Đồ án môn học chi tiết máy thiết kế hệ thống trộn liệu

Thiết kế hệ thống trộn liệu Hớng dẫn: Đoàn Yên Thế
Lời nói đầu
Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong chơng trình đào tạo
kỹ s cơ khí đặc biệt là đối với kỹ s nghành chế tạo máy. Đồ án môn học Chi Tiết Máy là môn
học giúp cho sinh viên có thể hệ thống hoá lại các kiến thức của các môm học nh: Chi tiết máy,
Sức bền vật liệu, Dung sai, Chế tạo phôi, Vẽ kỹ thuật .... đồng thời giúp sinh viên làm quen
dần với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án tốt nghiệp sau này.
nội dung của đồ án đợc chia làm 5 phần.
Phần I: Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền : I.
Chọn động cơ.
II. Phân bố tỉ số truyền.
Phần II: Tính toán thiết kế các bộ truyền.trong hộp giảm tốc: 1
I. Chọn vật liệu làm bánh răng
II. Tính toán ứng suất cho phép.
III. Thiết kế các bộ truyền trong hộp giảm tốc
IV. Tính bộ truyền đai
PhầnIII: Tính toán trục
I-Chọn vật liệu.
II-Tính thiết kế trục.
III- Tính toán ổ lăn.
IV-Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp.
Phần IV: Thiết kế vỏ hộp giảm tốc
Phần V: Thống kê các kiểu lắp ,trị số sai lệch giói hạn và dung sai các kiểu lắp
Trong quá trình tính toán và thiết kế các chi tiết máy cho hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm
em đã sử dụng và tra cứu các tài liệu sau:
- tập 1 và 2 chi tiết máy của GS.TS-nguyễn trọng hiệp.
- tập 1 và 2 Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí của PGS.TS-
Trịnh chất và TS-lê văn uyển.
- Dung sai và lắp ghép của GS.TS ninh đức tốn.
Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lợng kiến thức tổng hợp còn có những mảng cha
nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài liệu và bài giảng của các môn có liên

quan song bài làm của em không thể tránh đợc những sai sót. Em rất mong đợc sự hớng dẫn và
chỉ bảo thêm của giáo để em cũng cố và hiểu sâu hơn , nắm vững hơn về những kiến thức đã
học hỏi đợc.
Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn !

12/5/2012Nguyễn Hồng Quân Lớp 43M
- 0 -
Thiết kế hệ thống trộn liệu Hớng dẫn: Đoàn Yên Thế
Phần :
CHọN Động cơ và phân phối tỉ số truyền
- Chọn động cơ
1- X ác định công suất của động cơ cần thiết .
Công suất trên trục động cơ đIện xác định theo công thức :
Pct =

Pt
Trong đó : - Pct : công suất cần thiết trên trục động cơ
- Pt : công suất tính toán trên trục máy công tác,khi tải trọng thay đổi Pt = Plv
= 5 (kw).
- hiệu suất truyền động =
1
.
ôlă
2
n
.
2
- với
1

hiệu suất của bộ truyền đai .Tra bảng 2.3
1

= 0,95
-
ôlă
2
n
hiệu suât ổ lăn ,tra bảng 2.3
ôlă
2
n
= 0,99
- .
2
hiệu suất của hộp giảm tốc ,tra bảng 2.3
2
= 0,96
Vây hiệu suất truyền động :
= 0,95.(0,99)
3
.0,96 = 0,8849

Pct =
8849,0
5
= 5,65 (kw)
2 - Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ
Ta có công thc tính P:
n

sb
= n
lv
. u
t

vói : - n
lv
số vòng quay cua truc may công tác .
n
lv
= 26 v/ph
- u
t
tỉ cố truyền của từng bộ truyền
- u
t
= u
1
.u
2
( u
1
tỉ số truyền của hộp giảm tốc ,tra bảng 2.4 tadợc u
1
=14
u
2
tỉ số truyền của bộ truyền đai , tra bảng 2,4 ta có u
2

= 4 )
Vậy số vòng quay sơ bộ
n
sb
= 56.26 = 145 (v/ph)
Tra bảng (p.11) ta xác định dợc động cơ cần thết
Động cơ 4A với n
sb
= 1500 (v/ph)
Các chỉ số của động cơ :
Số hiệu động cơ : 4A132S4Y3
Công suất Pđc = 7,5 kw
12/5/2012Nguyễn Hồng Quân Lớp 43M
- 0 -
Thiết kế hệ thống trộn liệu Hớng dẫn: Đoàn Yên Thế
Số vòng quay n
đc
= 1455 ( v/ph)
Hệ số công suất cos = 0,86
Hiệu suất làm việc = 0,875
Kiểm tra động cơ :
Với động cơ 4A132S4Y3 trên thì :
2=
Td
Tk
>
5,1=
T
Tmm
Vậy động cơ dã chọn đạt yêu cầu.

