Chọn động cơ điện cho hệ dẫn động cơ khí

Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hớng dẫn: Đoàn Yên Thế
lời nói đầu
Tính toán thiết kế hệ đẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu
trong nhiều chơng trình đào tạo kĩ s cơ khí nhằm cung cấp các kiến thức cơ sở
cho sinh viên về kết cấu máy.
Khi thiết kế hệ thống dẫn đọng cơ khí chúng ta cần và sẽ nắm đợc
những vấn đề cơ bản về máy và hê thống dẫn động. (tính toán thiết kế theo
các chỉ tiêu chủ yếu về khả năng làm vệc,thiết kế vỏ,khung.Chọn cấp chính
xác lắp ghép, tra dung sai ,số liệu và trình bày bản vẽ là những thao tác cần
thiết không thể thiếu đợc nhằm phục vụ cho công việc tính toán.
Đối với mỗi sinh viên học nghành cơ khí đây có thể xem nh là đồ án
đầu tay của mình nhng nó tổng hợp đợc tất cả những kiến thức cơ bản trong
những năm học vừa qua.Do vậy , tuy đối với mổi sinh viên có đầu đề thiết kế
cụ thể các hệ dẫn động khác nhau nhng chung quy lại nó đòi mổi ngời cần
phải có những kiến thức nhất định thì mới giải quyết đợc yêu cầu đặt ra. Đồng
thời qua đồ án môn học này đa sinh viên tiếp xúc dần với thực tế hơn và từ đó
xác định rỏ hơn công việc thực tế của nghành nghề trong nay mai để từ đó xác
định rõ hơn nhiệm vụ học tập của mình bây giờ.
Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:1
Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hớng dẫn: Đoàn Yên Thế
MụC LụC
Trang
Phần I : Chọn động cơ
I . Chọn động cơ điện dẫn động cho hệ dẫn động cơ khí.....................3
Phần II : Phân phối tỷ số truyền cho các bộ truyền
I . Xác địng tỷ số truyền cho toàn bộ hệ thống và cho từng bộ
truyền.................................................................................................................7
Phần III : Thiết kế các bộ truyền
I . Bộ truyền bánh răng nghiêng...........................................................10
II . Bộ truyền trục vít bánh vít...........................................................20
III . Bộ truyền xích...............................................................................26

Phần IV : Tính thiết kế trục
I . Chọn vật liệu...................................................................................30
II . Thiết kế trục..................................................................................30
Phần V : Thiết kế gối đỡ trục
I . Căn cứ vào tải trọng chọn sơ bộ loại ổ lăn....................................52
II . Chọn cấp chính xác của ổ............................................................53
III . Chọn kích thớc ổ theo tải trọng................................................53
Phần VI : Thiết kế vỏ hộp giảm tốc
I . Tính chọn khớp nối.......................................................................62
II . Thiết kế vỏ hộp giam tốc.............................................................64
Phần VII : Dung sai lắp ghép
I . Chọn cấp chính xác......................................................................74
II . Chọn kiểu lắp và dung sai lắp ghép.............................................75
Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:2
Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hớng dẫn: Đoàn Yên Thế
Phần I: Chọn động cơ điện cho hệ dẫn động cơ khí
1. Xác định công suất cần thiết (Pct)


=
t
ct
P
P
(1-1) Trong đó: Pct : Là công suất cần thiết trên trục động cơ
Pt : Là công suất tính toán làm việc trên trục
máy công tác.
: Hiệu suất của toàn bộ hệ thống.
* Xác định hiệu suất
=

1
.
2
.
3
.
4
. (
5
)
4
Trong đó:

1
= 0,99 : Hiệu suất của bộ nối trục di động


2
= 0,96 : Hiệu suất của bộ truyền bánh răng nghiêng

3
= 0,8 : Hiệu suất của bộ truyền trục vít

4
= 0,9 : Hiệu suất của bộ truyền xích

5
= 0,99 : Hiệu suất của các cặp ổ lăn trên trục
Các trị số
1

,
2
,
3
,
4
,
5
đợc chọn ở bảng 2.3 trang 19
Vậy : =
1
.
2
.
3
.
4
. (
5
)
4
= 0,99.0,96. 0,8. 0,9. 0,99
4
= 0,657
(1-2)
* Xác định công suất tính toán làm việc (Pt) :
Theo đề bài ra ta thấy động cơ làm việc với tải trọng thay đổi
- Xác định độ dài làm việc tơng đối ts%

100.

ttt
t
100.
t
t
%ts
021
lv
ck
lv
++
==

Trong đó : t
lv
= t
1
+ t
2
: Thời gian làm việc
t
ck
= t
1
+ t
2
+ t
0
: Chu kì làm việc
t

0
: Thời gian nghỉ
Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:3
Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hớng dẫn: Đoàn Yên Thế
- Theo đề bài: t
1
= 5(giờ) ; t
2
= 2(giờ) ; t
0
= 1(giờ)


Vậy :
Động cơ đợc coi nh làm việc trong chế độ dài hạn với tải trọng thay đổi
Do đó công suất đợc xác định theo công thức sau:

21
2
2
1
2
1
2
1
1
1tdt
tt
t.
P

P
t.
P
P
.PPP
+








+








==

Trong đó : P
1
là công suất ứng với tải trọng 1
P
2

là công suất ứng với tải trọng 2
- Tải trọng P
1
đợc xác định theo công thức sau:

1000
v.F
P
1
=

Trong đó: F: Là lực kéo lớn nhất trên băng tải
v: Vận tốc băng tải
Theo đề bài : F = 8200 (N)
v = 0,15 (m/s)

23,1
1000
15,0.8200
1
==P
(KW)
Ta có : P và T tỷ lệ thuận theo công thức :
9550
n.T
P =

