Đồ án môn học chi tiết máy thiết kế hộp giảm tốc

Đồ án môn học chi tiết máy
Phần 1 : Chọn động cơ điện và
phân phối tỉ số truyền
A.Chọn động cơ điện
1.Xác định công suất của động cơ
Để chọn động cơ điện, cần tính công suất cần thiết. Nếu gọi Plvcông suất trên băng tải, - hiệu suất chung, Pct- công suất cần thiết
thì ta có:
- Hiệu suất của hệ thống:
Tra bảng 2.3/19 Thiết kế HTDĐ1 ta có:
1 - Hiệu suất bé trun ®ai, ®Ĩ hë :
1 = 0,95;
2 - HiƯu suất bộ truyền bánh răng côn, để kín:
2 = 0,96;
3 - Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ, để kín :
3 = 0,96;
Hiệu
suất
bộ
truyền
ổ
lăn
:
=
0,994;
ol
ol
k - Hiệu suất nối trục :
k = 1;
m - Số cặp ổ lăn : m = 3;
= 0,95.0,96.0,96.0,9943.1 = 0,862
Pct =

=

= 7.54 kW

2.Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ
nsb = nlv . uh . ung
nlv - Số vòng quay của máy công tác (trục tang quay):
Giá trị các tỉ số truyền của bộ truyền trong hệ tra theo bảng 2.4/ 21
Thiết kế HTDĐ1
uh - Tỉ số truyền của hộp giảm tốc, uh = 10 ữ25;
ung - TØ sè trun cđa bé trun ngoµi ( bé truyền đai ), ung = 2 ữ4;
nsb min = 60.10.2 = 1200 v/ph
nsb max = 60.25.4 = 6000 v/ph
nsb = 1200 ữ6000 v/ph
3.Chọn động cơ
Động cơ xoay chiều không đồng bộ 3 pha
Dựa vào công suất cần thiết Pct và số vòng quay sơ bộ của động cơ
nsb kết hợp với các yêu cầu về momen mở máy và phơng pháp đặt
động cơ chọn qui cách động cơ
Động cơ đợc chọn phải có công suất Pđc và số vòng quay ®ång bé
tháa m·n ®iỊu kiƯn:
®ång thêi cã momen më m¸y tháa m·n ®iỊu kiƯn

1


Đồ án môn học chi tiết máy
Tra bảng phụlục P1.3/ 237 Thiết kế HTDĐ
Với số liệu

Ta có các số liệu về động cơ sau
nsb = 1340 v/ph
Pđc = 8,7kW

% = 81%

B.Phân phối tỉ số truyền
1.Xác định tỷ số truyền uch của hệ dẫn động
ndc - Số vòng quay động cơ ®· chän, ndc =1340v/ph
nlv - Sè vßng quay cđa trơc máy công tác, nlv =60 v/ph
2.Phân phối tỉ số truyền
ung - Tỉ số truyền của bộ truyền ngoài
Truyền động ngoài bằng đai dẹt thờng lấy 2 ữ4.
Chọn ung= 2,8
uh - TØ sè trun cđa hép gi¶m tèc
uh = unãn . utrụ
unón - Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng nón
utrụ - Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trơ
Trong hép gi¶m tèc nãn trơ thêng lÊy:
unãn = ( 0,25÷0,28 ) uh
unãn = 0,25 uh = 0,25. 13,28 = 3,32
utrụ =13,28 / 3,32 = 4
C. Tính toán tốc độ quay, momen, công suất trên các trục
1. Tính công suất P trên mỗi trục
P1 =Pdc
Trục 1
P1=8,7.0,95.0,995=8,22 kW
- Hiệu suất truyn ng ai, = 0,95
- Hiệu suất ổ lăn, = 0,995
Trục 2

P2=P1
=8,22.0,96.0,995=7,85kW
- Hiệu suất bộ truyền bánh răng cụn,
=0,96
Trục 3
P3=P2.
. =7,85.0,96.0,995=7,5kW
- Hiệu suất bộ truyền bánh răng tr,
=0,96

