Đồ án đề 4 Truyền động vít tải (bánh răng trụ răng thẳng) Đại học sư phạm kỹ thuật TP.HCM (SPKT) Full Bản thuyết minh + bản vẽ CAD 20212022

TRƯỜNG ĐHSPKT TP.HCM
KHOA: Cơ Khí Chế tạo máy
Bộ mơn cơ sở Thiết kế máy
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ CƠ KHÍ – THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG VÍT TẢI

Đề số 04 – Phương án 06
SVTH: Nguyễn Sơn Lâm – 20146362
GVHD: Nguyễn Văn Đồn

Phần 1:TÍNH TỐN VÍT TẢI
1. Cho thơng số đầu vào
a)
Loại vật liệu vận chuyển: Muối
b)
Năng suất Q (tấn/h): 55
c)
Đường kính vít tải D (m): 0,32
d)
Chiều dài vận chuyển L (m): 10
e)
Góc nghiêng vận chuyển  (độ):10
2. Tính
a, Tốc độ quay của vít tải


Năng suất vít tải tính theo cơng thức
 D2
Q  60 
 S  n  p   c
4
4Q

4  55
n

 148, 41 vg / p 
3
3
60    D  k  p   c 60  0,32 1, 2  0, 25  0,8
Trong đó :
- S: bước vít , S=k.D
- D: đường kính vít tải 0,32 m
- K: hệ số phụ thuộc vào bước vít và trục vít, trong điều kiện bình thường lấy K=1
- P: khối lượng riêng vật liệu ,tra bảng 2.1 lấy 1,2 tấn/m3
-  : Hệ số điền đầy, tra bảng 2.2 , ta lấy 0,25
- C: hệ số phụ thuộc vào góc nghiên  của vít tải , tra bảng 2.3 ta được 0,8
b, Cơng suất của vít tải tính theo cơng thức
P

Q
Q L
55  10
  L   H  
  2,5  sin100   4.01  Kw 
   sin   
367
367
367

Trong đó:  là hệ số cản chuyển động của vật liệu , tra bảng 2.4 ta được 2,5
C, Thông số đầu ra
-

Cơng suất trên trục vít tải:

-

Số vịng quay trên trục vít:

P  4.01 Kw 

n  148, 41 vg / p 

Phần 2: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN & PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
1. Chọn động cơ điện:
-

P  4.01 Kw 

Cơng suất trên trục cơng tác:
Cơng suất tính: Pt = P (tải trọng tĩnh)

n  148, 41 vg / p 

- Tốc độ quay của trục công tác:
- Công suất cần thiết trên trục động cơ:
với η = ηx . ηbr . ηkn . ηô3 = 0,96.0,97.1.(0,99)3 = 0,9
Tra bảng 2.1 ta được ηx = 0,96 (bộ truyền xích); ηkn = 1;ηô = 0,99 (hiệu suất
của 1 cặp ổ lăn); ηbr= 0,97(bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng),
P 4,01
 Pct  t 
 4, 46( KW )

 0,9
- Xác định sơ bộ số vòng quay của động cơ:
Hệ truyền động cơ khí có bộ truyền xích và hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng trụ răng thẳng,
theo bảng 2.2 ta sơ bộ chọn
Tỉ số truyền chung sơ bộ :

un  u x   2  5 ; uh  ubr   3  5 

usb  ux  ubr   6  25 


n  n  u  148, 41  6  25    890, 4  3710, 25 

sb
Số vòng quay sơ bộ : sb
- Chọn động cơ điện phải thỏa mãn điều kiện (2.1) và (2.2):

Pđc  Pct

nđc  nsb  1000  3000(vg / ph)

Tmm
T
 1, 0  đ
T
Tđm
Và
Tra tài liệu tra khảo động cơ 3pha-50Hz-380V chọn động cơ loại 132S4A
Tk
2

P = 5,5 (KW); n = 1425(vg/ph) có Tdm
đc

đc

2. Phân phối tỉ số truyền:

u

nđc 1425

 9, 6
n 148, 41

Tỉ số truyền chung
Chọn trước tỉ số truyền bộ truyền bánh trụ răng thẳng uh của hộp giảm tốc
uh = 4
u 9, 6
ux  
 2, 4
u
4
h
Tỉ số truyền của bộ truyền xích:
Kiểm tra sai số cho phép về tỉ số truyền

u 

ut  ux  ubr  9,6

| ut  u |
100%  0  4%
u
thỏa điều kiện về sai số cho phép

Công suất trên các trục:
P3
4, 01
P2 

 4, 22( KW )
ôl  x 0,99  0,96
;
P1
4, 39
Pdc 

 4, 43( KW )
ô  kn 0,99 1
;

P1 

P2
4, 22

 4,39( KW )
ôl br 0,99  0,97
;
P3  P  4, 01( Kw)

