 𝑇1 = 472581,0959 Nm 4.1 Bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm Chọn vật liệu: Do bộ truyền có tải trọng trung bình, không có yêu cầu gì đặc biệt.1, tài liệu [1] ta chọn vật liệu cặp bánh răng như sau : Bánh răng chủ động thép 45 tôi cải thiện độ rắn HB241…HB286 có 𝜎𝑏1 = 850 Mpa, 𝜎𝑐ℎ1 = 580 𝑀𝑝𝑎 , ta chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB1=245HB Bánh răng bị động thép 45 tôi cải thiện độ rắn HB192…HB240 có 𝜎𝑏2 = 750 Mpa, 𝜎𝑐ℎ2 = 450 𝑀𝑝𝑎 , ta chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB2=230HB 4.2 Xác định ứng suất cho phép: Số chu kì làm việc cơ sở:T Số chu kì thay đổi ưng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc: 𝑁𝐻01 = 30𝐻𝐵1 2. 107 (chu kì) Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi về uốn : 𝑁𝐹𝑂1 = 𝑁𝐹02 = 4.108 𝐶ℎ𝑢 𝑘ì 𝑇 39 + 20 𝑇 39 + 20 14 Thân Trọng Khánh Đạt Type equation here. 108 (chu kì ) 𝑢 4 Ta thấy (𝑁𝐻𝐸1 > 𝑁𝐻𝑂1 , 𝑁𝐻𝐸2 > 𝑁𝐻𝑂2 , 𝑁𝐹𝐸1 > 𝑁𝐹𝑂1 , 𝑁𝐹𝐸2 > 𝑁𝐹𝑂2 ) nên chọn 𝑁𝐻𝐸 = 𝑁𝐻𝑂 để tính toán Suy ra 𝐾𝐻𝐿1 = 𝐾𝐻𝐿2 = 𝐾𝐹𝐿1 = 𝐾𝐹𝐿2 = 1 4.3 Ứng suất cho phép Theo bảng 6.2 Tài liệu [1] với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn 180.350 0 Giowis hạn mỏi tiếp xúc 𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚 = 2𝐻𝐵 + 70 ; 𝑆𝐻 = 1.