2


Đồ án môn học chi tiết máy
2.Tính số vòng quay trên mỗi trục
Trục 1
n1 = nđc / uđ
nđc - Số vòng quay của động cơ, ndc =1340v/ph
uđ - Tỉ số trun cđa bé trun ®ai u® =2,8
n1 =1340/2,8 = 478,5 v/ph
Trơc 2
n2 = n1 / unãn
n1 - Sè vßng quay cđa trơc 1, n1 = 478,5v/ph
unãn - TØ sè trun cđa bé trun ®ai unãn = 3,32
n2 =478,5/3,32 =144,1 v/ph
Trơc 3
n3 = n2 / utrơ
n2 - Sè vßng quay cđa trơc 2, n2 = 144,1v/ph
utrơ - TØ sè trun cđa bộ truyền đai utrụ = 4
n3 =144,1/4 =36v/ph

3.Tính momen trên mỗi trục
Trục 1
Trục 2
Trục 3
Trục
Thông số
Công suất N(kW)
Tỉ số truyền u
Số vòng quay
n(v/ph)
Momen xoắn
T(N/mm)

Trục động
cơ

1

8,7
2,8
1340

8,22
478,5

2

3,32

164056

7,85
144,1

3

4

520246

7,5
36
1989583

Phần 2 : Thiết kế các bé trun
A.ThiÕt kÕ bé trun ngoµi hép
ThiÕt kÕ bé trun đai từ động cơ tới hộp giảm tốc theo các số liệu
sau:
Công suất trục dẫn Pct =7,54kW
Số vòng quay trong 1 phót ( tÇn sè quay trơc dÉn ) n ct =1340v/ph
3


Đồ án môn học chi tiết máy
Số vòng quay trục bÞ dÉn n1 = 478,5v/ph
TØ sè trun cđa bé trun đai u = 2,8
Thiết kế đai dẹt.
1.Chọn loại đai
Dựa vào đặc tính làm việc của hệ thống va đập nhẹ ta chọn loại
đai vải cao su làm việc thích hợp ở chỗ ẩm ớt có sức bền và tính đàn

hồi cao.
2.Xác định đờng kính bánh đai
a)Xác định đờng kính bánh đai nhỏ
Đờng kính bánh đai nhỏ tính theo Cthức 5.6/ 84 Thiết kế CTM
=
Qui tròn đờng kính D1 theo tiêu chuÈn b¶ng 5.1/ 85 ThiÕt kÕ CTM.
LÊy D1 = 200 mm
Kiểm nghiệm lại vận tốc đai theo điều kiện:

nằm trong phạm vi cho phép
b.Xác định đờng kính bánh đai lớn
Đai vải cao su chọn hệ số trợt
Chọn đờng kính D2 theo tiêu chuẩn lấy D2 = 560 mm
Số vòng quay thực trong 1 phút của bánh bị dẫn
Kiểm tra sự chênh lệch n2' so với n2 yêu cầu
Sai số
nằm trong phạm vi cho phép 3ữ5%. Vậy không cần chọn lại
đờng kính D2
c.Xác định khoảng cách trục A và chiều dài ®ai L
Cã thĨ chän A theo chiỊu dµi tèi thiĨu cđa ®ai theo Cthøc 5.9/ 85
ThiÕt kÕ CTM
víi umax = 3ữ5
Tính khoảng cách trục A theo Lmin Cthức 5.2/ 83 ThiÕt kÕ CTM

4


Đồ án môn học chi tiết máy

Kiểm nghiệm điều kiện :

A= 784,75 mm không thoả mÃn điều kiện vậy tăng
mm
Tính lại chiều dài đai theo Cthức 5.1/ 83 Thiết kế CTM
Để nối đai sau khi tính toán cần tăng thêm chiều dài đai khoảng
100ữ400 mm tuỳ cách nối. Ta lấy L = 4400 mm
d.Kiểm nghiệm góc ôm trên bánh nhỏ
Tính góc ôm trên bánh nhỏ theo Cthức kiểm nghiệm 5.3/ 83 ThiÕt kÕ
CTM