Số vòng quay trên các trục:
n
1425
n
1425
n1  đc 
 1425(vg / ph)
n2  1 
 356, 25(vg / ph)
nkn
1
n
4
br
;
;
n2 356, 25
n3 

 148, 44(vg / ph)
nđc  1425  vg / p 
ux
2, 4
;


Mômen xoắn trên các trục:

T1 

9,55.106  P1 9,55.106  4,39

 29420( Nmm)
n1
1425
;

9, 55.106  P2 9,55.106  4, 22

 113125( Nmm)
n2
356, 25
;
6
6
9,55.10  P3 9,55.10  4, 01
T3 

 257986( Nmm)
n3
148, 44
;
T2 

Tđc 

9, 55.106  Pđc 9, 55.106  4, 43

 29688( Nmm)

nđc
1425

Bảng hệ thống số liệu
Trục
Động cơ

I

II

III

Thông số
u

Ukn = 1

Ubr = 4

Ux =
2,4

n (vg/ph)

1425

1425

356,25

148,44

P (KW)

4,43

4,39

4,22

4,01

29688

29420

113125

257986

T (Nmm)

Phần 3: TÍNH TỐN BỘ TRUYỀN NGỒI HGT ( BỘ TRUYỀN XÍCH )
Thơng số đầu vào
-

Cơng suất trên trục đĩa xích dẫn: P  P2  4, 22  Kw 

Tốc độ quay trên trục đĩa xích dẫn: n  n2  356, 25  vg / p 

-

Tỉ sồ truyền: u  u x  2, 4
Ca làm việc:2 ca

1.
2.

0
Đường nối tâm hai đĩa xích so với phương ngang:   30
Tải trọng khơng đổi, quay 1 chiều
Chọn loại xích  xích ống con lăn
Chọn số răng đĩa xích:

Theo bảng 5.4[1] , với u x  2, 4 chọn số răng đĩa xích nhỏ ( đĩa xích dẫn )  z1  25
Số răng đĩa xích lớn ( đĩa bị dẫn ) z2  ux  z1  2, 4  25  60


Chọn z2  60  zmax  120
Tỉ số truyền thực tế :

ut 

z2 60
  2, 4
z1 25

Kiểm tra tỉ số truyền bộ truyền xích:
hơn sai số tỉ số truyền cho phép

u 

ut  u 2, 4  2, 4

 100%  0%  2%
u
2, 4
sai số nhỏ

3. Xác định bước xích P

Chọn xích 1 dãy  K d  1

Cơng suất tính tốn theo cơng thức Pt  P  K  K Z  K n  4, 22  1,86  1 1,12  8, 79  Kw 
z
25
K Z  01 
1
z
25
1
Trong đó:
n01
400

 1,12
n1 356, 25
với n01  400(vg / p) tra bảng 5.5 [1]
K  ka  k0  kđc  kc  kđ  kbt  1 1 1,1 1,35  1, 25  1  1,86

Kn 

-

ka  1;  a   30  50  p 

kđ  1,35 (tãi trọng động làm việc 2ca/ ngày)
k0  1 ( đường nối tâm hai đĩa xích < 60 độ )

kbt  1 ( mơi trường làm việc khơng bụi che kín bôi trơn đạt tiêu chuẩn )
kđc  1,1 ( vị trí trục được điều chỉnh bằng 1 trong các đĩa xích )
kc  1, 25 ( bộ truyền làm việc 2 ca )

Điều kiện chọn  P0  với n01  400(vg / p) và  P0   Pt tra bảng 5.5 [1] ta được

 P0   19  Pt  8, 79

Có P  25, 4(mm); B  22, 61(mm); d0  7,95( mm)
d2 

25, 4
 493, 41(mm)  600mm
 
sin  
 61 

Thỏa điều kiện P  25, 4  Pmax  44, 45 bảng 5.8[1]
 vậy chọn 1 dãy xích có bước xích P =25,4mm là hợp lý.
4. Tính đường kính vịng chia các đĩa xích.
P

25, 4
d1 

 202, 66  mm 
 
 
sin   sin  
 25 
 z1 
- Đường kính vịng chia đĩa xích nhỏ:


d2 

P
25, 4

 485,33  mm 
 
 
sin   sin  
 60 
 z2 

-

Đường kính vịng chia đĩa xích lớn:
Đường kính vịng đỉnh răng bánh nhỏ:
1
  

1
  
d a1  P    cot g    25, 4    cot g    213, 76  mm 
 25  
2
 z1  
2

-

Đường kính vịng đỉnh răng bánh lớn:
1
  
1
  
d a 2  P    cot g    25, 4    cot g    497,36  mm 
 60 
2
 z2  
2

-

Đường kính vịng chân răng bánh nhỏ:
d f 1  d1  2r  202, 66  2  8, 03  186, 6  mm 

-

Đường kính vịng chân răng bánh lớn:
d f 2  d 2  2r  485, 33  2  8, 03  469, 27  mm 