- Xác định tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống ( u
t
).
Phân phối tỉ số truyền cho từng bộ truyền . Lập bảng
công suất mô men xoắn ,số vòng quay cho từng trục.
Tỉ số truyền của hộp giảm tốc đã chọn u
h
= 14
Với hệ thống bánh răng đồng trục 2 cấp ,ta có :
a
w1
= a
w2

Nên ta có thể phân phối tỉ số truyền cho từng trục theo công thức;
u
1
= u
2
=
u
h
=
14
= 3,74ìI
Phần II
Thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc
I . Chọn vật liệu làm bánh răng
Bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc đồng trục 2 cấp làm việc trong đIều kiện :
- Công xuất nhỏ ( P = 5 KW)

- Không có yêu cầu đặc biệt về điêu kiện làm việc, không yêu cầu kích thớc
nhỏ gọn
Nên ta chọn vật liệu cho bộ trụyền có HB < 350, vì bộ truyền cấp chậm và bộ truyền cấp nhanh
làm việc với mô men xoắn chênh lệch rất lớn , cho nên ta chọn vật liệu cho hai bộ truyền là
khác nhau . Với bộ truyền cấp chậm ta chọn thép là thép C45 tôI cảI thiện.
thép C45 tôI cảI thiện có đặc điêm thép :
Thép Nhiệt luyện Độ rắn Giới hạn bền
b
Giới hạn chảy
c
Bánh răng nhỏ C45 Tôi cải thiện 245 850 Mpa 580 MPa
Bánh răng lớn C45 Tôi cải thiện 230 750MPa 450Mpa
Nguyễn Hồng Quân-Lớp 43M
- 1 -
3
Thiết kế hệ thống trộn liệu Hớng dẫn: Đoàn Yên Thế
Với bộ truyền cấp nhanh ,do làm việc trong điều kiện tải trọng nhẹ cho nên để giảm giá thành
chế tạo ta chọn loại thép C45 thờng hoá ,với các đặc đểm thép :
Thép Nhiệt luyện Độ rắn Giới hạn bền
b
Giới hạn chảy
c
Bánh răng nhỏ 45X TôI cải thiện 180 750 Mpa 500MPa
Bánh răng lớn C45 Tôi cải thiện 165 MPa 450Mpa
II- Xác định ứng xuất cho phép
1-ứng suất cho phép của bộ truyền cấp chậm.
a-ứng xuất tiếp xúc cho phép [ H ] đối với bộ truyền cấp chậm .
[
0
H ] = (H lim/SH)*Z

R
* Z
V
* K
XH
* K
HL
Với : Z
R
: Hệ số xét đến ảnh hởng độ nhắm bề mặt răng
Z
V
: Hệ số xét tới ảnh hởng vận tốc vòng
K
XH
: Hệ số xét tới ảnh hởng kích thớc bớc răng
K
HL
: Hệ số tuổi thọ về độ bền tiếp xúc
Khi tình toán sơ bộ ta chọn :
Z
R
* Z
V
* K
XH
= 1
Nên ta có :
[
H

] =(
0
H
lim /S
H
)*KH
L

0
H
lim : ứng xuất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở
Theo bảng 6.2
0
H lim = 2HB +70
SH : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc
Theo bảng 6.2
S
H
= 1,1
KH
L
=
H
m
HE
HO
N
N

+

m
H :
Bậc đờng cong mỏi khi thử về ứng xuất tiếp xúc

m
H
= 6
+ N
HO :
Số chu kì thay đổi ứng suắt cơ sở khi thử về tiếp xúc.
N
HO
= 30*
H
HB
4,2
Với bánh răng nhỏ HB = 245

N
HO
1
= 30*(245)
2,4
= 1.6 * 10
7
Nguyễn Hồng Quân-Lớp 43M
- 1 -
4
Thiết kế hệ thống trộn liệu Hớng dẫn: Đoàn Yên Thế

Với bánh răng lớn HB
2
= 230
N
HO
2
2
= 30(230)
2,4
1.39 *10
7
+N
HE :
Số chu kỳ thay đổi ứng suất tơng đơng ứng với ứng suất tiếp.
với bộ chuyền chịu tải không đổi:
N
HE
= 60*c*n*t
n: số vòng quay n= 26V/ph
c: số lần ăn khớp trong 1 vòng quay ( c= 1)
t: tổng thời gian làm việc
t= 6*300*8 = 14400(h)
N
HE
= 60*1*26*14400 = 22464000
Vậy KH
L
- Của bánh răng nhỏ :
1
22464000

10*6.1
6
7
6
1
2
==
HE
HO
L
N
N
KH
- Của bánh răng lớn :
1
6
1
2
=
HE
HO
L
N
N
KH
ứng suấ tiếp xúc cho phép của các bánh răng:
+ Bánh răng nhỏ :
[
]

1
H
=
( )
[ ]
MPa5091.11.1/70245*2 +
+ Bánh răng lớn :

[ ]
=

2
H
( )
[ ]
MPa4821.1*1.1/70230*2 +
b- ứng suất uốn cho phép [
F
] của bộ truyền cấp chậm.
[ ]
FLFCXFSỷ
F
F
KKKYY
SF
*****
0
lim

=


với : Y r hệ số xét đến ảnh hởng độ nhám mặt lợn chân răng .
Y s ..tập trung ứng suất .
K xf: .kích th ớc bộ truyền bánh răng
Kfc :. . . . hệ số xet đến ảnh h ởng đặt tảI
Khi tính toán sơ bộ : Y r.Y s .Kfx = 1
Nên :
[ ]
K
Fl
FC
F
F
K
SF
**
0
lim

=




o
F lim
: ứng suất uốn cho phép với chu kì cơ sở
theo bảng (6.2)

o
F lim
= 1,8.HB
S
F
:hệ số an toàn khi tính ứng suất uốn.
Theo bảng (6.2)
S
F
=1,75
Khi bộ truyền quay một chiều
1=
K
Fc
Nguyễn Hồng Quân-Lớp 43M
- 1 -

5
Thiết kế hệ thống trộn liệu Hớng dẫn: Đoàn Yên Thế
hệ số tuổi thọ .
N
K
FE
FL
NFo
:=
với
m
F
:bậc đờng cong mỏi khi thử về ứng suất uốn .
với HB < 350
m
F
= 6

m
F
:số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn.
N
Fo
= 4.10
6
N
FE
=
N
HE