Theo đề bài: T
2
= 0,8 T

1

8,0
T
T
1
2
=

8,0
P
P
1
2
=


( ) ( )
165,1
25
2.8,05.1
.23,1
22
=
+
+
==
tdt
PP
(KW) (1-3)

Từ 1-2 và 1-3 thay vào 1-1 :

773,1
657,0
165,1
==
ct
P
(KW)
Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:4
%60%5,87100.
8
7
100.
125
25
%ts
==
++
+
=
Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hớng dẫn: Đoàn Yên Thế
2. Xác định số vòng quay sơ bộ : (n
sb
)
Số vòng quay sơ bộ đợc xác định theo công thức sau:
n
sb
= u
t

. n
lv
(1-4)
Trong đó : n
lv
:Là số vòng quay của trục máy công tác
u
t
: Là tỉ số truyền
- Xác định tỉ số truyền : u
t
= u
1
.u
2
(1-5)
Trong đó: u
1
: Là tỉ số truyền của HGT Bánh răng - trục vít
u
2
: Là tỉ số truyền của bộ truyền xích
Dựa vào bảng 2.4 ta chọn u
1
= 85 ; u
2
= 2
u
t
= 170

- Xác định số vòng quay của trục máy công tác (n
lv
)
Số vòng quay của trục máy công tác đợc xác định bằng công thức sau:

D.
v.1000.60
n
lv

=
(1-6)
Trong đó : v: Là vận tốc của tang
D : Đờng kính tang
Theo đề bài có : v = 0,15 (m/s)
D = 350 (mm)
Thay vào công thức 1-6 :
185,8
350.14,3
15,0.1000.60
==
lv
n
(vòng/phút)
Thay 1-5 và 1-6 vào 1-4 ta đợc: n
sb
= 170.8,185 = 1391,45(vòng/ phút)
3. Chọn động cơ :
Dựa vào bảng phụ lục 1.3 và công suất cần thiết : Pct = 1,773 KW
Kết hợp với điều kiện n

đb
n
sb

Pđc > Pct
Do đó ta chọn n
đb
= 1500 (vòng /phút)
Pđc = 2,2 KW
Vậy động cơ ta chọn là kiểu 4AX90L4Y3 có:
Pđc = 2,2 KW
Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:5
Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hớng dẫn: Đoàn Yên Thế
n
đc
= 1420 (vòng/phút)

2,2
T
T
dn
max
=
;
2
T
T
dn
k
=

* Kiểm tra điều kiện mở máy

3,1
T
T
dn
mm
=
<
2
T
T
dn
k
=
Điều kiện mở máy đợc thoả mãn
Kiểm tra điều kiện quá tải : Đã đợc thoả mãn
Phần II: xác định tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống và
cho từng bộ truyền.
I. Phân phối tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống.
1. Xác định tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống (u
t
).

488,173
185,8
1420
===
lv

dc
t
n
n
u
(2-1)
2. Phân phối tỉ số truyền cho HGT (u
h
) và bộ truyền ngoài (u
n
)
u
t
= u
h
. u
n
(2-2)
Xác định u
h
và u
n

Dựa vào sơ đồ hệ thống dẫn động cơ khí và bảng 2.4 ta chọn bộ truyền
ngoài (Bộ truyền xích) có : n
x
= 2

744,86
2

488,173
===
x
t
h
u
u
u
3. Phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền trong HGT.
Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:6
Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hớng dẫn: Đoàn Yên Thế
Ta có : u
h
= u
1
. u
2

Trong đó : u
h
:Là tỉ số truyền của HGT
u
1
: Là tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng nghiêng
u
2
: Là tỉ số truyền của bộ truyền trục vít bánh vít
Dựa vào đồ thị hình3.25 ta chọn đợc tỉ số truyền u
1
của bộ truyền bánh

răng nh sau:
Với c = 1,1 (Đối với bộ truyền bánh răng nghiêng)
u
h
= 86,744 Ta tra đồ thị nhận đợc u
1
= 3,614 u
2
=
61,3
744,86
= 24
* Tính lại u
n
:
2
614,3.24
488,173
.
21
===
uu
u
u
t
n

4. Xác định công suất , mômen và số vòng quay trên các trục
Trên trục I (trục nối với trục động cơ):
P

I
= P
ct
.
ol
= 1,773.0,99 = 1,738 (KW)
n
I
= n
đc
= 1420 (vòng/phút)
T
I
=
11689
1420
738,1
10.55,9.10.55,9
66
==
I
I
n
P
(N.mm)
Trên trục II:
P
II
= P
I

.
br
.
ol
= 1,738.0,96.0,99 = 1,652 (KW)
n
II
=
916,392
614,3
1420
==
I
I
u
n
(vòng/phút)
T
II
=
( )
mmN
n
P
II
II
.40153
916,392
652,1
10.55,9.10.55,9

66
==

Trên trục III:
P
III
= P
II
.
Bv
.
ol
= 1,652 . 0,8 . 0,99 = 1,308 (KW)
n
III
=
372,16
24
916,392
==
II
II
u
n
(vòng/phút)
T
III
=
762973
372,16

308,1
10.55,9.10.55,9
66
==
III
III
n
P
(N.mm)
Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:7
Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hớng dẫn: Đoàn Yên Thế
Trên trục IV:
P
IV
= P
III
.
xích
.
ol
= 1,308 .0,9 . 0,99 = 1,165 (KW)
n
IV
=
186,8
2
372,16
==
III
III

u
n
(vòng/phút) với u
3
= u
n
= 2
T
IV
=
1359119
186,8
165,1
10.55,9.10.55,9
66
==
IV
IV
n
P
(N.mm)

Lập bảng phân phối tỉ số truyền
Trục
Thông số
(Động
cơ)
1 2 3
Công suất P, kW 1,773 1,738 1,652 1,308
Tỉ số truyền u