Với đường kính đáy: (d1=15,88 tra bảng 5.2 [1])
r  0, 5025  d1  0, 05  0,5025  15,88  0, 05  8, 03  mm 
5. Xác định khoảng cách trục a, số mắt xích x.

a  40  P  40  25, 4  1016  mm 

Theo CT5.12 Số mắt xích

1
2
xc  2  a / P    z1  z2    z2  z1   P /  4 2  a 
2
1
2
 2  40    25  60    60  25   25, 4 /  4 2 1016   123, 28
2
Lấy số mắt xích chẵn: xc = 124 mắt xích
Tính lại khoảng cách trục a theo cơng thức 5.13[1]



a  0, 25P  xc  0,5   z1  z2    xc  0,5   z1  z2    2   z2  z1  /  
2



2



 0, 25  25, 4  124  0,5   25  60   124  0,5   25  60    2   60  25  /  
2

2



Để xích khơng chịu lực căng q lớn, giảm a một lượng a  0,003a  2mm ;
Do đó a = 1022 (mm)
6. Kiểm nghiệm số lần va đập của bản lề xích trong 1 giây:
z n
25  356, 25
i 1 1 
 4, 79   i   30
15  xc 
15 124 


Theo 5.15[1] :
bảng 5.9[1]
7. Kiểm nghiệm xích về độ bền.

 1025, 29  mm 


S

Q
  S

K đ  Ft  F 0  Fv

Theo ct 5.15[1]
Theo bảng 5.2[1] tải trọng phá hỏng Q = 31,8 KN, khối lượng 1 mét xích q = 2,6kg, Kđ =
1,35, Kf = 4 (α =300<400)
Vận tốc xích:
Lực vòng:

V

Ft 

1000 P 1000  4, 22

 1119,36  N 
v
3, 77

Lực căng li tâm:
Lực căng:

z1  n1  P 25  356, 25  25, 4

 3, 77  m / s 
60000
60000

Fv  q  v 2  2, 6  3, 77 2  36, 95  N 

F0  9,81 K f  q  a  9,81 4  2, 6  1, 022  104, 27  N 

S

56700
 34,31
1,35 1119,36  36,95  104, 27

Hệ số an toàn:
Theo bảng 5.10[1] với P = 25,4 ; n1 =356,25 (vg/ph)  [S]=9,3
Vậy S = 34,31 > [S] = 9,3, bộ truyền xích đảm bảo độ bền.
8. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc đĩa xích.
 H 1  0, 47  K r   Ft  K đ  Fvđ   E /  A  K d     H 
Với z1 = 25  Kr = 0,42; Ft = 1119,36 N; Kd = 1 ( bộ truyền có 1 dãy xích )
Fvđ: lực va đập trên m dãy xích

Fvđ  13.10 7  n1  p 3  m  13.10 7  356, 25  25, 4 3 1  7, 59  N 

Kđ = 1,35 (hệ số tải trọng động)
E = 2,1.105 MPa môdun đàn hồi
A = 180 mm2 diện tích chiếu bản lề ( bảng 5.12[1])

  H 1  0, 47  0, 42   1119, 36  1,35  7, 59   2,1.105 /  180 1  405, 45  MPa 
Tra bảng 5.11[1], chọn vật liệu thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB170 sẽ có ứng suất tiếp
xúc cho phép   H   500MPa đảm bảo được độ bền tiếp xúc.
9. Xác định lực tác dụng lên trục.

Fr  K x  Ft  1,15 1119,36  1287, 26  N 
Trong đó Kx = 1,15 ( bộ truyền nghiên 1 góc α=300<400 )
Bảng thơng số bộ truyền xích:

Thơng số

Ký hiệu

Giá trị

Đơn vị

Cơng suất trên trục dẫn

P=P2

4,22

Kw

Số vịng quay trục dẫn

n=n2

356,25

Vg/ph

Tỉ số truyền đĩa xích

Ux

2,4

Tỉ số truyền thực tế

Ut

2,44

Loại xích

Xích con lăn

Số dãy xích

m

1

Dãy

Số răng đĩa xích dẫn

Z1

25

Răng

Số răng đĩa xích bị dẫn

Z2

60

Răng

Bước xích

P

25,4

Bước

Khoảng cách trục

a

1022

mm

Đường kính vịng chia đĩa xích nhỏ

d1

202,66

mm

Đường kính vịng chia đĩa xích lớn

d2

485,33

mm

Đường kính vịng đỉnh răng bánh nhỏ

da1

213,76

mm

Đường kính vịng đỉnh răng bánh lớn

da2

497,36

mm

Đường kính vịng chân răng bánh nhỏ

df1

186,6

mm

Đường kính vịng chân răng bánh lớn

df2

469,27

mm

Vận tốc xích

v

3,77

m/s

Lực vịng

Ft

1119,36

N

Lực căng li tâm

Fv

36,95

N

Lực căng

F0

103,66

N

Lực tác dụng lên trục

Fr

1287,26

N

Phần 4: TÍNH TỐN BỘ TRUYỀN TRONG HGT ( BỘ TRUYỀN BÁNH
RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG )
*Thông số đầu vào
- Công suất trên trục bánh răng dẫn: P1 = 4,39(Kw)
- Tôc độ quay trục bánh răng dẫn: n1 = 1425(vg/ph)
- Tỉ số truyền u = ubr =4
- Momen xoắn trên trục bánh răng dẫn: T1 =29420 (Nmm)


- Thời gian làm việc 5 năm (300 ngày/năm, 2 ca/ngày, 6 giờ/ca )
Lh  5  300  2  6  18000(h)

1. Chọn vật liệu bánh răng:
Theo bảng 6.1[1] ta chọn
Vật liệu Nhiệt
luyện

Giới hạn bền

Giới hạn chảy

Độ cứng

BR dẫn

Thép 45 Tôi cải
thiện

 b1  850( MPa)

 ch1  580( MPa)

HB1  241  285

BR bị
dẫn

Thép 45 Tôi cải
thiện

 b 2  750( MPa)

 ch 2  450( MPa)

HB2  192  240

2. Ứng xuất cho phép.
-

Chọn độ cứng bánh răng dẫn: HB1  250

Chọn độ cứng bánh răng bị dẫn: HB2  235

*Theo ct6.1[1] Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép
  H0 lim 
 Z r  Z v  K XH  K HL
 SH 

H   

Trong đó:





Zr – hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc
Zv – hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
KXH – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng
Zr Zv KXH = 1 chọn sơ bộ

 KHL – hệ số tuổi thọ K HL1  K HL 2  1

0

H
lim - ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở


 H0 lim1  2 HB1  70  2  250  70  570  MPa 
 H0 lim 2  2 HB2  70  2  235  70  540  MPa 
 SH – hệ số an toàn SH = 1,1
2,4
2,4
 N HO1  30 H HB
 1, 7.107
1  30  250
2,4
2,4
2,4
7
Theo ct 6.5[1] N HO  30 H HB  N HO 2  30 H HB 2  30  235  1, 47.10

Theo ct 6.6[1]

N HE  N FE  60  c  n1   ti


 N HE1  N FE1  60  c  n1   ti  60 1 1425  18000  1,539.109
 N HE 2  N FE 2

N HE1 1,539.109



 0,38475.109
ubr
4

N HE1  N HO1  K KL1  1

Do N HE 2  N HO 2  K KL 2  1
0
*Theo ct 6.3[1] ta sơ bộ xác định:   H    H lim  K HL / S H

   H 1    H0 lim1  K HL1 / S H  570 1/1,1  518,18  MPa 

   H 2    H0 lim 2  K HL 2 / S H  540 1/1,1  490,91  MPa 

Vì bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng nên ta chọn   H  có trị số nhỏ hơn trong   H 1  và

H2

   H     H 2   490,91 MPa 

Theo ct 6.2[1] Xác định ứng xuất uốn cho phép:

  F0 lim 
 Yr  YS  K XF  K Fc  K FL
 SF 

F   

Trong đó:







YR – hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám
YS – hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất
KXF – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng ảnh hưởng đến độ bền uốn
KFc – hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải KFc = 1
Yr YS KXF = 1 chọn sơ bộ

 KF L – hệ số tuổi thọ K FL1  K FL 2  1


 F0 lim - ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở

 F0 lim1  1,8HB1  1,8  250  450  MPa 
 F0 lim 2  1,8HB2  1,8  235  423  MPa 
 SF – hệ số an toàn SF = 1,75
 N FE1  N FO  K FL1  1
6
Do  N FE 2  N FO  K FL 2  1 với N FO  4.10
0
Theo ct 6.2[1] Ta sơ bộ xác định:   F    F lim  K FL  K Fc / SF


   F 1    F0 lim1  K FL1  K Fc / S F  450 11/1, 75  257,14  MPa 

   F 2    F0 lim 2  K FL 2  K Fc / S F  423  1 1/1, 75  241,71 MPa 

Ứng suất quá tải cho phép theo ct 6.12[1] 6.14[1]
   H max   2,8   ch 2  2,8  450  1260  MPa 
   F 1max   0,8   ch1  0,8  580  464  MPa 