=60.c.n.f=22464000
ta thấy
N
FE
>
N
Fo
1=
K
FL
Do đó ứng suất uốn cho phép :
Của bánh nhỏ :
[ ]
Mpa
F
2521*1*
75,1
245.8,1
=






=


Của bánh lớn :
[ ]

Mpa
F
2371*1*
75,1
230.8,1
=






=

ứng suất tiếp cho phép của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn :
Bánh nhỏ : [

1H
] = 509 Mpa
[

1F
] = 252 Mpa :
Bánh lớn : [

1H
] = 481,2 Mpa
[

1F

] = 237 Mpa
Ta chọn ứng suất cho phép chung cho cả hai bánh rằng :
[

1H
] = 481,2 Mpa
Nguyễn Hồng Quân-Lớp 43M
- 1 -
6
Thiết kế hệ thống trộn liệu Hớng dẫn: Đoàn Yên Thế
[

1F
] = 237 Mpa
2- ứng suất cho phép của bộ truyền cấp nhanh.
a-ứng suất tiếp xúc cho phép :
[
0
H ] = (
o
H lim/SH)*ZR* ZV * KXH * KFL
các hệ số Z
R
, Z
V
,K
XH
, S
S
đợc xác định nh đối với cấp chậm.

Theo bảng 6.2
0
H lim = 2HB +70
KH
L
=
H
m
HE
HO
N
N

+

m
H :
Bậc đờng cong mỏi khi thử về ứng xuất tiếp xúc

m
H
= 6
+ N
HO :
Số chu kì thay đổi ứng suắt cơ sở khi thử về tiếp xúc.
N
HO
= 30*
H
HB

4,2
Với bánh răng nhỏ HB = 180

N
HO
1
= 30*(180)
2,4
= 2,5 * 10
6
Với bánh răng lớn HB
2
= 165
N
HO
2
2
= 30(165)
2,4
=2 *10
6
+N
HE :
= 22464000( theo phần tính câp nhanh)
ta thấy rằng N
Ho
1
<N
HE

N
HO
2
< N
HE
Do đó ta lấy K
HL
= 1.
Vậy ứng suấ tiếp xúc cho phép của các bánh răng của bộ truyền cấp nhanh :
+ Bánh răng nhỏ :
[
]

1
H
=
( )
[ ]
MPa3911.11.1/70180*2 +
+ Bánh răng lớn :

[ ]
=

2
H
( )
[ ]
MPa6,3631.1*1.1/70165*2 +
b- ứng suất uốn cho phép [

F
] của bộ truyền cấp chậm.
[ ]
FLFCXFSỷ
F
F
KKKYY
SF
*****
0
lim








=


Với các hệ số Y
R
,Y

,K
XF
,K
FC

,S
F
tính nh cấp nhanh.
Ta có :
[ ]
K
Fl
FC
F
F
K
SF
**
0
lim








=




o
F lim

: ứng suất uốn cho phép với chu kì cơ sở
Nguyễn Hồng Quân-Lớp 43M
- 1 -
7
Thiết kế hệ thống trộn liệu Hớng dẫn: Đoàn Yên Thế
theo bảng (6.2)

o
F lim
= 1,8.HB
N
K
FE
FL
NFo
:=
với
m
F
:bậc đờng cong mỏi khi thử về ứng suất uốn .
với HB < 350
m
F
= 6

m
F
:số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn.
N
Fo

= 4.10
6
N
FE
=
N
HE
=60.c.n.f=22464000
ta thấy
N
FE
>
N
Fo
1=
K
FL
Do đó ứng suất uốn cho phép :
Của bánh lớn :
[ ]
Mpa7,1691*1*
75,1
165.8,1
F
=

=

Của bánh nhỏ :
[ ]
Mpa1851*1*
75,1
180.8,1
F
=






=
ứng suất tiếp cho phép của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn :
Bánh nhỏ : [

1H
] = 391Mpa
[

1F
] = 185Mpa :
Bánh lớn : [

1H
] = 363,6Mpa

[

1F
] =169,7 Mpa
Ta chọn ứng suất cho phép chung cho cả hai bánh rằng :
Nguyễn Hồng Quân-Lớp 43M
- 1 -
8
Thiết kế hệ thống trộn liệu Hớng dẫn: Đoàn Yên Thế
[

1H
] = 481,2 Mpa
Vậy ta chọn ứng suất cho phép của bộ truyền cấp nhanh là:
[

1H
] = 363,6Mpa
[

1F
] =169,7 Mpa B-
III -Thiết kế các bộ truyền trong hộp giảm tốc:
A-cấp chậm
1-khoảng cách trục của bộ truyền cấp chậm.
Công thức xác định khoảng cách trục a


của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng bằng thép
ăn khớp ngoài nh sau:

a

1
=49,5 (u
1
+ 1)
[ ]
3
a1
2
H
HvH1
.u.
K.K.T


Trong đó: - T
1
là mômen xoắn trên trục bánh chủ động (là trục II)
-
d
= b

/d

1
= 0,5.
a
.(u+1) là hệ số chiều rộng bánh răng.
- K

H

là hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng
khi tính về tiếp xúc.
- K
Hv
là hệ số kể ảnh hởng của tải trọng động.
- u
1
là tỉ số truyền của cặp bánh răng.
ở đây ta đã có:
- T
1
= 505010,3 (N.mm); u
1
= 3,742;
ba
= 0,4 và [] = 481,2 (MPa)
-
bd
= 0,5.
ba
.(u+1) = 0,5.0,4.(3,742+1) = 0,948 Tra Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1: Tính toán
thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta xác định đợc K
H

= 1,065 (Sơ đồ 5).
- Chọn sơ bộ K
Hv
= 1.

