Tính toán và thiết kế các chi tiết máy cho hộp giảm tốc

ỏn chi tit mỏy
Thit k h dn ng bng ti Tng Hng Quang _ C in T _ K48
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. 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 môn 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.
Nhiệm vụ đợc giao là thiết kế hệ dẫn động tời kéo gồm có hộp giảm tốc bánh răng và
bộ truyền xích. Hệ đợc dẫn động bằng động cơ điện thông qua bộ truyền đai tới hộp
giảm tốc sẽ truyền chuyển động tới tời kéo.
Trong quá trình tính toán và thiết kế các chi tiết máy cho hộp giảm tốc em đã sử
dụng và tra cứu các tài liệu sau:
Tập 1 và 2 Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí của PGS.TS-Trịnh
Chất và PGS.TS-Lê Văn Uyển.
Tập 1 và 2 chi tiết máy của GS.TS-Nguyễn Trọng Hiệp.
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 các thầy trong bộ môn để em cũng cố
và hiểu sâu hơn , nắm vững hơn về những kiến thức đã học hỏi đợc.
Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy trong bộ môn, đặc biệt là thầy Nguyễn
Hải Sơn đã trợc tiếp hớng dẫn, chỉ bảo cho em hoàn thành tốt nhiệm vụ đợc giao .
Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn !
-----------------------------------@----------------------------------
1
ỏn chi tit mỏy
Thit k h dn ng bng ti Tng Hng Quang _ C in T _ K48
Phần I:Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền
I.1. Chọn động cơ

I.1.1.Xác định công suất cần thiết của động cơ
Công suất cần thiết trên xích tải là :
=
P
lv
P
bt
=
69,3
1000
67,0.5501
1000
.
==
vF
(KW)
Hệ dẫn động làm việc với tải trọng thay đổi theo chu kỳ.Do đó công suất trên
trục động cơ sẽ đợc tính bởi công suất tơng đơng P
tđđc
:
P
tđđc
=.

lv
P
Trong đó :
hệ số tải trọng

=

827,0
8
3.7.04.1
.
22
2
1
=
+
=









ck
ii
t
t
T
T

- hiệu suất hệ dẫn động

242

...
xolbrk

=
Tra bảng 2.3[1], ta đợc các hiệu suất:

k
= 1 : hiệu suất khớp nối

br
= 0,97 : hiệu suất của cặp bánh răng

ol
=0,99 : hiệu suất của cặp ổ lăn

d
=0,96 : hiệu suất của bộ truyền đai.
=1.0,97
2
.0,99
4
.0,96=0,87 Công suất tơng đơng trên trục động cơ là:
2
ỏn chi tit mỏy
Thit k h dn ng bng ti Tng Hng Quang _ C in T _ K48
P
tđđc
=0,827.
51,3
87,0

69,3
=
(kw)
I.1.2.Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ.
Theo bảng 2.4[1], chọn tỉ số của hộp giảm tốc khai triển bánh răng trụ 2 cấp là
16=
u
h
, truyền động đai (bộ truyền ngoài) là u
d
=3 =>tỉ số truyền của toàn bộ hệ
thống là:
U
t
= U
h
.U
d
= 16.3 = 48
Ta có số vòng quay của trục tang quay của băng tải:
=
n
lv
=
n
4

65,42
300.
67,0.60000

.
.60000
=

=
D
v
(vg/ph)
Số vòng quay sơ bộ của động cơ n
sb
: (Theo 2.18[1])
n
sbđc
= n
lv
. u
sb
= 42,65.48 = 2047,37 vg/ph
Chọn số vòng quay sơ bộ của động cơ là n
đb
= 2900 vg/ph.
Quy cách động cơ phải thỏa mãn đồng thời : P
đc


P
tddc
, n
đc
n

sb
và
dn
K
mm
T
T
T
T


3,1=
T
Tmm

Theo bảng phụ lục P 1.1[1], với P
tddc
=3,51 kw và n
đb
=2900 vg/ph ,ta chọn đợc
kiểu động cơ là : K132M2
Các thông số kĩ thuật của động cơ nh sau :
P
đc
= 5,5 kW ; n
dc
=2900vg/p ;
2,2=
Tdn
Tk

Vậy động cơ K132M2 phù hợp với yêu cầu thiết kế.
Theo bảng phụ lục P1.4[1] có :
d
dc
=32 (mm)
3
ỏn chi tit mỏy
Thit k h dn ng bng ti Tng Hng Quang _ C in T _ K48
I.2. Phân Phối Tỷ Số Truyền
Tỉ số truyền của hệ dẫn động :
99,67
65,42
2900
===
n
n
u
lv
dc
t
(theo CT 3.23[1] )
Theo 3.24[1] : u
t
=u
d
.u
h
Chọn u
d

= 3 u
hộp
=
66,22
3
99,67
=
.Ta chọn u
hộp
=22
Ta phân u
h
cho cấp nhanh và cấp chậm trong hộp giảm tốc theo 3 chỉ tiêu :
khối lợng nhỏ nhất, mô men quán tính thu gọn nhỏ nhất và thể tích các bánh lớn
nhúng trong dầu nhỏ nhất
Dựa vào bảng 3.1 chọn tỉ số truyền cho hộp nh sau :
u
1
=6,48 và u
2
= 3,39
Tính lại giá trị u
x
theo u
1
và u
2
trong hộp giảm tốc
U
d