   F 2 max   0,8   ch 2  0,8  450  360  MPa 

3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục theo ct 6.15[1]

aw  K a   u  1  3

T1  K HB

H 

2

 u  ba

Trong đó:
Ka – hệ số phụ thuộc loại răng Ka = 49,5
T1 – momen xoắn trên trục dẫn = 29420 Nmm

  H  - ứng suất tiếp cho phép   H   490, 91( MPa )
U – tỉ số truyền bánh răng u = 4
 ba  0,3  0,5 chọn  ba  0,3
 bd  0, 53  ba   u  1  0, 53  0, 3   4  1  0, 79

Tra bảng 5.6[1]  K HB  1, 03; K FB  1, 07
aw  49,5   4  1  3

29420 1,03

 490,91  4  0,3
2

 116, 68  mm 

Chọn aw = 120 mm
4. Xác định các thồng số ăn khớp , môdun.
Theo ct 6.17[1] modun được xác định
m   0, 01  0, 02   aw   0, 01  0, 02  120   1, 2  2, 4 

Theo tiêu chuẩn 6.8[1] ta chọn m = 2 mm
0
Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:   0


Z1 

Số răng Z1 của bánh nhỏ:
Số răng Z2 của bánh lớn:

Tỉ số truyền thực tế:
Sai số tỉ số truyền

ut 

u 

2  aw
2 120

 24
m   u  1 2   4  1

Lấy Z1 = 24 răng

Z 2  u  Z1  4  24  96
Z 2 96

4
Z1 24

| u  ut |
|44|
100% 
100%  0%  2%
u
4
Thỏa điều kiện cho phép

Thông số chủ yếu của bộ truyền bánh răng:
+ Đường kính vịng chia bánh nhỏ:

d1  Z1  m  24  2  48  mm 

+ Đường kính vịng chia bánh lớn:

d 2  Z 2  m  96  2  192  mm 

+ Đường kính vịng đỉnh bánh nhỏ:

d a1  d1  2  m  48  2  2  52  mm 

+ Đường kính vịng đỉnh bánh lớn:

d a 2  d 2  2  m  192  2  2  196  mm 

+ Đường kính vịng đáy bánh nhỏ:

d f 1  d1  2, 5  m  48  2, 5  2  43  mm 

+ Đường kính vịng đáy bánh lớn:

d f 2  d 2  2,5  m  192  2, 5  2  187  mm 

+ Đường kính vịng lăn bánh nhỏ:
+ Đường kính vịng lăn bánh lớn:

+ Tính lại khoảng cách trục:

aw 

d w1 

2  aw 2 120

 48  mm 
u 1

4 1

d w 2  d w1  u  48  4  192  mm 
m   z1  z2  2   24  96 

 120  mm 
2
2

b2   ba  aw  0,3  120  36  mm 

+ Chiều rộng vành răng:

b1  b2  5  41 mm 

+ Vận tốc vòng bánh răng:

V

  d1  n1   48 1425

 3,58  m / s 
60000
60000

Tra bảng 6.3[1] ta chọn cấp chính xác 8 với Vgh < 6m/s


5. Kiểm nghiệm độ bền ứng suất tiếp xúc

Theo ct 6.33[1]

 H  Z M  Z H  Z 

2T1  K H   u  1
bw  u  d w12

 H 

Trong đó:
ZM – hệ số cơ tính vật liệu ZM = 274 MPa

ZH – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc


1



 z1

 a  1,88  3, 2   
Zε – hệ số trùng khớp

Z 

ZH 

2  cos 
 1, 76

sin 2 w

0
với cos   1;  w  20

1 

1 
 1
  cos   1,88  3, 2      1  1, 71
z2  
 24 96  


4 a
4  1, 71

 0,87
3
3

KHβ = 1,03 ; KHV = 1,16
bw – chiều rộng vành răng

bw   ba  aw  0, 3 120  36  mm 

Tra bảng 6.15,6.16[1] ta được  H  0, 006, g 0  56
 VH   H  g0  V 
K HV  1 

aw
120
 0, 006  56  3,58
 6,59
u
4

VH  bw  d w1
6,59  36  48
 1
 1,19
2T1  K H   K H 
2  29420  1, 03 1

Hệ số tải trọng

K H  K H   K H  K HV  1, 03 11,19  1, 22

  H  274 1, 76  0,87

Vì

với răng thẳng K H  1

2  29420 1, 22   4  1
 436,38  MPa 
36  4  482

 H    H   490,91MPa

Với V = 3,43m/s < 6m/s ,ZV= 1 với cấp chính xác động học là 8, chọn cấp chính xác về
mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia cơng đạt độ nhám Ra  2,5  1, 25 m
 ZR = 0,95 với da < 700mm , KXH =1


Khi đó   H  được tính chính xác
  H     H   ZV  Z R  K XH  490, 91 1 0, 95 1  466, 36  MPa 
  H  436,38MPa    H   466, 36 MPa