1
3,61
4
24
2
Số vòng quay n 1420 1420 392,916 16,372
Mômen xoắn T,
N.mm
11924 11689 40153 762973
phần III: thiết kế các bộ truyền
A. Thiết kế bộ truyền trong HGT .
I. Bộ truyền bánh răng nghiêng.
1.Chọn vật liệu
Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:8
Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hớng dẫn: Đoàn Yên Thế
Dựa vào bảng 6.1 và phần I , đối với bộ truyền bánh răng có công suất trung
bình ta chọn vật liệu cho cả hai bánh là thép các bon chất lợng thờng : Thép CT45
tôi cải thiện.
Tra bảng 6.1 ta có : Thép CT45 tôi cải thiện có:
- Bánh răng nhỏ
Kích thớc S (mm) không lớn hơn : 60
Độ rắn: HB
1
=240 MPa
Giới hạn bền
b1
(MPa) : 850
Giới hạn chảy
ch1
(MPa) : 580

- Bánh răng lớn
Kích thớc S (mm) không lớn hơn : 100
Độ rắn: HB
2
= 230 MPa
Giới hạn bền
b2
(MPa) : 750
Giới hạn chảy
ch2
(MPa) : 450
Chú ý: Để đảm bảo sức bền đều của răng và khả năng chạy mòn của bộ truyền
nên nhiệt luyện bánh răng lớn có độ rắn mặt răng thấp hơn bánh răng nhỏ :
HB
1
= HB
2
+ (10 đến 15)
2. Xác định ứng suất cho phép
- ứng suất cho phép tiếp xúc [
H
] và ứng suất uốn cho phép đợc xác định
theo công thức sau:

[ ]
HLXHVR
H
0
limH
H

K.K.Z.Z
S







=

[ ]
FLFCXFSR
F
0
limF
F
K.K.K.Y.Y
S







=

Trong đó : Z
R

:Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc
Z
V
: Hệ số xét đến ảnh hởng của vận tốc vòng
K
XH
:Hệ số xét đến ảnh hởng của kích thớc bánh răng .
Y
R
: Hệ số kể đến ảnh hởng của độ nhám mặt lợn chân răng
Y
S
: Hệ số kể đến ảnh hởng của hệ số tập chung ứng suất.
Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:9
Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hớng dẫn: Đoàn Yên Thế
K
XF
: Hệ số xét đến kích thớc bánh răng ảnh hởng đến độ bền uốn
Khi tính sơ bộ ta lấy: Z
R
. Z
V
. K
XH
= 1
Y
X
.Y
S
.K

XF
=1
Vậy :
[ ]
HL
H
0
limH
H
K.
S







=

[ ]
FLFC
F
0
limF
F
K.K.
S

=

Trong đó :
0
Hlim
;
0
Flim
Là ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với số
chu kì cơ sở tra bảng 6.2 : S
H
= 1,1 ; S
F
= 1,75
Vật liệu là thép 45 tôi cải thiện có: HB
2
= 240 đối với bánh răng lớn
HB
1
= 230 đối với bánh răng nhỏ
Do đó : - Bánh răng nhỏ :
0
Hlim
= 2HB
1

+70 = 550(MPa)

0
Flim
= 1,8 HB
1
= 432(MPa)
- Bánh răng lớn:
0
Hlim
= 2HB
2
+70 = 530(MPa)

0
Flim
= 1,8 HB
2
= 414(MPa)
K
FC
: Hệ số xét đến ảnh hởng đặt tải (động cơ làm việc 1 chiều hay hai chiều)
Làm việc 1 chiều lấy : K
FC
= 1
K
HL
; K
FL
: Hệ số tuổi thọ về độ bền tiếp xúc và độ bền uốn.

H
m
HE
HO
HL
N
N
K
=
;
F
m
FE
FO
FL
N
N
K
=
Với m
H
và m
F
: Là bậc của đờng cong mỏi khi thử về ứng suất tiếp xúc và ứng
suất uốn : Vì vật liệu có HB < 350 nên chọn m
H
= 6 và m
F
= 6

- Xác định N
HO
; N
FO
:
N
FO
= 4.10
6

N
HO
= 30.H
2,4
HB

+ Đối với bánh răng nhỏ : N
HO
= 30.240
2,4
=1,5.10
6
+ Đối với bánh răng lớn: N
HO
= 30.230
2,4
= 1,4.10
6
- Xác định N
HE

và N
FE
(Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng ứng với ứng suất
tiếp xúc và ứng suất uốn)
Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:10
Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hớng dẫn: Đoàn Yên Thế
Khi bộ truyền chịu tải thay đổi thì có:

ii
3
HE
t.n.
maxT
Ti
.c.60N






=
;
ii
m
FE
t.n.
maxT
Ti
.c.60N

F






=
Trong đó : Ti , n
i
, t
i
là mômen xoắn , số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở
chế độ i của bánh răng đang xét
+ Đối với bánh răng nhỏ: N
HE1
= 60.1420.[1
6
.12000 + 0,8
3
.4800] = 123.10
7
N
FE1
= 60.1420[1
6
.12000 + 0,8
6
.4800] = 113.10
7

+ Đối với bánh răng lớn :
7
7
1
1
2
10.34
614,3
10.123
===
u
N
N
HE
HE


7
7
1
1
2
10.31
614,3
10.113
===
u
N
N
FE

FE
So sánh các giá trị N
HE
và N
FE
đều lớn hơn giá trị N
HO
và N
FO
nên ta lấy
K
HL
= 1; K
FL
=1
Thay vào công thức tính ứng suất cho phép ta đợc :
Giá
trị
BR
Độ
cứng
(HB)