Thay số vào công thức ta sẽ xác định đợc khoảng cách giữa 2 trục a

1
:
a

1
49,5.(5+1).
7,271
4,0.5.2,481
1.065,1.3,505010
3
2
=
(mm)
2. Xác định các thông số ăn khớp
Môđun của bánh răng trụ răng thẳng (m) đợc xác đinh nh sau:
m = (0,01 ữ 0,02).a

1
= (0,01 ữ 0,02).271,7 = 2,71 ữ 5,42.
Theo dãy tiêu chuẩn hoá ta sẽ chọn m = 3 mm.
* Số răng trên bánh lớn và bánh nhỏ lần lợt là Z
1
và Z
2
ta có :
( ) ( )
2,38
15.3

7,271.2
1u.m
a.2
Z
1
1
=
+
=
+
=

Chọn Z
1
= 38 răng.
Z
2
= U
1
Z
1
= 3,742.38,2 = 142 (răng).
Nguyễn Hồng Quân-Lớp 43M
- 1 -
9
Thiết kế hệ thống trộn liệu Hớng dẫn: Đoàn Yên Thế
Khoảng cách trục thc tế là:
a
w
=m(Z

1
+Z
2
)/2 = 270( mm)
ta không phải dịch chỉnh bánh răng ăn khớp
góc ăn khớp
tw
=
20
z
0
t
270*2
20cos*3*180
a*2
cos*m*
==


Z
t
= Z
1
+ Z
2
= 38+142 = 1 80 (răng);
Tỉ số truyền thc tế khi đó là :
U
t
= Z

2
/Z
1
= 142/38 = 3,737
3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện
H
[
H
] = 481,2 MPa.
Do
H
=
nh
nhH1
1
HM
U.b
)1U.(K.T.2
d
ZZ.Z


+
;
Trong đó : - Z
M
: Hệ số xét đến ảnh hởng cơ tính vật liệu;
- Z
H

: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc;
- Z

: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;
- K
H
: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc;
- b

: Chiều rộng vành răng.
- d

1
: Đờng kính vòng chia của bánh chủ động;
Ta đã biết đ ợc các thông số nh sau:
- T
1
= 505010,3 (N.mm).
- b


=
a
. a



= 0,4.270 = 108 mm ;
- U
nh

= 3,737 và d

1
= m.Z
1
= 3.38 = 114 (mm).
- Z
M
= 274 Mpa
1/3
vì bánh răng làm thép tra Bảng 6.5 (Trang 96-Tập 1: Tính toán ...).
- Z
H
=
76,1
40sin
2
2sin
2
0
tw
==


- Z

=
876,03/)7055,14(3/)4( ==

Vì hệ số trùng khớp :


= 1,88 3,2
773,1
142
1
42
1
2,388,1
Z
1
Z
1
21
=






+=

+
.
- Hệ số K
H
đợc xác định bởi công thức: K
H
= K
H

.K
HV
.
Do
bd
= 0,948 tiến hành tra Bảng 6.7 (Trang 98 Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động
cơ khí) ta có K
H

= 1,065 (Sơ đồ 5).
Còn







===
=+=

+=



16,2
737,3
270
58,0*73*006,0
u
a
.v.g.
025,1
1.065,1*3,505010*2
114*108*16,2
1
K.K.T.2
d.b.
1K
oFF
FF1
1
Fv
Vận tốc bánh dẫn: v =
58,0
60000
2,97*114*14,3
60000
n.d.
11

==


m/s < 2 m/s theo Bảng 6.13 (Trang
106-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn...) ta có cấp chính xác động học là 9.
Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)
H
= 0,006.
Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) g
o
= 73.
Nguyễn Hồng Quân-Lớp 43M
- 1 -
10
Thiết kế hệ thống trộn liệu Hớng dẫn: Đoàn Yên Thế
K
H
= K
H

.K
HV
= 1,025.1,065 = 1,09.
Thay số vào ta xác định đợc ứng suất tiếp xúc tác dụng trên bền mặt răng nh sau:

H
=
3,416
737,3*114*108
)1737,3(*09,1*3,505010*2

114
865,0.76,1.274
=
+
(Mpa).
Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép của cặp răng: [
H
] = [
H
]. Z
R
Z
V
K
xH
.
Với v = 0,58 m/s Z
V
= 1 (vì v < 5m/s ).Với cấp chính xác động học là 9 và chọn mức
chính xác tiếp xúc là 9. Khi đó độ nhám bề mặt là R
a
= 10ữ40 àm Z
R
= 0,9 với d
a
< 700mm
K
xH
= 1.
Vậy [

H
] = 481,2*1.0,9.1 = 433,08MPa.
Ta thấy rằng
[ ]
[ ]
6,3100/100*
08,433
3,41608,433
H
HH
=

=



o/o
<4
o/o
thoả mãn về điều kiện bền về tiếp xúc và giá thành sản phẩm.
4-Kiểm nghiệm răng cấp châm về độ bền uốn.
Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc bị gãy răng thì ứng suất uấn tác dụng lên
bánh răng
F
phải nhỏ thua giá trị ứng suất uấn cho phép [
F
] hay:
F
[
F

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

=

F2
=
F1
. Y
F2
/ Y
F1
Trong đó :
- T
1
: Mômen xoắn tác dụng trên trục 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 phân bố
không đều trên chiều rộng răng.
- K
Fv
: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp. - K
F

: Hệ số kể đến sự
phân bố không đều trên chiều rộng răng.
- Y
F
: Hệ số dạng răng.
- b

: Chiều rộng vành răng.
- d

1
: Đờng kính vòng chia của bánh chủ động;
- m : Môdum của bánh răng.
Do

==
==
6,3Y142Z
82,3YZ
2F2
1F1
Theo Bảng 6.18 (Trang 109-Tâp1: Tính toán ...).
Còn







===
=+=

+=



76,5
742,3
270
.58,0*73*016,0
u
a
.v.g.