 H 

  H    H 100%  466,36  436,38 100%  6, 43%  10%
466,36
H 

 Thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc.
6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
Theo ct 6.43 và 6.44[1]

2  T1  K F  Y  Y  YF 1

 F1 

bw  d w1  m

F2 

   F1 

 F 1  YF 2

   F1
YF 1

Trong đó: T1  29420; m  2; bw  36; d w1  48
Với

 bd  0, 79  K F   1, 07

Y  1
Y 

bảng 6.7[1]

hệ số độ nghiên của răng ( răng thẳng )

1





1
 0,5847
1, 71
hệ số kể đến sự trùng khớp răng

VF   F  g 0  V 

aw
120

 0, 016  56  3,58 
 17,57
u
4

Với  F  0,016; g 0  56 bảng 6.15[1]
Với V < 6m/s cấp chính xác 8  K F  1 răng thẳng
K FV  1 

VF  bw  d w1
17,57  36  48
 1
 1, 48
2  T1  K F   K F
2  29420  1, 07  1

Hệ số tải trọng

K F  K F   K F  K FV  1, 07 1 1, 48  1,58


YF 1  3, 97

Hệ số dạng răng YF 2  3, 6
2  29420 1,58  0,58 1 3,97
 61,94  MPa 
36  48  2
3, 6
  F1 
 56,17  MPa 

3,97

  F1 
 F2

Y  1, 08  0, 0695 ln  2   1, 0318
Với m  2 , S

YR

hệ số kể đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượng chân răng thông thường YR  1

K XF hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn với d a  400mm thì
K XF  1

Tính chính xác ứng suất uốn cho phép

  F 1     F 1   YR  YS  K XF  257,14 11, 0318 1  265,32  MPa 
  F 2     F 2   YR  YS  K XF  241, 7111, 0318 1  249,38  MPa 
  F 1  61,94    F 1   265,32

  F 2  56,17    F 2   249,38

Vậy thỏa điều kiện bền uốn.
7. Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Hệ số quá tải

K qt 

Tmax

1
T

Kiểm nghiệm quá tải độ bền tiếp xúc
 H max   H  K qt  436,38  MPa 
  H max    H max   1260 MPa

Kiểm nghiệm quá tải độ bền uốn

 F 1max   F 1  K qt  61, 94  MPa 
  F 1max    F 1max   464MPa

 F 2max   F 2  K qt  56,17  MPa 
  F 2max    F 2 max   360MPa


Ft1  Ft 2 
Lực vòng :
Lực hướng tâm :

2T1 29420

 612,92  N 
d1
48

Fr1  Fr 2  Ft1  tg     612,92  tg  200   223,08  N 
Fn1  Fn 2 

Lực pháp tuyến :

Ft1
612.92

 652, 26  N 
cos    cos  200 

Bảng thông số bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
Thơng số

Kí hiệu

Giá trị

Đơn vị

Cơng suất trục bánh răng dẫn

P

4,39

Kw

Tốc độ quay của trục dẫn

n

1425

Vg/p

Mô mem xoắn trên trục dẫn

T

29420

Nmm

Tỉ số truyền

u

4

Thời gian làm việc

Lh

18000

h

Khoảng cách trục

aw

120

mm

Mơ đun

m

2

Tỉ số truyền thực tế

ut

4

Chiều rộng vành răng

bw

36

mm

Góc nghiên

β

0

Độ

Góc ăn khớp

αw

20

Độ

Số răng bánh nhỏ

Z1

24

Răng

Số răng bánh lớn

Z2

96

Răng

Đường kính vịng chia bánh nhỏ

d1

48

mm

Đường kính vịng chia bánh lớn

d2

192

mm

Đường kính vịng đỉnh bánh nhỏ

da1

52

mm

Đường kính vịng đỉnh bánh lớn

da2

196

mm


Đường kính vịng đáy bánh nhỏ

df1

43

mm

Đường kính vịng đáy bánh lớn

df2

187

mm

Đường kính vịng lăn bánh nhỏ

dw1

48

mm

Đường kính vịng lăn bánh nhỏ

dw2

192

mm

Ứng suất tiếp suất trên mặt răng

H

436,38

MPa

Lực vòng

Ft

612,92

N

Lực hướng tâm

Fr

223,08

N

Phần 5: KHỚP NỐI TRỤC
-

Chọn khớp nối: nối trục vòng đàn hồi vì cấu tạo đơn giản, dễ chế tạo và thay đổi
Mômen xoắn danh nghĩa truyền qua khớp nối trục là mơmen của trục động cơ vì
khớp nối nằm trên trục động cơ Tđc = 29688 Nmm