0
Hlim
(MPa)

0
Flim
(MPa)

[
H
]
(MPa)
[
F
]
(MPa)
BR 1 240 550 432 500 246,857
BR 2 230 530 414 481,818 236,571
* Kiểm tra điều kiện : Đối với bánh răng nghiêng
[ ]
[ ] [ ]
909,490
2
818,481500
2
21
=
+
=
+
=
HH
H


< 1,25.[
Hmin
] = 1,25.481,818= 602

(MPa)
- ứng suất quá tải cho phép
[
H
]
max
=2,8.
ch
=2,8.450 =1260 MPa
[
F1
]
max
=0,8.
ch1
=0,8.580 = 464 MPa
[
F2
]
max
=0,8.
ch2
= 0,8.450 = 360 MPa
3. Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng nghiêng.
Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:11
Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hớng dẫn: Đoàn Yên Thế
a. Xác định khoảng cách trục a
w
:

( )
[ ]
3
ba
2
H
H1
aw
.u.
K.T
.1u.Ka

+=


Trong đó : K
a
- Hệ số, phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng tra bảng 6.5
K
a
= 4
u
1
- Tỉ số truyền
T
1
- Mômen xoắn trên bánh chủ động
[
H
] - ứng suất tiếp xúc cho phép

ba
- Hệ số bề rộng vành răng.Theo bảng 6.6 ta lấy
ba
= 0,3


từ đó ta có :
bd
= 0,53.
ba
(u+1) = 0,53.0,3.(3,614+1) = 0,734
K
H

: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng khi tính về tiếp xúc . Tra bảng 6.7 ta đợc: K
H

= 1,043
Vậy :
( ) ( )
mma
w
427,71
3,0.614,3.909,490
043,1.11689
.1614,3.43
3
2

=+=
Lấy a
w
= 75 (mm)
b.Xác định các thông số ăn khớp:
+ Xác định mô đun : m = (0,01 ữ 0,02).a
w
= (0,01 ữ 0,02).75 = 0,75 ữ 1,5
Theo bảng 6.8 ta chọn môđun tiêu chuẩn đối với bộ truyền bánh răng nghiêng
là: m
n
= 1,5
+ Xác định số răng và góc nghiêng
Chọn sơ bộ = 10
0
do đó cos = 0,9848
Số răng bánh nhỏ là:

( )
344,21
)1614,3.(5,1
9848,0.75.2
1.
cos..2
1
=
+
=
+
=

um
a
z
w

Lấy z
1
= 21
Số răng bánh lớn là: z
2
= u.z
1
= 3,614.21 = 75,894 Lấy z
2
= 76
Do đó tỉ số truyền thực sẽ là : u
m
= 76/21 = 3,619
So với ban đầu (u
m
- u)/u
m
=
138,0%100.
619,3
614,3619,3
=

< 4%
Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:12

Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hớng dẫn: Đoàn Yên Thế

( )
97,0
75.2
)7621.(5,1
.2
.
cos
21
=
+
=
+
=
w
a
zzm

Suy ra: = 14,07
0

c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều
kiện sau:

( )
[ ]
H
2

1ww
H1
HMH
d.u.b
1u.K.T.2
.ZZZ

+
=

Trong đó :- Z
M
: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp , trị số
của Z
M
tra trong bảng 6.5 : Z
M
= 274 MPa
1/3

- Z
H
: Hệ số kể đến hình dạng bè mặt tiép xúc
Theo (6.35)
tg
b
= cos
t
. tg = cos(20,567
0

).tg(14,07
0
) = 0,234 nên
b
= 13,206
0

Với
t
=
tw
= arctg(tg/cos) = arctg(tg20
0
/cos14,07
0
) = 20,567
0

Do đó theo (6.34) :
72,1
)567,20.2sin(
206,13cos.2
2sin
cos.2
0
0
===
tw
b
H

Z


-Z

: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Theo (6.37) :

= b
w
sin/(m) = 0,3.75.sin(14,07
0
)/(.1,5) = 1,16 >1


= [1,88 - 3,2(1/z
1
+ 1/z
2
)]/cos = [1,88 - 3,2(1/21 + 1/76)]/cos(14,07
0
) =1,635
Z

=
635,1
11
=

= 0,782
- Đờng kính vòng lăn bánh nhỏ:
d
w1
= 2a
w
/(u
m
+ 1) = 2.75/(3,619 + 1) = 32,47 (mm)
- T
1
:Mômen xoắn trục chủ động
- K
H
: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
K
H
= K
H

.K
H

.K
H

.K
Hv
- K
H

: Hệ số kể dến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng.
K
H

=1,043
Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:13
Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hớng dẫn: Đoàn Yên Thế
- K
H

: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời
ăn khớp
Theo (6.40) : v = .d
w1
.n
1
/60000 = .3,47.1420/60000 = 2,414 (m/s)
Với v = 2,414 < 4 Theo bảng 6.13 cấp chính xác là 9 . Theo bảng 6.14 với cấp
chính xác 9 và v<5 nên K
H

= 1,13
- K
Hv
: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
Theo (6.42)
H
=
H

.g
0
.v
u
a
w
= 0,002.73.2,414.
619,3
75
= 1,604
Trong đó:
H
= 0,002 theo bảng 6.15 - Hệ số kể đến ảnh hởng của các sai số ăn
khớp
Theo bảng 6.16 : g
0
= 73 - Hệ số kể đến ảnh hởng của sai lệch các bớc răng ăn
khớp
Do đó theo (6.41) :
043,1
13,1.043,1.11689.2
47,32.5,22.604,1
1
...2
..
1
1
1
=+=+=

HH
wwH
Hv
KKT
db
K
Theo (6.39) K
H
= K
H

.K
H

.K
Hv
= 1,043.1,13.1,043 = 1,229
Thay các giá trị vừa tính đợc vào (6.33) ta đợc:
( )
217,458
47,32.619,3.5,22
1619,3229,1.11689.2
782,0.72,1.274
2
=
+
=
H