06,1
1*1496,1*3,505010*2
114*108*76,5
1
K.K.T.2
d.b.
1K
oFF
FF1
1
Fv
Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)
F
= 0,016.
Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) g
o
= 73.
Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) K
F

= 1,11.
Do đây là bánh răng thẳng lên K
F


=1.
K
F
= K
F

.K
F


K
Fv
= 1,1496*1,06*1 = 1,22
Vậy ta có:
45,147
3*114*108
82,3*22,1*3,505010*2
m.d.b
Y.K.T.2
1
1FF1
1F
===

(MPa).

F2
=
F1
. Y
F2
/ Y
F1
= 147,45*3,6/3,82= 138,95 (MPa).
Nguyễn Hồng Quân-Lớp 43M

- 1 -
11
Thiết kế hệ thống trộn liệu Hớng dẫn: Đoàn Yên Thế
Do ứng suất uốn thực tế bánh răng có thể chịu đợc khi làm việc xác định nh sau.
[
F1
]= [
F1
].Y
S
.Y
xF
.Y
R
và [
F2
]= [
F2
].Y
S
.Y
xF
. Y
R
. Với m = 3 mm Y
S
=
1,08 0,0695.Ln(3) 1. Còn Y
R
= 1 và K

xF
= 1
[
F1
] = [
F1
].1.1.1 =252 MPa.
[
F2
] = [
F2
].1.1.1 = 237MPa.
Nhận thấy rằng cả hai bánh răng đều đáp ứng đợc điều kiện bền uấn vì :
( )
[ ]
( )
( )
[ ]
( )



=<=
=<=
MPa237MPa95,138
MPa2524MPa45,147
1F2F
1F1F
5. Kiểm nghiệm răng về quá tải.
Để bộ truyền khi quá tải (xảy khi mở máy hoặc hãm máy... Lúc đó momen xoắn tăng đột

ngột) không bị biến dạng d, gẫy dòn lớp bề mặt của răng hoặc biến dạng d, phá hỏng tĩnh mặt
lợn chân răng thì ứng suất tiếp xúc cực đại
Hmax
và ứng suất uốn cực đại
F1max
luôn luôn phải
nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép [
H
]
max
và [
F1
]
max
.
* Ta có ứng suất quá tải cho phép [
H
]
max
và [
F1
]
max
đợc xác định nh sau:
[ ]
[ ]



=

=
ch
max
F
ch
max
H
.8,0
.8,2
.
Vậy suất quá tải cho phép [
H
]
max
và [
F1
]
max
của mỗi bánh răng xác định nh sau:
[ ]
( )
[ ]
( )



===
===
.MPa464580.8,0.8,0
.MPa1624580.8,2.8,2

ch
max
1F
1ch
max
1H
[ ]
( )
[ ]
( )



===
===
MPa360450.8,0.8,0
.MPa1260450.8,2.8,2
ch
max
2F
2ch
max
2H
* Còn ứng suất quá tải phát sinh khi chạy máy đợc xác định nh sau:





=

=
qtFmaxF
qtHmaxH
K.
K.
(*)
Ta có hệ số quá tải K
qt
= T
max
/ T = 1,5.
Thay số vào công thức (*) ta có:
( )
[ ]
( )
( )
[ ]
( )
( )
[ ]
( )







=<===
=<===

=<===
.MPa360MPa5,1425,1*95,138K.
.MPa464MPa175,221`5,1.45,147K.
.MPa1260MPa86,5095,1.3,416K.
max
2FqtF2maxF
max
1FqtF1maxF
max
1HqtH1maxH
Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán đợc ở trên hoàn toàn đảm bảo đợc rằng bộ
truyền cấp chậm làm việc an toàn.
* Thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm :
- Khoảng cách trục: a


= 270 mm.
- Môđun bánh răng: m = 3 mm.
- Chiều rộng bánh răng: b
1
= 108 mm
- Số răng bánh răng: Z
1
= 38 và Z
1
= 142 răng.
- Đờng kính chia : d
1
= m. Z
1

= 3.38 = 114 mm;
d
2
= m.Z
2
= 3.142 = 426 mm;
-Đờng kính đỉnh răng:
- bánh nhỏ: da
1
=120 mm
Nguyễn Hồng Quân-Lớp 43M
- 1 -
12
Thiết kế hệ thống trộn liệu Hớng dẫn: Đoàn Yên Thế
- bánh lớn : da
2
= 429 mm
- Đờng kính đáy răng : d
f1
= d
1
- (2,5-2.x
1
).m = 55,848 mm.
d
f2
= d
2
- (2,5-2.x
2

).m = 309,172mm
- Góc prôfin răng gốc: = 20
0
.
- hệ số dịch chỉnh : x = 0
B -cấp nhanh
1-khoảng cách trục của bộ truyền cấp nhanh .
Vì hộp giảm tốc đồng trục cho nên cấp nhanh cũng có khoảng cách trục bằng với khoảng cách
trục củabộ truyền cấp chậm
a
w
=270 mm
2. Xác định các thông số ăn khớp
Môđun của bánh răng trụ răng thẳng (m) đợc xác đinh nh sau:
m = (0,01 ữ 0,02).a

1
= (0,01 ữ 0,02).271,7 = 2,71 ữ 5,42.
Theo dãy tiêu chuẩn hoá ta sẽ chọn m = 3 mm.
Tơng tự nh bộ truyền cấp chậm ta cũng có số răng ăn khớp ở hai bánh răng :
Z
1
=38 ; Z
2
=142
góc ăn khớp
tw
=
20
z

0
t
270*2
20cos*3*180
a*2
cos*m*
==


Z
t
= Z
1
+ Z
2
= 38+142 = 1 80 (răng);
Tỉ số truyền thc tế khi đó là :
U
t
= Z
2
/Z
1
= 142/38 = 3,737 3.
3-Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện
H
[
H
] = 363,6MPa.