1 = 166,25 tháa m·n ®iỊu kiƯn 1 150
e.Xác định tiết diện đai
Để hạn chế ứng suất uốn tăng ứng suất có ích cho phép của đai
chiều dày đai đợc chọn theo tỉ số
sao cho
theo trị số D1 =200 mm tra bảng 5.2/ 86 Thiết kế CTM
Đai vải cao su
Ta tìm chiều dày đai
Theo bảng 5.3/ 87 Thiết kế CTM ta chọn đai vải cao su loại B không
có lớp lót chiều dày đai 5 mm. Sau đó ta tính chiều rộng đai để
tránh xảy ra trợt trơn giữa đai và bánh đai
Ct - Hệ số xét ®Õn ¶nh hëng cđa chÕ ®é t¶i träng tra b¶ng 5.6/ 89
ThiÕt kÕ CTM
Chän Ct =0,8
C - HÖ sè xÐt đến ảnh hởng của góc ôm tra bảng 5.6/ 89 ThiÕt kÕ
CTM
C = 1- 0,003(180-1) = 1- 0,003(180-166,5 ) =0,96
Cv - Hệ số xét đến ảnh hởng của vận tốc tra b¶ng 5.6/ 89 ThiÕt kÕ
CTM
  - øng suÊt có ích cho phép của đai
Chọn ứng suất căng ban đầu = 1,8N/mm2

Đai vải cao su tra bảng 5.5/ 89 ThiÕt kÕ CTM lÊy 
Cb - HƯ sè xÐt ®Õn sù bè trÝ trun ®éng
5

 = 2,25N/mm2


Đồ án môn học chi tiết máy
Truyền động thờng góc nghiêng của đờng tâm bộ truyền đối với đờng nằm ngang 0ữ60 Cb = 1
Chọn b theo tiêu chuẩn b = 70 mm
f.Định chiều rộng B của bánh đai
Tính theo Cthøc 5.14/ 91 ThiÕt kÕ CTM
B = 1,1b + (10÷15) = 1,1.70 + (10÷15) = 87÷ 92mm LÊy B = 90
mm
g.Tính lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục
Cthức 5.16/ 91 Thiết kế CTM
Lực căng ban đầu
=1,8.5.70 = 630N
Lực tác dụng lên trục
B Thiết kế hộp giảm tốc trong hộp
1.Thiết kế bộ truyền bánh răng côn răng thẳng của cấp nhanh
trong hộp giảm tốc 2 cấp BR côn-trụ

6


Đồ án môn học chi tiết máy
Công suất trục dẫn P1 = 8,22 kW
Sè vßng quay trong 1 phót cđa trơc dÉn
n1= 478,5v/ph

TØ sè trun u= 3,32
Thêi gian phơc vơ th =6000h
Điều kiện làm việc va đập nhẹ
Tmm =1T1
T1 = 0,75T

7


Đồ án môn học chi tiết máy
T2 =0,5T
a.Chọn vật liệu bánh răng và cách nhiệt luyện
Bộ truyền chịu tải trọng nhỏ dùng thép nhiệt luyện với độ rắn bề
mặt răng HB<350
HB1 = HB2 + (25ữ50)HB
Theo bảng 3.6/39 Thiết kế CTM
bảng 3.8/40
Chọn vật liệu bánh răng và tra các số liệu về
- Giới hạn bền kéo bk MPa
- Giới hạn chảy ch MPa
- Độ rắn HB
Bánh răng nhỏ : Thép 45 thờng hóa, phôi rèn đờng kính 100mm
Cơ tính
Độ rắn HB1= 200MPa
bk = 600MPa
ch =
300MPa
Bánh răng lớn : Thép 45 thờng hóa, phôi rèn đờng kính 100ữ300mm
Cơ tính
Độ rắn HB1= 170MPa