MPa
- Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép
Theo (6.1) với v<5(m/s) , Z
v
= 1 ; với cấp chính xác động học là 9 , chọn cấp
chính xác về mức tiếp xúc là 8 , khi đó cần gia công đạt độ nhám R
a
=
2,5 ...1,25àm , do đó Z
R
= 0,95 với d
a
< 700mm , K
xH
= 1 , do đó theo (6.1) và
(6.1a)
[
H
] = [
H
] Z
v
Z
R
K
xH
= 490,909.1.0,95.1 =466,364 (MPa)
Nh vậy:
H
< [

H
]

[ ]
[ ]
747,1
364,466
217,458364,466
=

=

H
HH


< 4%
Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:14
Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hớng dẫn: Đoàn Yên Thế
d. Kiểm nghiệm độ bền uốn.
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không vợt
quá trị số cho phép :

[ ]
1F
1ww
1FF1
1F
m.d.b
Y.Y.Y.K.T.2

=


[ ]
2F
1F
2F1F
2F
Y
Y.


=
Trong đó: T
1
- là mômen xoắn trên bánh chủ động
m - là mô đun
b
w
- là bề rộng răng
d
w1
- là đờng kính vòng lăn của bánh chủ động
K
F
- Hệ số tải trọng khi tính về uốn :
K
F
= K
F

. K
F

. K
Fv
K
F

- Hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng
vành răng tra bảng (6.7) K
F

= 1,107
K
F

- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng tra
bảng 6.14 ta đợc K
F

= 1,37

K
Fv
- Hệ số kể đến tải trọng động
Tra bảng 6.15 ; 6.16 ta đợc :
F
= 0,006 , g
0

= 73
Do đó :
F
=
F
. g
0
.v.
u
a
w
= 0,006.73.2,548 .
619,3
75
= 4,813
K
Fv
= 1 +
099,1
37,1.107,1.11689.2
47,32.5,22.813,4
1
...2
..
1
1
=+=


FF

wwF
KKT
db
=> K
F
= K
F

. K
F

. K
Fv
= 1,107.1,37.1,099 = 1,667
Y
F1
, Y
F2
- Hệ số dạng răng phụ thuộc vào số răng tơng đơng
Z
v1
= z
1
/cos
3
= 21/(14,07
0
)
3
= 23

Z
v2
= z
2
/cos
3
= 76/(14,07
0
)
3
= 83,272
Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:15
Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hớng dẫn: Đoàn Yên Thế
Tra bảng 6.18 ta đợc : Y
F1
= 3,967 , Y
F2
= 3,608
Y

- Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Y

= 1/

= 1/1,635 = 0,571
Y

- Hệ số kể đến độ nghiêng của răng
Y

= 1 - /140= 1-14,07
0
/140 =0,9
Vậy:
[ ]
)(857,246)(704,77
5,1.47,32.5,22
967,3.9,0.612,0.667,1.11689.2
11
MPaMPa
FF
===


[ ]
)(571,236)(672,70
967,3
608,3.704,77
22
MPaMPa
FF
===

e. Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải:
K
qt
= T
max
/T = 1,3

T: Mômen xoắn danh nghĩa
T
max
: Mômen xoắn quá tải

Hmax
=
H
.
qt
K
= 458,217.
3,1
=522,448 < [
H
]
max
=1260 (MPa)
Ta có :
Fmax1
=
F1
.K
qt
= 77,704.1,3 = 101,015 < [
F
]
max1
=464 (MPa)

Fmax2
=
F2
.K
qt
= 70,672.1,3 = 91,874 < [
F
]
max2
=360 (MPa)
Vậy điều kiện quá tải đợc thoả mãn
f. Các thông số và kích thớc của bộ truyền.
Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:16
Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hớng dẫn: Đoàn Yên Thế

Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:17
STT Các thông số kích thớc Giá trị Đơn vị
1 Khoảng cách trục (a
w
) 75 mm
2 Môđun pháp (m
n
) 1,5
3 Chiều rộng vành răng (b
w
) 22,5 mm
4 Tỉ số truyền (u
m
) 3,619
5 Góc nghiêng của răng () 14,07 độ

6 Số răng bánh răng (z
1
,z
2
) z
1
= 21 , z
2
= 76
7 Hệ số dịch chỉnh (x
1
, x
2
) x
1
=0, x
2
=0 mm
8 Đờng kính vòng chia (d
1
,d
2
)
d
1
=32,47 ;
d
2
=117,53
mm

9 Đờng kính đỉnh răng(d
a1
,d
a2
)
d
a1
= 35,5 ;
d
a2
= 120,5
mm
1
0
Đờng kính đáy răng (d
f1
, d
f2
)
d
f1
= 28,72 ;
d
f2
= 113,78
mm
1
1
Góc prôfin gốc () 20 độ
1

2
Góc prôfin răng (
t
) 20,58 độ
1
3
Góc ăn khớp (
tw
) 20,58 độ
1
4
Đờng kính cơ sở (d
b1
,d
b2
)
d
b1
= 30,51 ; d
b2
=110,44
mm
Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hớng dẫn: Đoàn Yên Thế
II. Bộ truyền trục vít - Bánh vít
1. Chọn vật liệu
Vì bộ truyền trục vít xuất hiện vận tốc trợt lớn và điều kiện hình thành màng
dầu bôi trơn ma sát ớt không đợc thuận lợi nên cần phối hợp vật liệu trục vít và
bánh vít sao cho cặp vật liệu này có hệ số ma sát thấp, bền mòn và giảm bớt về
dính . Mặt khác do tỉ số truyền u lớn , tần số chịu tải của trục vít lớn hơn nhiều so
với bánh vít , do đó vật liệu trục vít phải có cơ tính cao hơn so với vật liệu bánh

vít .
- Tính vận tốc trợt (v
t
),vận tốc trợt tính theo công thức kinh nghiệm.