=
=
u
u
h
t
09,3
39,3.48,6
99,67
=
Kết luận : u
h
= 22 ; u
1
= 6,48; u
2
=3,39 ; u
x
=3,09
Xác định công xuất, momen và số vòng quay trên các trục.
Tính công suất, mô men, số vòng quay trên các trục (I, II, III ) của hệ dẫn
động.
Công suất trên các trục :
P
III
=

kol
lv
P

.
=
1.99,0
69,3
= 3,72 (kW) ;
4
Đồ án chi tiết máy
Thiết kế hệ dẫn động băng tải Tống Hồng Quang _ Cơ Điện Tử _ K48
P
II
=
ηη
brol
III
P
=
97,0.99,0
72,3
= 3,88 (kW) ;
P
I
=
ηη
brol
II
P
=
97,0.99,0
88,3
=4,04 (kW) ;

P
dc
=
ηη
old
I
P
=
96,0.99,0
04,4
=4,25 (kW)
Sè vßng quay trªn c¸c trôc:
n
®c
=2900 (vg/ph)
n
I
= n
dc
/u
d
= 2900/3,09 = 938,38 (v/ph)
n
II
= n
I
/u
1
= 938,38/6,48 = 144,81 (v/ph)
n

III
= n
II
/u
2
= 144,81/3,39= 42,72 (v/ph)
M« men trªn c¸c trôc :
T
I
= 9,55. 10
6
.
n
P
I
I
= 9,55.10
6
.
38,938
04,4
= 41085,93(Nmm).
T
II
= 9,55. 10
6
.
10.55,9=
n
P

II
II
6
.
81,144
88,3
=255667,25(Nmm).
T
III
= 9,55. 10
6
.
10.55,9=
n
P
III
III
6
.
50,832303
72,42
72,3
=
(Nmm).
35,13988
2900
25,4
.10.55,9.10.55,9
66
===

dc
dc
dc
n
P
T
(Nmm).
5
ỏn chi tit mỏy
Thit k h dn ng bng ti Tng Hng Quang _ C in T _ K48
Ta lập đợc bảng kết quả tính toán sau:
Trục
Thông số
Động cơ I II III Trục ct
P (KW) 4,25 4,04 3,88 3,72 3,69
U 3,09 6,48 3,39 1
n(vg/p) 2900 938,38 144,81 42,72 42,72
T (Nmm) 13988,35 41085,93
255667,25 832303,5 824894,7
Bảng 1
Phần II : Tính toán thiết kế các bộ truyền
A. Tính Bộ Truyền Bánh Răng Trong Hộp Giảm Tốc
I. Tính toán bộ truyền cấp nhanh (bánh trụ răng nghiêng).
1.Chọn vật liệu.
Theo bảng 6.1[1] chọn:
Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 ữ 285 có:

b1
= 850 MPa ;
ch1

= 580 MPa. Chọn HB
1
= 245
Bánh lớn : Thép 45, tôi cải thiện đạt đọ rắn HB 192...240 có:

b2
= 750 MPa ;
ch2
= 450 MPa. Chọn HB
2
= 230
6
ỏn chi tit mỏy
Thit k h dn ng bng ti Tng Hng Quang _ C in T _ K48
2. Xác định ứng suất cho phép.
ứng suất tiếp xúc cho phép:

[ ]
( )
HLxHVRHHH
KKZZS

=
lim

;
Chọn sơ bộ Z
R
Z
V

K
xH
= 1
[ ]
HHLHH
SK

=
lim

S
H
: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc, S
H
=1,1.

limH

: ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở;

limH

= 2.HB + 70

H lim1
= 560 MPa;


H lim2
= 530 MPa;

K
HL
=
H
m
HEHO
NN

m
H
: Bậc của đờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc,với m
H
= 6.
N
HO
: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.
N
HO
= 30. H
4,2
HB

H
HB
: độ rắn Brinen.

74,2
1
10.6,1245.30 ==
HO

N

74,2
2
10.4,1230.30 ==
HO
N
N
HE
: Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng.

( )
CKiiiiHE
ttTTtncN /./....60
3
1
=
c: Số lần ăn khớp trong một vòng quay.
T
i
, n
i
, t
i
: Lần lợt là mômen xoắn , số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế
độ i của bánh răng đang xét.

( )
7
1

833
1
10.6,110.32,1225,0.)7,0(625,0.1.20000.1445.1.60 =>=+=
HOHE
NN

( )
7
2
833
2
10.4,110.03,225,0.)7,0(625.01.20000.06,238.1.60 =>=+=
HOHE
NN

lấy N
HE
=N
HO
để tính => K
HL1
= K
HL2
=1
7
ỏn chi tit mỏy
Thit k h dn ng bng ti Tng Hng Quang _ C in T _ K48
[
H
]

1
=
MPa509
1,1
1.560
=
; [
H
]
2
=
MPa482
1,1
1.530
=
Vì bộ truyền là bộ truyền bánh trụ răng nghiêng nên theo 6.12[1]:
[ ] [ ] [ ]
( )
[ ]
27,60282,481.25,125,145,4952/
221
===+=
HHHH
MPa


- ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải của mỗi bánh răng:
Theo ct6.13[1]:
Bánh 1: [
H

]
1max
=2,8


ch1
=2,8.580 = 1624 Mpa
Bánh 2:

[
H
]
2max
=2,8


ch2
=2,8.450 = 1260 Mpa
Vậy ta chọn [
H
]
max
=1260 Mpa
- ứng suất uốn cho phép:

[ ]
( )
FCFLxFSRFFF
KKKYYS

=
lim

Chọn sơ bộ:Y
R
.Y
S
.K
XF
=1 => [
F
] =(

F lim
/S
F
).K
FC
.K
FL
Tra bảng 6.2[1]:

F lim
= 1,8.HB ; S
F
=1,75 ;
=>

F lim1
= 1,8.245 =441 MPa.