Do
H
=
nh
nhH1
1
HM
U.b
)1U.(K.T.2
d
ZZ.Z


+
;
Các hệ số Z
M
,Z
H
,Z

chọn nh đối với bộ truyền cấp chậm .
Ta đã biết đ ợc các thông số nh sau:
- T
1
= 139147,8 (N.mm).
- Với
ba
=0,25 -
bd

= 0,5.
ba
.(u+1) =0,59
- b


=
ba
. a



= 0,25.270 = 67,5 mm ;
- U
nh
= 3,737 và d

1
= m.Z
1
= 3.38 = 114 (mm).
- Hệ số K
H
đợc xác định bởi công thức: K
H
= K
H

.K
HV

.
Do
bd
= 0,59 tiến hành tra Bảng 6.7 (Trang 98 Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ
khí) ta có K
H

= 1,03 (Sơ đồ 5).
Còn







===
=+=

+=



04,8
737,3
270
16,2*73*006,0
u
a
.v.g.

22,1
1.03,1*8,139147*2
114*5,67*04,8
1
K.K.T.2
d.b.
1K
oFH
FF1
1
Hv
Vận tốc bánh dẫn: v =
04,8
60000
5,363*114*14,3
60000
n.d.
11
==


m/s < 10m/s theo Bảng 6.13
(Trang 106-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn...) ta có cấp chính xác động học là 7.
Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)
H
= 0,006.
Nguyễn Hồng Quân-Lớp 43M
- 1 -
13
Thiết kế hệ thống trộn liệu Hớng dẫn: Đoàn Yên Thế

Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) g
o
= 73.
K
H
= K
H

.K
HV
= 1,03*1,22 = 1,26.
Thay số vào ta xác định đợc ứng suất tiếp xúc tác dụng trên bền mặt răng nh sau:

H
=
270
737,3*114*5,67
)1737,3(*03,1*8,139147*2
865,0*76,1*274 =
+
(Mpa).
Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép của cặp răng: [
H
] = [
H
]. Z
R
Z
V
K

xH
.
Với v = 8,04 m/s Z
V
= 0,92.v
0,05
=0,92.8,04
0,05
=1,02(vì v < 10m/s) Với cấp chính xác động
học là 7 và chọn mức chính xác tiếp xúc là 9. Khi đó độ nhám bề mặt là R
a
= 10ữ40 àm Z
R
= 0,9 với d
a
< 700mm K
xH
= 1. Vậy [
H
] = 363,3*1,02.0,9.1 = 333,8MPa.
Ta thấy rằng
[ ]
[ ]
19100/100*
8,333
2708,333
H
HH
=

=



o/o
> 4
o/o
thoả mãn về điều kiện bền về
tiếp xúc nhng không thoả mãn về giảm chi phí do thừa bền do đó ta cần giảm bề rộng vành
răng của bộ truyền cấp nhanh
Gọi
ba
là bề rộng vành răng khi đã giảm bề rộng .Ta có :

ba
= [
[ ]


H
H
]
2
*
ba
= [
6,333
270
]
2

*67,5=44,2 mm
ta chọn
ba
=45 mm
khi đó ta kiểm tra lại ứng suất của bộ truyền cấp nhanh:

H
=
330
737,3*114*45
)1737,3(*03,1*8,139147*2
865,0*76,1*274 =
+
Mpa
khi đó
[ ]
[ ]
1100/100*
8,333
7,3308,333
H
HH
=

=



o/o
<4

o/o
thoả mãn .
Vởy bộ truyền cấp nhanh đợc kiểm nghiệm về ứng suất tiếp xúc.
4- Kiểm nghiệm răng nhanh về độ bền uốn.
Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc bị gãy răng thì ứng suất uấn tác dụng lên
bánh răng
F
phải nhỏ thua giá trị ứng suất uấn cho phép [
F
] hay:
F
[
F
].
Do
m.d.b
Y.K.T.2
1
1FF1
1F

=

F2
=
F1
. Y
F2
/ Y
F1

Trong đó :
- T
1
: Mômen xoắn tác dụng trên trục chủ động.
- Các hệ số đợc tính nh đối với bộ truyền câp chậm.
Do



==
==
6,3Y142Z
82,3YZ
2F2
1F1
Theo Bảng 6.18
(Trang 109-Tâp1: Tính toán ...).
Còn







===
=+=

+=

6,79
742,3
270
.04,8*73*016,0
u
a
.v.g.
36,2
1*079,1*8,139147*2
114*45*6,79
1
K.K.T.2
d.b.
1K
oFF
FF1
1
Fv
Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)
F
= 0,016.
Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) g
o
= 73.
Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) .
Nguyễn Hồng Quân-Lớp 43M
- 1 -
14

Thiết kế hệ thống trộn liệu Hớng dẫn: Đoàn Yên Thế
Với
bd
= 0,59 ta có K
F

=1,079
Do đây là bánh răng thẳng lên K
F


=1.
K
F
= K
F

.K
F


K
Fv
= 1,079*2,36*1 = 2,54
Vậy ta có:
34,165
3*114*45
6,3*54,2*8,139147*2
m.d.b
Y.K.T.2

1
1FF1
1F
===

(MPa).