3
2
222
3
t
n.u.P10.8,8v

=

Trong đó : v
t
: Vận tốc trợt
P
2
: Công suất của bộ truyền trục vít bánh vít
u
2
: Tỉ số truyền của bộ truyền.
n
2
: Số vòng quay của trục vít.
Dựa vào phần trên thay vào:
( )
smv
t

/61,1916,392.24.652,110.8,8
3
23
==

- v
t
= 1,61 < 2(m/s) nên ta chọn vật liệu của bánh vít là gang C 18-36 ,đợc đúc
bằng khuôn cá, có
b
= 180(MPa) ,
ch
= 360(MPa)
- Căn cứ vào tải trọng và vận tốc trợt (Tải trọng trung bình) Ta chọn vật liệu của
trục vít là thép hợp kim 20X tôi đạt độ rắn HRC >=45 2.
Tính ứng suất cho phép
* ứng suất tiếp xúc cho phép:
Bánh vít làm bằng gang với vận tốc trợt v
s
= 1,61(m/s) tra theo bảng 7.2 :
[
H
] = 141,7 (MPa)
* ứng suất uốn cho phép:
Bánh vít làm bằng vật liệu gang và bộ truyền quay một chiều đợc xác định theo
công thức sau:
[
F
] = 0,12 .
bu

= 0,12.360 = 43,2 (MPa)
* ứng suất cho phép khi quá tải.
Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:18
Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hớng dẫn: Đoàn Yên Thế
Để kiểm tra độ bền tĩnh tránh quá tải, cần xác định ứng suất tiếp xúc cho
phép khi quá tải [
H
]
max
và ứng suất uốn cho phép khi quá tải [
F
]
max
.
Bánh vít làm bằng gang: [
H
]
max
= 1,5.[
H
]= 1,5.141,7 = 212,55 (MPa)
[
F
]
max
= 0,6.
b
= 0,6.180 = 108 (MPa)
3. Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền trục vít bánh vít:
a. Xác định các thông số:

- Xác định khoảng cách trục :
( )
[ ]
3
H2
2
H4
4w
q
K.T
.
.z
170
.qza









+=

Trong đó: K
H
- Hệ số tải trọng ,chọn sơ bộ K
H
= 1,2

z
3
, z
4
- Số răng trục vít ,bánh vít
Với u = 26,2 chọn z
3
= 2 , do đó z
4
= u.z
3
= 24 .2 = 48 Chọn z
4
= 48
Tỉ số truyền tính lại là : u = z
4
/z
3
= 48/2=24
Sai số tỉ số truyền là : 0% < 4%
T
3
- Mômen xoắn trên tục bánh vít
Chọn sơ bộ : = 0,8 do đó
T
3
= 9,55.10
6
.P
2

. u
2
./n
2
= 9,55.10
6
.1,652.24.0,8/392,916 = 763228
(N.mm)
q- Hệ số đờng kính trục vít
Tính sơ bộ q theo công thức thực nghiệm: q = 0,3.z
4
= 0,3 .48 = 12
Dựa theo bảng 7.3 ta chọn q theo tiêu chuẩn : q = 12,5
Vậy :
( )
416,216
5,12
2,1.763228
.
7,141.48
170
.5,1248
3
2
=

+=
w
a
(mm)
- Xác định môđun m : m = 2.a
w
/(q + z
4
) = 2.216,416/(12,5 + 48) = 7,154 mm
Dựa theo bảng 7.3 ta chọn môđun theo tiêu chuẩn : m = 7
- Tính lại khoảng cách trục :
75,211
2
)5,1248.(7
2
).(
4
=
+
=
+
=
qzm
a
w
mm
chọn a
w
= 210 mm

-Tính hệ số dịch chỉnh: x = (a
w
/m) - 0,5(q + z
4
) = (210/7)- 0,5.(12,5+48)=- 0,25
Thoả mãn - 0,7<x<0,7
Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:19
Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hớng dẫn: Đoàn Yên Thế
b. Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền tiếp xúc:
ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh vít của bộ truyền đã đợc thiết kế
phải thoả mãn điều kiện sau:

( )
[ ]
H
H3
3
w
4
4
H
q
K.T
.
a
qz
.
z
170

+








=
Trong đó a
w
, z
4
, q đã biết
- Xác định vận tốc trợt v
s
:
+ Đờng kính trục vít : d
w3
= (q + 2x)m = (12,5 + 2.(- 0,25))7 = 84 (mm)
+ Góc vít :
w
= arctg(z

3
/(q + 2x)) = arctg[2/(12,5 + 2.(- 0,25))] = 9,462
0
Vậy vận tốc trợt là:
( )
sm
nd
v
w
w
s
/752,1
462,9cos.60000
916,392.84.14,3
cos.60000
..
0
23
===


Theo bảng 7.2 ta có : [
H
] = 137,44 (MPa)
- Hiệu suất của bộ truyền tính theo công thức:

( )
( )
+

=
w
w
tg
tg.95,0
Trong đó : - Là góc ma sát dựa vào vận tốc trợt và bảng 7.4 ta có : = 3,433
0
Do đó : = 0,8
Và T
3
= 763228.0,7/ 0,8 = 667825 (N.mm)
K
H
- hệ số tải trọng
K
H
= K
H

. K
Hv
K
H

- Hệ số phân bó không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
- Gọi kt = T
2m
/T
2max
, từ (7.25) với n

3i
= n
3
ta có :