F lim2
= 1,8.230= 414 MPa.
K
FC
: hệ số xét đến ảnh hởng của đặt tải.Với tải trọng một phía => K
FC
=1
K
FL
: hệ số tuổi thọ.
K
FL
=
F
m
FEFO
NN

m
F
: Bậc của đờng cong mỏi khi thử về uốn, với m
F
= 6.
N
FO
: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn.
N
FO

= 4.
6
10
vì vật liệu là thép 45,
N
FE
: Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng.

( )
cki
m
iiiFE
ttTTtncN
F
/./....60
1
=
8
ỏn chi tit mỏy
Thit k h dn ng bng ti Tng Hng Quang _ C in T _ K48
c : Số lần ăn khớp trong một vòng quay.
T
i
, n
i
, t
i
: Lần lợt là mômen xoắn , số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế
độ i của bánh răng đang xét.

( )
6866
1
10.410.37,638,0.)7,0(5,0.1.18000.38,938.1.60 =>=+=
FOFE
NN

( )
6766
2
10.410.8,938,0.)7,0(5,0.1.18000.81,144.1.60 =>=+=
FOFE
NN
Ta có : N
FE
> N
FO
=> để tính toán lấy N
FE
=N
FO
=> K
FL1
= K
FL2
=1
Thay vào công thức trên ta đợc:
[
F1
]=441.1.1/1,75 =252 MPa

[
F2
]= 414.1.1 / 1,75 = 236,57 MPa,
ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
[
F1
]
max
= 0,8
ch1
= 0,8.580= 464 MPa;
[
F2
]
max
= 0,8
ch2
= 0,8.450 = 360 MPa;
3. . Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Theo ct6.15a[1]:
a
w12
= K
a
(u
1
+1)
[ ]
3
1

2
1
..
.
baH
H
u
KT


Với: T
1
: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động của cấp nhanh, (Nmm) ;
T
1
= 41085,93 (Nmm)
K
a
: hệ số phụ thuộc vào loại răng và vật liệu cặp bánh răng ;
Theo bảng 6.5[1],với bánh răng nghiêng K
a
= 43
Hệ số chiều rộng vành răng
ba
= b
w
/a
w12
;
Theo bảng 6.6[1] chọn

ba
=0,3

( ) ( )
19,1148,6.3,0.53,01.53,0
1
=+=+= u
babd

9
ỏn chi tit mỏy
Thit k h dn ng bng ti Tng Hng Quang _ C in T _ K48
Tra bảng 6.7[1] ( sơ đồ 3) ta đợc K
H

=1,2;
[
H
]= 495,45 MPa
Thay số ta định đợc khoảng cách trục :
a
w12
= 43.(6,48+1).
92,150
3,0.48,6.45,495
2,1.93,41085
3
2
=
(mm)

Lấy a
w12
= 160 mm
4.Xác định thông số của cặp bánh răng:
Mô đun : m=(0,01 0,02)a
w12
=1,6 3,2 (mm)
Chọn mô đun : m=2 mm
Tính số răng của bánh răng:
Chọn sơ bộ =10
0
,do đó cos=0,9848,theo 6.31[1] ta có :
Số răng bánh nhỏ :
Z
1
= 2.a
w12
.cos/ [m(u
1
+1)] = 2.160.0,9848/[ 2 (6,48+1)] = 21,07(răng)
Lấy Z
1
=21 răng
Số răng bánh lớn:
Z
2
= u
1
Z
1

= 6,48.21 = 136,08(răng)
Lấy Z
2
=136 răng
Z
t
= Z
1
+ Z
2
= 21 + 136 = 157
Do đó tỉ số truyền thực sẽ là :u
1
= 136/21 = 6,4762
Ta có : u= (u- u
t
)/u=(6,48- 6,4762)/6,4762=0,06% < 4%
Cos=mZ
t
/(2.a
w12
)=2.157/(2.160)=0,9813
=11,11
0
Với bánh răng nghiêng ta không dịch chỉnh nên x
1
=x
2
=0
Theo Bảng 6.11[1] ,

10
ỏn chi tit mỏy
Thit k h dn ng bng ti Tng Hng Quang _ C in T _ K48
Góc Profin răng :

t
= arctg(tg/cos) =arctg(tg20/cos11,11) = 20,35
o
Góc ăn khớp :

tw12
= arcos(a.cos
t
./ a
w12
)
vì a= 0,5.(d
2
+d
1
) = 160 =>
tw12
=
t
= 20,35
0

Nh vậy,thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh :
Khoảng cách trục : a
w12