 
Mô men xoắn tính tốn: t
Trong đó:
T – 29688 mơmen xoắn danh nghĩa
k – 2 hệ số an toàn làm việc, phụ thuộc vào loại máy công tác, cho trong bảng (5.1)
Chọn và kiểm nghiệm nối trục vòng đàn hồi, được sử dụng để nối trục động cơ và trục
hộp
giảm tốc trong hệ thống truyền động vít tải với P1 = 4,43 kW, số vòng quay n1 = 1425
vg/ph.
Vật liệu chốt - thép 45 với ứng suất uốn cho phép [σ]u = 75 MPa, ứng suất dập giữa chốt
và
ống
[σ]d = 3,5 MPa.
T  k  T  T  2  29688  59376 Nmm  59, 376 Nmm

1. Từ mômen xoắn ta có kích thước cơ bản của nối trục vịng đàn hồi
T
d
D
dm L
l
d1
D0 Z
nmax
B
B1 l1

D3
N/
m

l2

63

20

10
0

36

10
4

50

36

71

6

5700

4

28

21

20

20

125

32

12
5

65

16
5

80

56

90

4

4600

5

42

30

28

32

2. Kích thước cơ bản của vịng đàn hồi, tra bảng 9.2 ta có:

T N/m

dc

d1

d2

l

l1

l2

l3

h

63

10

M8

15

42

20

10

15

1,5


125

14

M10

20

62

34

15

28

1,5

3. Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi

d 

2 k T
2  2  29688
  d 
 0, 71 MPa    2  4   MPa 
Z  D0  d c  l3
6  71 14  28

Thõa điều kiện bền.
4. Điều kiện sức bền của chốt.

u 

k  T  l0
2  29688  31
  u 
 15, 6  MPa    60  80   MPa 
3
0,1 d c  D0  Z
0,1 143  71 6

Trong đó

l0  l1 

l2
20
 21 
 31 mm 
2
2

Thõa điều kiện bền.
5. Phân tích lực tác dụng lên khớp nối:
Lực tác dụng từ nối trục đàn hồi

Ft 

2T 2  29688

 836, 28  N 
D0
71

Fkn  0, 2  Ft  0, 2  836, 28  167, 256  N 

Phần 6: TÍNH TỐN THIẾT KẾ TRỤC
1. Chọn vật liệu chế tạo trục
Sử dụng thép 45, tôi thường hóa , có HB = 170…217, b= 600 Mpa, ch= 340 Mpa, Ứng
suất xoắn cho phép [] = 15..30 MPa. Chọn [] = 20 MPa

2. Xác định sơ bộ đường kính trục:
F  1287, 26  N 
- Lực tác dụng từ bộ truyền xích r
Vì đường nối tâm 2 đĩa xích tạo với trục y một góc bằng 30 độ
 FXX  Fr  sin  30   1287, 26  sin  30   643, 63  N 

 FXY  Fr  cos  30   1287, 26  cos  30   1114, 79  N 


Ft1  Ft 2  612,92  N 

Fr1  Fr 2  223, 08  N 

-

Lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng:

-

Lực vòng tác dụng lên trục từ khớp nối:

Ftkn  836, 28  N 

Hình 1: Phân tích lực 2 trục.
3. Tính sơ bộ trục:
dk 

Ta có cơng thức ([1]/188) Đường kính trục thứ k

3

Ti
0, 2   

Với Ti – mômen xoắn trục thứ i

   - ứng suất xoắn cho phép , vật liệu trục là thép      15  30  MPa
ta chọn

   1     2  20MPa
T1  29420 Nmm

Mômen xoắn trên các trục I và trục II:

T2  113125 Nmm

 d1sb 

3

T1
29420
3
 19, 45  mm   d1  25mm
0, 2    1
0, 2  20

 d 2sb 

3

T2
113125
3
 30, 47  mm   d 2  35mm
0, 2    2
0, 2  20


b01  17 mm
Từ bảng 10.2 ta suy ra chiều rộng ổ lăn b0 b02  21mm
4. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:
+ k1 = 10mm :khoảng cách từ chi tiết quay đến thành trong hộp giảm tốc hoặc giữa các
chi tiết quay.
+ k2 = 10mm :khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong hộp.
+ k3 = 15mm :khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ.
+ hn = 20mm :chiều cao nắp ổ và đầu bu lông.
Trục I:
-

Chiều dài may ơ bánh răng trụ:

lm13   1, 2  1, 5  d1   1, 2  1, 5   25   30  37, 5 

Chọn lm13 = 35 mm.
-

Chiều dài may ơ nữa khớp nối:

lm12   1, 4  2,5  d1   1, 4  2, 5  25   35  62,5 

Chọn lm12 = 60 mm.
 l13  0,5   lm13  b01   k1  k2  0,5   35  17   10  10  46  mm 

 l12  lc12  0,5   lm12  b01   k3  hn  0,5   60  17   15  20  73,5  mm 
 l11  2  l13  92  mm 