943,07/2.8,07/5.1.
max3
3
=+=

=
i
im
t
t
T
T
kt
Do đó : K
H

= 1 + (z
4
/)
3
(1- kt) = 1+ (48/125)
3
(1 - 0,943) = 1,003
Trong đó : Với z
3

= 2 ; q = 12,5 tra bảng 7.5 ta đợc : = 125
-Theo bảng 7.6 ta chọn cấp chính xác 9, Với cấp chính xác 8 và vận tốc trợt
v
s
= 1,75 (m/s) nên : K
Hv
= 1,117
Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:20
Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hớng dẫn: Đoàn Yên Thế
=> K
H
=1,003.1,117 =1,12
- Theo công thức (7.19) ứng suất tiếp xúc
( )
)(967,133
5,12
12,1.667825
.
170
5,1248
.
48
170
3
MPa
H
=

+






=

- Xác định sai số : ([
H
] -
H
)/[
H
] = 2,527% <4%
Nh vậy :
H
< [
H
] do đó không cần điều chỉnh các thông số và chọn lại
c.Kiểm nghiệm độ bền uốn :
Để đảm bảo độ bền uốn của răng bánh vít , ứng suất uốn sinh ra tại chân răng
bánh vít không đợc vợt quá trị số cho phép

n
FF

F
mdb
KYT
..
...4,1
44
3
=

<= [
F
]
b
4
- Chiều rộng bánh vít (tra bảng 7.9) : Khi z
3
= 2 , b
4
< 0,75.d
a3

d
a3
= m(q +2) = 7(12,5 +2) = 101,5 mm
Do đó : b
4
< 0,75.101,5 = 76,125 Chọn b
4
= 75 mm
Y

F
- Hệ số dạng răng
z
v
= z
4
/cos
3
= 48/cos
3
9,462
0
= 50 Tra bảng 7.8 Y
F
= 1,45
Trong đó : K
F
- Hệ số tải trọng
K
F
= K
F

.K
Fv
= 1,003.1,117 = 1,12 ( Với K
F

= K
H

, K
Fv
= K
Hv
)
d
4
- Đờg kính vòng chia bánh vít
d
4
= m.z
4
=7 .48 = 336 (mm)
m
n
- Môdun pháp của răng bánh vít
m
n
= m.cos = 7.cos9,462
0
= 6,905
Theo công thức (7.26) :
( )
MPa
mdb
KYT
n
FF
F

726,8
905,6.336.75
12,1.45,1.667825.4,1
..
...4,1
44
3
===

< 43,2 (MPa)
Vậy thoả mãn về bền uốn
d.Kiểm nghiệm bánh vít về quá tải:
Với hệ số quá tải k
qt
=1,3
Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:21
Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hớng dẫn: Đoàn Yên Thế

Hmax
=
H
.
qt
K
= 133,967.
3,1
=152,746 < [
H
]
max

=212,55 (MPa)

Fmax
=
F
.K
qt
=8,726.1,3 = 11,34 < [
F
]
max
=108 (MPa)
Vậy bánh vít thoả mãn về quá tải
d.Các thông số cơ bản của bộ truyền:
STT Các thông số cơ bản Giá trị
Đơn vị
tính
1 Khoảng cách trục a
w
= 210 mm
2 Môđun M = 7 mm
3 Hệ số đờng kính q = 12,5
4 Tỉ số truyền U = 24
5 Số ren trục vít và số răng bánh vít z
3
= 2; z
4
= 48 Răng
6 Hệ số dịch chỉnh bánh vít x
2

= -0,25
7 Góc vít
= 9,462
độ
8 Chiều dài phần cắt ren của trục vít b
3
= 90,16 mm
9 Chiều rộng bánh vít b
4
= 75 mm
10 Đờng kính chia
d
3
= 87,5 ;d
4
=336
mm
11 Đờng kính đỉnh
d
a3
=101,5 ;
d
a4
=346,5
mm
12 Đờng kính đáy
d
f1
= 70,7
d

f2
= 315,7
mm
13 Đờng kính ngoài bánh vít d
aM2
= 355 mm
f. Tính nhiệt truyền động trục vít.
Bộ truyền trục vít đã đợc thiết kế trên đây có thể làm việc không ổn định , thậm
chí bị h hỏng nếu quá trình làm việc, nhiệt độ sinh ra quá cao và nhiệt lợng không
đợc toả đi kịp thời . Vì vậy cần tiến hành tính kiểm nghiệm về nhiệt , xuất phát từ
điều kiện : nhiệt lợng sinh ra trong hộp giảm tốc trục vít phải cân bằng với nhiệt
lợng thoát đi
- Trờng hợp không làm nguội bằng nhân tạo :
t
d
= t
0
+ 1000(1 - )P
2
/[K
t
.A(1 + ).] [t
d
] = 90
0
C
Trong đó : t
0
Nhiệt độ môi trờng xung quanh lấy = 20
0

c
: Hiệu suất của bộ truyền : (= 0,7)
P
2
: Công suât trên trục vít (=1,652 KW)
Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:22
Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hớng dẫn: Đoàn Yên Thế
K
t
= 8 .... 17,5 : Hệ số toả nhiệt
A : Diện tích mặt thoáng của hộp giảm tốc
A = A
1
+ A
2

Với A
1
= 20.a
w
2
= 20.0,21
2
= 0,882 (m
2
)-Diện tích bề mặt hộp giảm tốc không có
gân
A
2
= (0,1....0,2)A

1
Diện tích tính toán của bề mặt gân : A
2
= 0,1.A
1
= 0,0882
A = A
1
+ A
2
=0,9702 (m
2
)
: Hệ số kể đến sự thoát nhiệt của hộp giảm tốc chọn= 0,3
= t
ck
/(P
i
.t
i
/P
1
) = 7/(1.5 + 0,8.2) = 1,06 Hệ số kể đến sự giảm
nhiệt sinh ra trong một đơn vị thời gian do làm việc ngắt quãng hoặc do tải trọng
làm việc giảm so với tải trọng danh nghĩa P
1