=160 mm
Mô đun : m =2 mm
Chiều rộng vành răng : b
w12
= 48 mm
Tỉ số truyền : u
1
= 6,48
Số răng : Z
1
=21 ; Z
2
=136
Đờng kính vòng chia : d
1
= m. Z
1
/cos = 2.21/ cos11,11 = 42,8 (mm).
d
2
= m.z
2
/cos = 2. 136/ cos11,11 =
277,2(mm).
Đờng kính vòng lăn : d
w1
=2a
w12
/(u
1

+1) =2.160/(6,48+1)=42,8 (mm)
d
w2
= u
1.
d
w1
=6,48.42,8 =277,2 (mm)
Đờng kính đỉnh răng : d
a1
= d
1
+ 2(1+x
1
-y) m
=42,8 + 2(1+ 0 - 0).2=46,8 (mm).
d
a2
= d
2
+ 2(1+x
2
-y).m
=277,2+2.(1+0 - 0).2=281,2 (mm).
- Đờng kính đáy răng : d
f1
= d
1
(2,5-2x
1

)m
=42,8- (2,5-2 . 0).2=37,8(mm).
d
f2
= d
2
(2,5-2x
2
)m
=277,2 - (2,5-2 . 0).2=272,2 (mm).
11
ỏn chi tit mỏy
Thit k h dn ng bng ti Tng Hng Quang _ C in T _ K48
Hệ số trùng khớp:

= (1,88-3,2(1/z
1
+1/z
2
)).cos()
= (1,88-3,2(1/21+1/136)).cos(11,11) =1,6721
5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Yêu cầu cần phải đảm bảo
H


[
H
]
Theo 6.33[1]:

H
= Z
M
Z
H
Z


2
1112
11
..
)1.(..2
ww
H
dub
uKT +

Trong đó : - Z
M
: Hệ số xét đến ảnh hởng cơ tính vật liệu;
Z
M
= 274 MPa
1/3
(tra bảng 6.5) ;
Z
H
: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc;

Z
H
=
12
2sin
)cos(.2
tw


=
( )
0
35,20.2sin
)11,11cos(.2
= 1,737
Z

: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;
Vì

=
147,1
.2
)11,11sin(.48
.
)sin(.
>==


m

b
w
Z

=


1
=
6721,1
1
=0,773
K
H
: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc;
K
H
= K
H

.K
HV
K
H

Tra bảng 6.7[1]: K
H

= 1,2
Vận tốc vòng bánh dẫn : v

1
=
103,2
60000
38,938.8,42.
60000
..
11
==


nd
w
(m/s)
Theo bảng 6.13[1] .Chọn cấp chính xác 9,
Theo bảng 6.14[1] ta có K
H

= 1,13
Theo bảng 6.16[1] chọn g
o
= 73
12
ỏn chi tit mỏy
Thit k h dn ng bng ti Tng Hng Quang _ C in T _ K48
Theo công thức 6.42 [1] :

53,1
48,6
160

.103,2.73.002,0.
1
12
1
===
u
a
vg
w
oHH

Trong đó theo bảng 6.15[1] =>
H
=0,002

03,1
13,1.2,1.93,41085.2
8,42.48.53,1
1
..2
..
1
1
112
=+=+=


HH
wwH
Hv

KKT
db
K
K
H
= 1,2 . 1,13 . 1,03 = 1,39
Thay các giá trị vừa tính đợc vào ct6.33[1] :

H
= 274.1,737. 0,773.
2
8,42.48,6.48
)148,6.(39,1.93,41085.2 +
= 451,28(MPa)
Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [
H
] = [
H
]. Z
R
Z
V
K
xH
.
Với v
1
=2,096 (m/s ) < 5 (m/s) Z
V
= 1. Cấp chính xác động học là 9, chọn

mức chính xác tiếp xúc là 8. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là R
a


1,25...0,63
àm. Do đó Z
R
= 0,95, với d
a
< 700(mm) ; K
xH
= 1.
[
H
] = 495,45.1.0,95.1 = 470,68 MPa
Nh vậy,
H


[
H
] Răng thoả mãn về độ bền tiếp xúc.
6.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Theo ct6.43,6.44[1] :

F1
=2T
1
K
F

Y
F1
Y

Y

/(b
w12
d
w1
m) [
F1
]

F2
=
F1
. Y
F2
/ Y
F1
Trong đó: Y

là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Y

=1/

=1/1,591=0,63
Y

là hệ số kể đến độ nghiêng của răng.
Y

= 1 /140 = 1- 11,11
o
/140 = 0,92
13
ỏn chi tit mỏy
Thit k h dn ng bng ti Tng Hng Quang _ C in T _ K48
Số răng tơng đơng :
Z
v1
=Z
1
/cos
3
=21/0,9813
3
=22
Z
v2
=Z
2
/cos
3
=136/0,9813
3
=144
Theo bảng 6.18[1], có Y

F1
= 4 ; Y
F2
=3,6
Theo bảng 6.7, K
F

= 1,41;
Theo bảng 6.14 [1] , K
F

=1,37
Theo công thức

58,4
48,6
160
.096,2.73.006,0.
1
12
1
===
u
a
vg
w
oFF

Trong đó theo bảng 6.15 [1],
F

= 0,006, theo bảng 6.16[1], g
0
= 73.Do đó theo
công thức
K
Fv
=1+
F
b
w12
d
w1
/(2T
1
K
F