bk = 580MPa
ch =
290MPa
b.Xác định ứng suất cho phép
Tính ứng st tiÕp xóc cho phÐp
Theo Cthøc 10.65/176 CtiÕt m¸y1:
- Giíi hạn bền mỏi tiếp xúc của mặt răng ứng với số chu kì chịu
tải NHE
- Giới hạn bền mỏi tiếp xúc ứng với số chu kì cơ sở NHO
Bảng 10.7/176 CtiÕt m¸y1
= 2HB + 70
1 = 2HB1 + 70 = 2.200 + 70 = 470 MPa
2 = 2HB2 + 70 = 2.170 + 70 = 410 MPa
KHL - HÖ sè tuổi thọ
Trờng hợp bộ truyền làm việc với tải trọng nhiều bậc số chu kì tơng
đơng NHE tính theo Cthức 10.69/177 Ctiết máy1

ni -Số vòng quay trong 1 phút của bánh răng khi làm việc với momen
xoắn T1i trong chế ®é thø i; i= 1,2... n sè thø tù chÕ ®é lµm viƯc
ti - Sè giê lµm viƯc trong chÕ ®é thø i
T1 - Momen xo¾n lín nhÊt
mH - Sè mũ của phơng trình đờng cong mỏi tiếp xúc, bánh răng thép
lấy mH = 6;
C - Số lần ăn khớp của bánh răng trong 1 vòng quay bánh răng

8


Đồ án môn học chi tiết máy

n2 = n1/u = 478,5/3,32 = 144,1 v/ph
NHO cña thÐp C45 thêng hãa = 6,8106 NHE2. > NHO LÊy KHL2 =1
NHE1 = u. NHE2 = 3,32.24,7.106 =82.106 > NHO LÊy KHL1 = 1
VËy ta cã
=
1 = 510 MPa
=
2 = 410 MPa
SH - HÖ sè an toàn bánh răng không đợc tăng bền bề mặt SH =1,1
KXH - Hệ số xét đến ảnh hởng của kích thớc bánh răng
ZR, ZV, KL - Hệ số xét đén ảnh hởng độ nhám bề mặt, vận tốc vòng,
bôi trơn.
Trong tính toán sơ bộ ZR. ZV. KL .KXH = 1
Ung st tiÕp xóc cho phÐp
B¸nh nhá H1= 510/1,1 = 463,6
MPa
Bánh lớn H2= 410/1,1 = 372,3 MPa
Lấy trị số nhỏ ®Ó tÝnh H = 372,3 MPa
TÝnh øng suÊt uèn cho phép
Ưng suất uốn cho phép xác định theo Cthức 10.73/179 Ctiết máy1
- Giới hạn bền mỏi uốn của mặt răng ứng với số chu kì chịu tải NFE
- Giới hạn bền mỏi uốn ứng với số chu kì cơ sở N FO
KFL - HƯ sè ti thä
Trêng hỵp bé trun làm việc với tải trọng nhiều bậc số chu kì tơng
đơng NFE tính theo Cthức 10.76/180 Ctiết máy1

mF - Số mũ của phơng trình đờng cong mỏi uốn với bánh răng thép
lấy mF = 6;
Số chu kì tơng đơng bánh lớn
= 60.1.144,1.(16..0,3+0,756 .0,3+ 0,56.0,4).6000

= 18,6.106
Số chu kì cơ sở NFO = 4.106
NFE2. > NFO LÊy KFL2 =1 NFE1 =u. NFE2 >NFO Lấy KFL1 =1
KFC - Hệ số xét đến ảnh hởng kích thớc bánh răng
Giả sử bộ truyền quay 1 chiỊu KFC =1
SF - HƯ sè an toµn SF =1,7 víi ph«i thÐp rÌn thêng hãa
YR - HƯ sè xÐt đến ảnh hởng độ nhám mặt lợn chân răng YR =1
9


Đồ án môn học chi tiết máy
YS - Hệ số xét đến ảnh hởng kích thớc răng
YS = 1,08-0,16lgm. Lấy m=3 thì YS =1
KXF - Hệ số xét đến ảnh hởng kích thớc bánh răng KXF =1
tra bảng 10.6/175 Ctiết m¸y1
=1,8HB
=
1 = 1,8HB1 = 1,8.200 = 360 MPa
=