F2
=
F1
. Y
F2
/ Y
F1
= 165,34*3,6/3,82= 155,8 (MPa).
Do ứng suất uốn thực tế bánh răng có thể chịu đợc khi làm việc xác định nh sau.
[
F1
]= [
F1
].Y
S
.Y
xF
.Y
R
và [
F2
]= [
F2

].Y
S
.Y
xF
. Y
R
. Với m = 3 mm Y
S
=
1,08 0,0695.Ln(3) 1. Còn Y
R
= 1 và K
xF
= 1
[
F1
] = [
F1
].1.1.1 = 185MPa.
[
F2
] = [
F2
].1.1.1 = 169,7MPa.
Nhận thấy rằng cả hai bánh răng đều đáp ứng đợc điều kiện bền uấn vì :
( )
[ ]
( )
( )
[ ]

( )



=<=
=<=
MPa7,169MPa8,155
MPa185MPa34,165
1F2F
1F1F
5. Kiểm nghiệm răng về quá tải.
Để bộ truyền khi quá tải (xảy khi mở máy hoặc hãm máy... Lúc đó momen xoắn tăng đột
ngột) không bị biến dạng d, gẫy dòn lớp bề mặt của răng hoặc biến dạng d, phá hỏng tĩnh mặt
lợn chân răng thì ứng suất tiếp xúc cực đại
Hmax
và ứng suất uốn cực đại
F1max
luôn luôn phải
nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép [
H
]
max
và [
F1
]
max
.
* Ta có ứng suất quá tải cho phép [
H
]

max
và [
F1
]
max
đợc xác định nh sau:
[ ]
[ ]



=
=
ch
max
F
ch
max
H
.8,0
.8,2
.
Vậy suất quá tải cho phép [
H
]
max
và [
F1
]
max

của mỗi bánh răng xác định nh sau:
[ ]
( )
[ ]
( )



===
===
.MPa464580.8,0.8,0
.MPa1624580.8,2.8,2
ch
max
1F
1ch
max
1H
[ ]
( )
[ ]
( )



===
===
MPa360450.8,0.8,0
.MPa1260450.8,2.8,2
ch

max
2F
2ch
max
2H
* Còn ứng suất quá tải phát sinh khi chạy máy đợc xác định nh sau:





=
=
qtFmaxF
qtHmaxH
K.
K.
(*)
Ta có hệ số quá tải K
qt
= T
max
/ T = 1,5.
Thay số vào công thức (*) ta có:
( )
[ ]
( )
( )
[ ]
( )

( )
[ ]
( )







=<===
=<===
=<===
.MPa360MPa5,1425,1*95,138K.
.MPa464MPa175,221`5,1.45,147K.
.MPa1260MPa86,5095,1.3,416K.
max
2FqtF2maxF
max
1FqtF1maxF
max
1HqtH1maxH
Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán đợc ở trên hoàn toàn đảm bảo đợc rằng bộ
truyền cấp nhanh làm an toàn.
* Thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh :
- Khoảng cách trục: a


= 270 mm.
Nguyễn Hồng Quân-Lớp 43M

- 1 -
15
Thiết kế hệ thống trộn liệu Hớng dẫn: Đoàn Yên Thế
- Môđun bánh răng: m = 3 mm.
- Chiều rộng bánh răng: b
1
= 45 mm
- Số răng bánh răng: Z
1
= 38 và Z
1
= 142 răng.
- Đờng kính chia : d
1
= m. Z
1
= 3.38 = 114 mm;
d
2
= m.Z
2
= 3.142 = 426 mm;
-Đờng kính đỉnh răng:
- bánh nhỏ: da
1
=120 mm
- bánh lớn : da
2
= 429 mm
- Đờng kính đáy răng : d

f1
= d
1
- (2,5-2.x
1
).m = 55,848 mm.
d
f2
= d
2
- (2,5-2.x
2
).m = 309,172 mm
- Góc prôfin răng gốc: = 20
0
.
- hệ số dịch chỉnh : x = 0
IV thiết kế bộ truyền ngoài (bộ truyền đai) :
1 -chọn loại đai va tiết diện đai:
Chọn loại đai trong bộ truyền đai là đai thang thờng . Theo tiêu chuẩn Gost
12841-80;2-80-3-80 ,và hình (4.1) trang 59 ta chọn loại đai là đai b .Với các thông số của đai
dới đây:
Loại đai: thang thờng
Kí hiệu : b
Kích thớc tiết diện: bt = 14 mm
b = 17 mm
h = 10,5 mm
yo = 4
diện tích tiết diện : 138 mm
đờng kính đai nhỏ : 200 mm

chiều dàI đai : 3000 mm
2 Xác định các thông số của bộ truyền :
Nguyễn Hồng Quân-Lớp 43M
- 1 -
16
Thiết kế hệ thống trộn liệu Hớng dẫn: Đoàn Yên Thế
a-đ ờng kính đai nhỏ:
theo bảng 4.13 ta đã chọn đợc đờng kính bánh đai nhỏ; d 1 = 200 mm
từ đó xác định đợc vận tốc đai theo công thức :
s/m2,15
60000
1455*200*
60000
**
V
n
d
1
1

=

=
đờng kính bánh đai lớn :
d2=d1*u(1-) , với u là tỉ số truyền cua bộ truyền đai ,u= 4
= 0,1..0,2 chọn = 0,15
khi đó d2= 200* 4 /(1-0,15) = 812,2 mm
theo đúng tiêu chuẩn bảng (4.21) ta chọn đờng kính banh ssai lớn: d2 = 800 mm
b-khoảng cach trục a
trị số a đợc tính thoả mãn về điều kiện sau :

h + 0,55(d1+d2)<= â<= 2(d1+d2)
10,5 + 0,55(200+800) <= a <= (200+800)
560,5<= a <= 2000
chọn a = 1000 mm
chiều dài đai l xác định theo công thức :
l = 2a + (d1+ d2)/2 + 1/4a( d2-d1)
2