K
F

)
=1+4,58.48. 42,8/(2.41085,93.1,41.1,37)=1,06
K
F
=1,41. 1,37 .1,06=2,05
Vậy
F1
= 2 . 41085,93. 2,05 . 0,6. 0,92 . 4/(48 .42,8 .2) = 90,11 MPa

F2

=
F1
Y
F2
/ Y
F1
= 90,11 . 3,6/4= 81,1 MPa
Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:
[
F1
] =[
F1
]. Y
R
. Y
s
. K
xF
[
F2
] =[
F2
]. Y
R
. Y
s
. K
xF
với m = 3 Y
s

= 1,08- 0,0695ln(3) = 1,004; Y
R
=1; K
xF
=1(d
a
< 400), do đó ứng
suất uốn cho phép thực tế là
[
F1
] = 252.1.1,004.1= 252,919 MPa
[
F2
] = 236,6.1.1,004.1=237,43 MPa
14
ỏn chi tit mỏy
Thit k h dn ng bng ti Tng Hng Quang _ C in T _ K48

F1
,
F2
đều nhỏ hơn các giá trị cho phép, vậy độ bền uốn của răng đảm bảo .
7. Kiểm nghiệm răng về quá tải
Để tránh biến dạng d hoặc gẫy giòn lớp bề mặt, ứng suất cực đại không đợc vợt
quá một giá trị cho phép
Hệ số quá tải: K
qt
=T
max
/T

1
=1,3
Theo 6.48[1] :

Hmax
=
H
qt
K
= 451,28
3,1
= 514,54 MPa < [
H]
]
max
= 1260 MPa;

F1max
=
F1
K
qt
= 90,11.1,3 = 117, 15 MPa < [
F1
]
max
= 464 MPa;

F2max
=

F2
K
qt
= 81,1.1,3 = 105,43 MPa < [
F2
]
max
= 360 MPa;
Vậy răng đủ độ bền về quá tải.
II.Tính toán bộ truyền cấp chậm (bánh trụ răng nghiêng).
1.Chọn vật liệu.
Theo bảng 6.1[1] chọn:
Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 ữ 285 có:

b3
= 850 MPa ;
ch3
= 580 MPa. Chọn HB
3
= 245 (HB)
Bánh lớn : Thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192...240 có:

b4
= 750 MPa ;
ch4
= 450 MPa. Chọn HB
4
= 230 (HB)
2. Xác định ứng suất cho phép.
ứng suất tiếp xúc cho phép:

[ ]
( )
HLxHVRHHH
KKZZS

=
lim

;
Chọn sơ bộ Z
R
Z
V
K
xH
= 1
[ ]
HHLHH
SK

=
lim

S
H
: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc, S
H
=1,1.

limH

: ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở;
15
ỏn chi tit mỏy
Thit k h dn ng bng ti Tng Hng Quang _ C in T _ K48

limH

= 2.HB + 70

H lim3
= 560 MPa;


H lim4
= 530 MPa;
K
HL
=
H
m
HEHO
NN

m
H
: Bậc của đờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc,với m
H
= 6.

N
HO
: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.
N
HO
= 30. H
4,2
HB

H
HB
: độ rắn Brinen.

74,2
3
10.62,1245.30 ==
HO
N

74,2
4
10.39,1230.30 ==
HO
N
N
HE
: Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng.

( )
CKiiiiHE

ttTTtncN /./....60
3
1
=
c: Số lần ăn khớp trong một vòng quay.
T
i
, n
i
, t
i
: Lần lợt là mômen xoắn , số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế
độ i của bánh răng đang xét.

( )
ckiiiHE
ttTTtncN /./....60
3
133
=

( )
7
3
733
3
10.62,110.8,9375,0.)7,0(5,0.1.18000.81,144.1.60 =>=+=
HOHE
NN

( )
7
4
733
4
10.39,110.9,2375,0.)7,0(5,0.1.18000.72,42.1.60 =>=+=
HOHE
NN

lấy N
HE
=N
HO
để tính => K
HL3
= K
HL4
=1
[
H
]
3
=
MPa509
1,1
560
=
; [
H
]

4
=
MPa8,481
1,1
1.530
=
Vì bộ truyền là bộ truyền bánh trụ răng nghiêng nên theo 6.12[1] :
[ ] [ ] [ ]
( )
[ ]
443
25,14,4952/
HHHH
MPa

=+=
- ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải của mỗi bánh răng:
16
ỏn chi tit mỏy
Thit k h dn ng bng ti Tng Hng Quang _ C in T _ K48
Theo ct6.13[1]:
Bánh 3: [
H
]
3max
=2,8


ch3
=2,8.580 = 1624 Mpa

Bánh 4:

[
H
]
4max
=2,8


ch4
=2,8.450 = 1260 Mpa
Vậy ta chọn [
H
]
max
=1260 Mpa
- ứng suất uốn cho phép:

[ ]
( )
FCFLxFSRFFF
KKKYYS

=
lim

Chọn sơ bộ:Y
R
.Y
S

.K
XF
=1 => [
F
] =(

F lim
/S
F
).K
FC
.K
FL
Tra bảng 6.2[1]:

F lim
= 1,8.HB ; S
F
=1,75 ;
=>

F lim3
= 1,8.245 = 441MPa.