Trục II:
-

Chiều dài may ơ bánh răng trụ:

lm 23   1, 2  1,5  d 2   1, 2  1,5   35   42  52,5 

Chọn lm23 = 49 mm.
-

Chiều dài may ơ bánh xích:

lm 22   1, 2  1, 5  d 2   1, 2  1, 5   35   42  52, 5 

Chọn lm22 = 49 mm.
 l23  l13  46  mm 

 l22  lc 22  0,5   lm 22  b02   k3  hn  0,5   49  21  15  20  70  mm 
 l21  2  l23  92  mm 


5. Tính tốn thiết kế trục I:

 Phân tích lực tại các gối đỡ.
Xét mpYOZ :

m

 0  YB   92   Fr1   46   0

F

 0  YB  Fr1  YD  0

D

 YB   92   223, 08   46   0  YB  111,54  N 
Y

 116,39  223, 08  YD  0  YD  111,54  N 

Xét mpXOZ :

m

 0  Ftkn   92  73,5   X B   92   Ft1   46   0

F

 0   Ftkn  X B  Ft1  X D  0

D

 836, 28   92  73,5   X B   92   612,92   46   0  X B  1197,94  N 
X

 836, 28  1197,94  612,92  X D  0  X D  974,58  N 

T  T1  29420  Nmm 

-

Xác định moment và đường kính trục:
+Theo cơng thức tính moment:

M tdj  M 2j  0, 75T j2  M Yj2  M Xj2  0, 75T j2


dj 

+Theo cơng thức tính đường kính:

3

M tdj

0,1  

-

Theo bảng 10.5 [1] ta có     63MPa ; đường kính d1  25mm

-

Xét mặt cắt trục tại A ( khớp nối ):

M td  A  M Y2 A  M X2  A  0, 75TA2
 02  02  0, 75  29420 2  25478, 47  Nmm 
d1 A 

-

3

M td  A

0,1  

3

25478, 47
 15,93  mm 
0,1 63

Xét mặt cắt trục tại B ( ổ lăn ):

M td  B  M Y2 B  M X2  B  0, 75TB2
 02  61466,582  0, 75  294202  66537,905  Nmm 
d1B 

-

3

M td  B
66537,905
3
 21,94  mm 
0,1  
0,1 63

Xét mặt cắt trục tại C ( bánh răng ):

M td C  M Y2C  M X2 C  0, 75TC2
 5130,842  44830, 452  0, 75  294202  51819,37  Nmm 
d1C 

3

M td C
51819,37
3
 20, 2  mm 
0,1  
0,1 63

Do mặt cắt tại C có bánh răng trụ răng thẳng có rãnh then nên đường kính trục cần
tăng thêm 4%, theo đó ta tính được đường kính của trục tại mặt cắt C là:
dC = 20,26 + 0,04. 20,26 = 21,1 (mm)
-

Xét mặt cắt trục tại D ( ổ lăn ):

M td  D  M Y2 D  M X2  D  0, 75TD2
 02  02  0, 75  02  0  Nmm 
d1D 

3

M td  D
0
3
 0  mm 
0,1  
0,1 63

- Như vậy để tăng khả năng công nghệ trong quá trình chế tạo trục, yêu cầu về độ bền,
lắp ghép (dễ tháo lắp và cố định các chi tiết trên trục), và đồng bộ khi chọn ổ lăn, ta
chọn kích thước của đường kính các đoạn trục như sau:
 dA =20 (khớp nối) ; dC = 28 mm ( bánh răng )
 dB = dD = 25 mm. ( ổ lăn )
 Biểu đồ nội lực trục I:


 Kết cấu trục I:


6. Tính tốn thiết kế trục II:

 Phân tích lực tại các gối đỡ:
Xét mpYOZ

m

 0  YB   92   Fr 2   46   FxY   70   0

F

 0  YB  Fr 2  YD  FxY  0

D

 YB   92   223, 08   46   1114, 79   70   0  YB  959, 75  N 
Y

 959, 75  223, 08  YD  1114, 79  0  YD  1851, 46  N 

Xét mpXOZ

m

 0  X B   92   Ft 2   46   FxX   70   0

F

 0   X B  Ft 2  X D  FxX  0

D

 X B   92   612,92   46   643, 63   70   0  X B  183, 26  N 
X

 183, 26  612,92  X D  643, 63  0  X D  1439,81  N 

T  T2  113125  Nmm 

-

Xác định moment và đường kính trục:
+Theo cơng thức tính moment:

M tdj  M 2j  0, 75T j2  M Yj2  M Xj2  0, 75T j2

dj 

+Theo cơng thức tính đường kính:
-

Theo bảng 10.5 [1] ta có

3

M tdj

0,1  

    63MPa ; đường kính d 2  35mm