Nguyễn Hồng Quân-Lớp 43M
- 1 -
17
Thiết kế hệ thống trộn liệu Hớng dẫn: Đoàn Yên Thế
=2 .1000+.(200+800) + 1/4.1000(800-200)
2
= 3660,79 mm
theo tiêu chuẩn bảng 4.13 ta chọn l = 3750 mm
khi đó khoảng cách trục chính xác sẽ là :
a =



2
2
*8*
4
1
;với
( )
( )
mm2,2179800200

2
3750
2
l
dd
21
=+

=+

=


mm500
d
2
d
1
2
==


vậy a =
mm37,1089500.82,2179.
4
1
2,2179
2
=

+
chọn khoảng cách trục a = 1089 mm
c- góc ôm
1
trên bánh đai nhỏ xác định theo công thức :

1
= 180
o
-(d
2
-d
1
).57
o
/a= 180
o
-(800-200).57/1089=148,6
o
.
3- xác định số đai
Số đai đợc xác định theo công thức :
Z=p
1
.k

đ
/([p
o
].c

.c
1
.c
u
.c
z
)
Trong đó :
- p
1
công suất trên trục bánh công tác chủ động
p
1
= p
đc
.n
đc
= 7,5.0,875=6,56(kw)
k
đ
hệ số tảI động .Theo bảng (4.7) ta có k
đ
=1
c

: hệ số kể tới ảnh hởng của góc ôm
1
c

= 1-0,0025(180-148,6) = 0,9215
c
1
= hệ số kể tới ảnh hởng của chiều dàI đai
theo bảng (4.16) c
1
= 1,015
c
u
= hệ số kể đến ảnh hởng của tỉ số truyền ;c
u
= 1,14
c
z
= hệ số kể đén sự phân bố không đồng đèu về tảI trọng cho cac dây đai .Tính qua z=p
1
/[p
o
]
với [p
o
]tra theo bảng 4.19 [p
o
]= 5,1
do đó z= p
1

/[p
o
]=6,56/5,1=1,28vậy c
z
=0,947
vậy số đai trong bộ truyền đai :
z= 7,5.1/(5,1.0,92.1,105.1,14.0,94)=1,42
chọn số đai là z=1
*-chiều rộng bánh đai
B = (z-1)t+2.e
t=19
ê=1,25 theo bảng 4.21
vậy B = (1-1).15 + 2.12,5= 25 mm
*-đờng kính ngoàI của đai
d
a
= d +2.h
o
h
p
=4,2 (tra bảng 4.21)
vậy đờng kính bánh đai lớn :
d
a1
=800+2.4,2=808,4 mm
bánh đai nhỏ :
Nguyễn Hồng Quân-Lớp 43M
- 1 -
18
Thiết kế hệ thống trộn liệu Hớng dẫn: Đoàn Yên Thế

d
a2
=200+2.4,2 = 208,4 mm
4-Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục
Lực căng trên đai đợc xác định theo công thức sau :
F
o
=780.p
1
.k
đ
/ c

.v.z+ F
v
Trong đó F
v
:lực căng do lực li tâm sinh ra .
F
v
=q
m
.v
2
( với q
m
: khối lợng 1m chiều dàI đai .Theo bảng 4.22 q
m
= 0,1178 kg/m)
Vậy F

v
= 0,178(15,2)
2
= 41,125 (N)
Do đó F
o
= 780.6,56.1/(15,2.0,9215.1)+41,125 = 406,43N
Lực tác dụng lên trục :
F
r
= 2.F
o
.z.sin(
1
/2) = 2.406,43.1.sin(148,6/2)=782,53(N)
Phầniii: tính toán trục
I) Chọn vật liệu Đối với các trục dùng trong hộp giảm tốc ta chọn vật liệu chế tạo trục là
thép 45 tôI cảI thiện có
b

=750Mpa
ch
= 450Mpa và ứng suất xoắn cho phép
[

]=12
ữ
20Mpa.
II) Tính thiết kế trục :
Tính thiết kế trục nhằm xác đinh đờng kính và chiều dàI các đoạn trục đáp ứng yêy cầu về độ

bền, kết cấu lắp ghép và công nghệ .Tính trục và thiết kế trục ta tiến hành theo các bớc sau .
1-Xác định tảI trọng tác dụng lên trục:
a- lực tác dụng từ bộ truyền bánh bánh răng rụ .
khi ăn khớp các bộ truyền sẽ tác dụng các lực
-lực vòng F
t
:
+ đối vơI cấp nhanh
F
t1

N3,2443
114
8,139147.2
.2
d
T
1
1
==

F
t1
= F
t2
= 2443,3 N
+ đối với cấp chậm:
F
t3

N6,8867
114
3,505010.2
.2
d
T
2
2
==

F
t4
= F
t3
= 8867,6 N
-Lực hớng tâm:
+ đối với cấp nhanh
F
r1
= F
t1
.tg
tw
= 2443,3.tg20
o
= 889,3 N
F
r2
= F
r1

= 889,3 N
+ đối với cấp chậm:
F
r3
= F
t3
.tg
tw
= 8867,6.tg20
o
= 3227,5 N
F
r4
= F
r3
= 3227,5 N
-Với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng , lực doc trục F
a
= 0 ;
-*,Phơng chiều của các lực đợc xác định sơ bộ nh hình vẽ :
Nguyễn Hồng Quân-Lớp 43M
- 1 -
19