F lim4
= 1,8.230 = 414 MPa.
K
FC
: hệ số xét đến ảnh hởng của đặt tải.Với tải trọng một phía => K

FC
=1
K
FL
: hệ số tuổi thọ.
K
FL
=
F
m
FEFO
NN

m
F
: Bậc của đờng cong mỏi khi thử về uốn, với m
F
= 6.
N
FO
: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn.
N
FO
= 4.
6
10
vì vật liệu là thép 45,
N
EE
: Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng.

( )
cki
m
iiiFE
ttTTtncN
F
/./....60
1
=
c : Số lần ăn khớp trong một vòng quay.
T
i
, n
i
, t
i
: Lần lợt là mômen xoắn , số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế
độ i của bánh răng đang xét.

( )
6766
3
10.410.5,8375,0.)7,0(5,0.1.18000.81,144.1.60 =>=+=
FOFE
NN

( )
6766
4

10.410.5,2375,0.)7,0(5,0.1.18000.72,42.1.60 =>=+=
FOFE
NN
17
ỏn chi tit mỏy
Thit k h dn ng bng ti Tng Hng Quang _ C in T _ K48
Ta có : N
FE
> N
FO
=> để tính toán lấy N
FE
=N
FO
=> K
FL3
= K
FL4
=1
Thay vào công thức trên ta đợc:
[
F3
]=441.1.1/1,75 =252 MPa
[
F4
]= 414.1.1 / 1,75 = 236,5 MPa,
ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
[
F3
]

max
= 0,8
ch3
= 0,8.580= 464MPa;
[
F4
]
max
= 0,8
ch4
= 0,8.450 = 360MPa;
3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Theo ct6.15a[1]:
a
w23
= K
a
(u
2
+1)
[ ]
3
2
2
2
..
.
baH
H
u

KT


Với: T
2
: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động của cấp chậm, (Nmm) ;
T
2
= 255667,25 (Nmm)
K
a
: hệ số phụ thuộc vào loại răng và vật liệu cặp bánh răng ;
Theo bảng 6.5[1],với bánh răng nghiêng K
a
=43
Hệ số chiều rộng vành răng
ba
= b
w
/a
w1
;
Theo bảng 6.6[1] chọn
ba
=0,4

( ) ( )
93,0139,3.4,0.53,01.53,0
2
=+=+= u

babd

Tra bảng 6.7[1] ( sơ đồ 5) ta đợc K
H

=1,07 ;
[
H
]= 495,4 MPa
Thay số ta định đợc khoảng cách trục :
a
w23
= 43.(3,39 +1).
82,176
4,0.39,3.4,495
07,1.27,255667
3
2
=
(mm)
18
ỏn chi tit mỏy
Thit k h dn ng bng ti Tng Hng Quang _ C in T _ K48
Dựa theo tiêu chuẩn SEV229-75 dãy 1 :
Chọn: a
w23
= 180(mm)
4. Xác định các thông số ăn khớp
Môđun : m
m = (0,01 ữ 0,02). a

w23
= (0,01 ữ 0,02).180 = (1,8ữ 3,6).
Theo bảng 6.8[1] _ bảng về giá trị môđun tiêu chuẩn
Chọn m =3 (mm)
Chọn sơ bộ =10
0
,do đó cos=0,9848,theo 6.31[1] ta có :
Số răng bánh nhỏ :
Z
3
= 2

a
w23
cos/ [m(u
2
+1)] = 2.180.0,9848/[ 3(3,39+1)]
= 26,92
Lấy Z
3
=27 răng
Số răng bánh lớn:
Z
4
= u
2
Z
3
= 3,39.27= 90,99 (răng)
Lấy Z

4
= 91 răng
Z
t
= Z
3
+ Z
4
= 27+91 = 118
Do đó tỉ số truyền thực sẽ là :u
2
= 91/27 = 3,37
Ta có : u= (u- u
t
)/u=(3,39- 3,37)/3,37=0,59% < 4%
Cos=mZ
t
/(2.a
w23
)=3.118/(2.180)=0,9833
=10,48
0
Với bánh răng nghiêng ta không dịch chỉnh nên x
3
=x
4
=0
Nh vậy,thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm :
Khoảng cách trục : a
w23

=180 mm
19
ỏn chi tit mỏy
Thit k h dn ng bng ti Tng Hng Quang _ C in T _ K48
Mô đun : m =3 mm
Chiều rộng vành răng : b
w23
= a
w23
.
ba

= 180.0,4=72 mm
Tỉ số truyền : u
2
= 3,37
Số răng : Z
3
=27 ; Z
4
=91
Hệ số dịch chỉnh : x
3
=x
4
=0
Đờng kính vòng chia : d
3
= m. z
3

/cos = 3.27/0,9833 = 82,37 (mm).
d
4
= m.z
4
/ cos = 3. 91/0,9833 =277,63
(mm).
Đờng kính vòng lăn : d
w3
=2a
w23
/(u
2
+1) =2.180/(3,37+1)=82,37(mm)
d
w4
= u
2.
d
w3
=3,37.82,37 =277,63 (mm)
Đờng kính đỉnh răng : d
a3
= d
3
+ 2m =82,37 + 2.3= 88,37 (mm).
d
a4
= d
4