[t
đ
] Nhiệt độ cao nhất cho phép của dầu chọn = 90

0
Vậy t
đ
= 20
0
+ 1000(1- 0,7).1,652/[8.0,9702.(1 + 0,3).1,06] = 66,337
0
< 90
0
Do đó thoả mãn điều kiện làm nguội.
II. Thiết kế bộ truyền ngoài hộp giảm tốc: (Bộ truyền xích)
1. Chọn loại xích :
Theo đầu bài ra ta dựa vào vận tốc làm việc thấp tải trọng nhỏ nên ta dùng xích
ống con lăn một dãy
2. Xác định các thông số của xích và bộ truyền.
- Dựa vào bảng 5.4 và tỉ số truyền u = 2 số răng của đĩa nhỏ z
1
= 27
- Từ số răng đĩa xích nhỏ tính ra số răng đĩa xích lớn :
z
2
= u.z
1
= 2.27 = 54 < z
max
=120
Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:23
Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hớng dẫn: Đoàn Yên Thế
a> Xác định b ớc xích p:
- Bớc xích P xác định từ chỉ tiêu độ bền mòn của bản lề . Điều kiện đảm bảo

chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích đợc viết dới dạng :
P
t
= P.k.k
z
.k
n
[P]
Trong đó:
+ P
t
; P ; [P] Lần lợt là công suất tính toán công suất cần truyền và công
suất cho phép , kW ;
+ Với z
1
= 27 , k
z
= z
01
/z
1
= 25/27 = 0,926 Gọi là hệ số răng
+ k
n
= n
01
/n
1
= 50/16,372 = 3,054
+ k Đợc tính từ các hệ số thành phần trong bảng 5.6 với

+ k
o
- Hệ số kể đến ảnh hởng của vị trí bộ truyền (k
0
= 1)
+ k
a
- Hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích (k
a
=1,25)
+ k
đc
- Hệ số kể đến ảnh hởng của việc điều chỉnh lực căng xích (k
đc
= 1)
+ k
bt
- Hệ số kể đến ảnh hởng của bôi trơn (k
bt
= 1,3)
+ k
đ
- Hệ số tải trọng động , kể đến tính chất của tải trọng (k
đ
= 1,35)
+ k
c
- Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền (k
c
= 1)

Nh vậy : k = k
0
.k
a
.k
đc
.k
bt
.k
đ
.k
c
= 1.1,25.1.1,3.1,35.1 = 2,194
Vậy : P
t
= 1,308 . 2,194 . 0,926.3,054 = 8,116 < [P] = 10,5 kW
Dựa vào bảng 5.5 ta chọn bộ truyền xích một dãy có bớc xích p = 38,1 mm
Theo bảng 5.8 thoả mãn điều kiện p < p
max
= 50,8 (mm)
- Khoảng cách trục chọn sơ bộ : a = 25.p = 25.38,1 = 952,5 mm
- Từ khoảng cách trục xác định đợc số mắt xích x :
( )
( )
82,92
5,952..4
1,38.2754
)5427(5,0
1,38
5,952.2

..4
.
)(5,0
2
2
2
2
2
12
12
=

+++=

+++=

a
pzz
zz
p
a
x
Lấy số mắt xích chẵn x = 92 , tính lại khoảng cách trục theo công thức (5.13)
a = 0,25.p{x - 0,5.(z
1
+ z
2
) +
2
12

2
21
]
zz
.[2)]zz(5,0x[


+
}
a = 0,25.38,1.{92 - 0,5.(27 + 54) +
22
]
2754
.[2)]5427(5,092[


+
}= 967
Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:24
Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hớng dẫn: Đoàn Yên Thế
Chọn a = 967 mm . Để xích không chịu lực căng quá lớn , khoảng cách trục a cần
giảm một lợng a = 0,002.a = 0,002.967 2 (mm) Do đó a = 965 (mm)
- Sau khi xác định đợc số mắt xích và khoảng cách trục cần tiến hành kiểm
nghiệm số lần va đập i của bản lề xích trong 1s :
i =
92.15
372,16.27
.15
.
11

=
x
nz
= 0,32 < [i] = 20 tra trong bảng 5.9
b> Kiểm nghiệm độ bền của xích:
Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thờng xuyên chịu tải
trọng va đập trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo
hệ số an toàn
Theo (5.15) s = Q/(k
đ
.F
t
+ F
0
+ F
v
) [s]
Trong đó :
Q - Tải trọng phá hỏng , N , tra theo bảng 5.2 Q = 127000 (N), khối lợng
1m xích là q
1
= 5,5 kg
k
đ
- Hệ số tải trọng động , k
đ
= 1,2 (Tải trọng mở máy bằng 1,5 lần tải
trọng danh nghĩa)
v = z
1

.p.n
1
/60000 = 27.38,1.16,372/60000 = 0,281 (m/s)
F
t
- Lực vòng (N) ; F
t
= 1000.P/v = 1000.1,308/0,281 = 4655 (N)
F
v
- Lực căng do lực li tâm sinh ra , tính theo công thức :
F
v
= q.v
2
= 5,5.0,281
2
= 0,434 N
F
0
- Lực căng do trọng lợng nhánh xích bị động sinh ra tính theo công thức
F
0
= 9,81.k
f
.q.a
Với a - Khoảng cách trục (m)
k
f
- Hệ số phụ thuộc vào độ võng f của xích và vị trí bộ truyền

k
f
= 6 (Bộ truyền nghiêng 1 góc < 40
0
)
Vậy F
0
= 9,81.6.5,5.965 = 312 N
Do đó : s = 127000/(1,2.4655 + 312 + 0,434) = 21,5
Theo bảng 5.10 với n =50 (vòng/phút) , [s] = 7 . Vậy s > [s] : Bộ truyền xích đảm
bảo đủ độ bền
c> Xác định đ ờng kính đĩa xích :
Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:25