+ 2m =277,63+2.3 = 283,63(mm).
Đờng kính đáy răng : d
f3
= d
3
-2,5m = 82,37 - 2,5.3 = 74,87(mm).
d
f4
= d
4
-2,5m =277,63 - 2,5.3 = 270,13 (mm).
Hệ số trùng khớp:

= [1,88-3,2(1/z
3
+1/z
4
)]cos
=[1,88-3,2(1/27+1/91)].0,9833 =1,6975
Góc nghiêng của răng : =10, 48
0
Yêu cầu cần phải đảm bảo
H


[
H
]
Theo 6.33[1]:

H
= Z
M
Z
H
Z


2
3234
23
..
)1.(..2
ww
H
dub
uKT
+

Trong đó : - Z
M
: Hệ số xét đến ảnh hởng cơ tính vật liệu;
Z
M
= 274 MPa
1/3
(tra bảng 6.5) ;
Theo 6.35[1] :
20
ỏn chi tit mỏy

Thit k h dn ng bng ti Tng Hng Quang _ C in T _ K48
tg
b
=cos
t
.tg=cos(20,31).tg(10,48)=0,17
b
=9,84
0
với
t
=
tw34
=arctg(tg/cos)= arctg(tg20/cos10,48)=20,31
0
do đó theo 6.34[1] :
Z
H
=
34
b
2sin
cos2
tw


=
( )
0
31,20.2sin

985,0.2
= 1,74
(Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc)
Theo 6.37[1],

=b
w
sin/(m)=72.sin(10,48)/( .3)=1,39 >1
Do đó theo 6.38[1] :
Z

: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;
Z

=


1
=
6975,1
1
=0,768
K
H
: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc;
K
H
= K
H

.K
HV
K
H

Tra bảng 6.7[1]: K
H

= 1,07
Vận tốc vòng bánh dẫn : v
3
=
184,0
60000
81,144.37,82.
60000
..
33
==


nd
w
(m/s)
Theo bảng 6.13[1] .Chọn cấp chính xác 9, tra bảng 6.16[1] chọn g
o
= 73
Theo công thức 6.42 [1] :

2,0

37,3
180
.184,0.73.002,0.
2
23
3
===
u
a
vg
w
oHH

Trong đó theo bảng 6.15[1] =>
H
=0,002
Tra bảng 6.14[1]: K
H

=1,13

1
13,1.07,1.25,255667.2
37,82.72.2,0
1
..2
..
1
2
334

=+=+=


HH
wwH
Hv
KKT
db
K
K
H
= 1,07.1,13.1 = 1,21
21
ỏn chi tit mỏy
Thit k h dn ng bng ti Tng Hng Quang _ C in T _ K48
Thay các giá trị vừa tính đợc vào ct6.33[1] :

H
= 274.1,74. 0,768.
2
37,82.37,3.72
)137,3.(21,1.25,255667.2
+
= 469,121 (MPa)
Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [
H
] = [
H
]. Z
R

Z
V
K
xH
.
Với v = 0,704 (m/s ) Z
V
= 1 (vì v < 5 m/s ) . Cấp chính xác động học là 9,
chọn mức chính xác tiếp xúc là 8. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là
R
a
= 2,5...1,25 àm. Do đó Z
R
= 0,95, với d
a
< 700(mm). K
xH
= 1.
[
H
] = 495,41.0,95.1.1=471 MPa ,
H
< [
H
] .
Vậy thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc.
II.2.2.6.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Theo ct6.43,6.44[1] :

F3

=2T
3
K
F
Y
F3
Y

Y

/(b
w34
d
w3
m) [
F3
]

F4
=
F3
. Y
F4
/ Y
F3
Trong đó: Y

là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Y

=1/

=1/1,6975=0,59
Y

= 1 - 10,48/140
=
0,93
Số răng tơng đơng :
Z
v3
=Z
3
/cos
3
=27/0,9833
3
=28
Z
v4
=Z
4
/cos
3
=91/0,9833
3
=96
Theo bảng 6.18[1], có Y
F3
= 3,8 ; Y

F4
=3,6
Theo bảng 6.7, K
F

= 1,16;
K
F

=1,37: theo bảng 6.14 với v
3
< 2,5m/s và cấp chính xác 9.
Theo công thức
22
ỏn chi tit mỏy
Thit k h dn ng bng ti Tng Hng Quang _ C in T _ K48

59,0
37,3
180
.184,0.73.006,0.
2
23
3
===
u
a
vg
w
oFF

Trong đó theo bảng 6.15 [1],
F
= 0,006, theo bảng 6.16[1], g
0
= 73.Do đó theo
công thức
K
Fv
=1+
F
b
w34
d
w3
/(2T
3
K
F

K
F

)
=1+0,59.72.82,37/(2.255667,25.1,16. 1,37)=1
K
F
= K
F

. K
F

. K
Fv
=1,16.1,37.1=1,6
Vậy
F3
= 2.255667,25.1,6.0,59.0,93.3,8/(72.82,37.3) = 94,99 MPa

F4
=94,99 . 3,6/3,8=89,99 Mpa
tính chính xác ứng suất uốn cho phép:
[
F3
] =[
F3
]. Y
R
. Y
s
. K
xF
[
F4
] =[
F4
]. Y
R
. Y

s
. K
xF
với m = 3 Y
s
= 1,08- 0,0695ln(3) = 1,003: Y
R
=1: K
xF
=1(d
a
< 400), do đó ứng
suất uốn cho phép thực tế là
[
F3
] = 252.1.1,003.1= 253 MPa
[
F4
] = 236,5.1.1,003.1=237 MPa

F3
,
F4
đều nhỏ hơn các giá trị cho phép, vậy độ bền uốn của răng đảm bảo .
II.2.2.7. Kiểm nghiệm răng về quá tải
Để tránh biến dạng d hoặc gẫy giòn lớp bề mặt, ứng suất cực đại không đợc vợt
quá một giá trị cho phép
Hệ số quá tải: K
qt
=T

max
/T
1
=1,3
Theo 6.48[1] :

Hmax
=
H
qt
K
= 469,131
3,1
= 535 MPa < [
H]
]
max
= 1260 MPa;
23
ỏn chi tit mỏy
Thit k h dn ng bng ti Tng Hng Quang _ C in T _ K48

F3max
=
F3
K
qt
= 94,99.1,3 = 123,5 MPa < [
F3
]

max
= 464 MPa;
Vậy răng đủ độ bền về quá tải.
II.2.2.8. Kiểm nghiệm điều kiện bôi trơn
Có d
w2
=277,33 (mm) d
w4
=277,63 (mm)
hệ số bôi trơn
001,1
33,277
63,277
2
4
===
w
w
d
d
c
vậy 1 c 1,3 nên điều kiện bôi trơn đợc thỏa mãn
B. Tính toán bộ truyền đai
- công suất tại trục chủ động P
1đ
= 4,25 kw
- số vòng quay của trục chủ động n
1đ
=n
đc

= 2900 v/ph
- tỉ số truyền u
đ
= 3,1
- Làm việc 1 ca, tải trọng va đập nhẹ.
I. Chọn loại đai
Do chế độ làm việc yêu cầu đối với bộ truyền đai là làm việc ổn định trong một ca
tơng đơng với 18 h. Cho nên đai phải có độ bền cao thêm vào đó vẫn phải bảo đảm
yêu cầu về kinh tế là là giá thành phải tối thiểu nhất. Cho nên ta lựa chọn loại đai dẹt
đợc làm bằng vải và cao su.
II. Xác định các thông số của bộ truyền
Theo 4.1[1], d
1đ
=(5,2 6,4).
3
1
T
= (5,2 6,4).
3
35,13988
= 125 154 mm
ở đây T
1
là mômen xoắn trên trục chủ động nên ta có T
1
= T
dc
= 13988,35 Nmm
Chọn d
1đ

theo tiêu chuẩn d
1đ
= 160 mm.
Khi đó vận tốc đai đợc xác định bởi công thức nh sau:

295,24
60000
2900.160.14,3
1000.60
..
11
===
nd
v

(m/s).
Nhỏ hơn vận tốc cho phép v
max
=25 m/s
Xác định đờng kính bánh đai lớn:
24
ỏn chi tit mỏy
Thit k h dn ng bng ti Tng Hng Quang _ C in T _ K48
Đờng kính đai lớn đợc xác định bởi công thức:
( )

= 1..
12
dud
Trong đó:

- u là tỉ số chuyền của bộ chuyền đai u = u
đ
= 3,1.
- là hệ số trợt đối với đai vải cao su thì = 0,02 .
d
1
là đờng kính của bánh đai nhỏ sau khi chuẩn hoá.

( ) ( ) ( )
.48702,01.160.1,31..
12
mmdud ===

Theo dãy tiêu chuẩn ta sẽ chọn d
2đ
= 500 (mm). (Theo 4.26[1])
Nh vậy tỉ số truyền thực tế :
u
t
=d
2
/[d
1
(1- )]=500/[160(1-0,02)]=3,189
Ta có : u= (u- u
t
)/u=(3,189-3,1)/3,1=2,7%
u < 4% đây là giá trị vẫn đáp ứng đợc điều kiện bộ truyền đai làm việc bình
thờng tức là bảo đợc tỉ số chuyền cần thiết. Cho nên đờng kính d
2

đã tính toán trên
đây đạt yêu cầu.
III. Xác định khoảng cách giữa hai trục bánh đai a và chiều dài của đai L.
Khoảng cách giữa hai trục bánh đai a đợc xác định theo công thức :
a

(1,5 2)(d
1
+d
2
)=990 1320(mm). Từ đó chọn a=1000(mm)
Khi đó L xác định theo công thức sau:
a
dddd
aL
.4
).(
2
).(
.2
2
1221

+
+
+=

Thay số vào công thức trên ta thu đợc giá trị của L nh sau:

3124

1000.4
)160500.(14,3
2
)500160.(14,3
1000.2
2
=

+
+
+=L
(mm).
Theo bảng 4.13 chọn chiều dài đai tiêu chuẩn L=3150
Nghiệm lại số lần uốn của đai trong 1s. Theo 4.15 i=v/L=24,295/3,124= 7,7 lần/s
Ta tính lại khoảng cách trục :
25