2

= 1,8HB2 = 1,8.170 = 306 MPa

øng st n cho phÐp

B¸nh nhá
B¸nh lín

c.X¸c định chiều dài côn ngoài

Cthức 6.52a/112 Thiết kế HTDĐCK1
KR = 0,5 Kd hệ số phụ thuộc vật liệu bánh răng và loại răng. Với truyền
động bánh răng côn răng thẳng b»ng thÐp Kd = 100MPa1/3
KR =
50MPa1/3
Kbe - HƯ sè chiỊu rộng vành răng - Kbe = b/Rbe =0,3ữ0,33. Chọn Kbe =
0,3
KH - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng bánh răng côn tra bảng 6.21/113 Thiết kế HTDĐ1
Tỉ số

KH = 1,13

Lấy sơ bé KHV =1,1 hƯ sè t¶i träng K = KH KHV= 1,13.1,1 = 1,24
Momen xoắn trên trục dẫn
Thay số
Mođun mte = 0,02.Re = 0,02.222,36 = 4,44mm
Qui tròn mte theo tiêu chuẩn mte= 4mm
Số răng bánh nhỏ
Lấy Z1 = 32 răng
Z2 = u.Z1 = 3,32.32 = 106,24 LÊy Z2 = 106 răng
Tính chính xác chiều dài nón Chiều dài răng Mođun trung bình Tỉ số truyền Đờng kính vòng chia trung bình bánh nhỏ 10


Đồ án môn học chi tiết máy
Góc côn chia Vận tốc vòng tính theo công thức

hay 1647
hay 7312'

Chọn cấp chính xác bánh răng theo bảng 3.11/46
Thiết kế CTM ta có cấp chính xác 9
d.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Cthức 10.60/172 Ctiết máy1

ZM - Hệ số xét đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp ZM =
274MPa1/3
ZH - Hệ số xét đến hình dáng bề mặt tiếp xúc, với bánh răng côn
răng thẳng không dịch chỉnh lÊy ZH = 1,76;
Z - HƯ sè xÐt ®Õn sù trùng khớp của răng -Hệ số trùng khớp ngang Hệ số tải trọng động KHV Cthức 10.12/150 Ctiết máy1
H - Hệ số xét đến ảnh hởng của sai số ăn khớp
Tra bảng 10.2/150 Ctiết máy1 H =0,006
g - Hệ số xét đến ảnh hởng của sai lệch bớc răng
Tra bảng 10.3/151 CtiÕt m¸y1 g = 73

= 372,3 MPa
Ta thÊy
VËy tháa m·n ®iỊu kiƯn vỊ søc bỊn tiÕp xóc
e.KiĨm nghiƯm ®é bỊn n
Cthøc 10.63/173 CtiÕt m¸y1

11


Đồ án môn học chi tiết máy

KF - Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng
tra bảng 6.21/113 Thiết kế HTDĐ1 ta có KF=1,19
Hệ số tải trọng động KFV Cthức 6.68 /117 Thiết kế HTDĐ1
F - Hệ số xét đến ảnh hởng của sai số ăn khớp

Tra bảng 6.15/107 Thiết kế HTDĐ1 F =0,016
g - Hệ số xét đến ảnh hởng của sai lệch bớc răng
Tra bảng 6.16/107 Thiết kế HTDĐ1 g = 73
Y - Hệ số xét đến sự trùng khớp răng YF1,YF2 - Hệ số dạng răng tra theo bảng 6.18 /109 Thiết kế HTDĐ1
Ztđ1= Z1/ cos1 =32/cos16,8=33,42
Ztđ1 = 33 răng
YF1 = 3,8
Ztđ2= Z2/ cos2 =106/cos73,2=366,7
Ztđ2 =367 răng
YF2 = 3,6

Thỏa mÃn điều kiện sức bền uốn
f.Tính lực tác dụng
Lực vòng
Lực hớng tâm
- Góc ăn khớp = 20
1 - Góc côn chia 1 =16,8
Lực dọc trục
.sin16,8=317,3N
g.Các thông số và kích thớc cơ bản của bộ truyền bánh răng
côn
Chiều dài côn ngoài - Re = 222,36 mm
Mođun vòng ngoài - m te = 4 mm
Mođun trung bình - mtm =3, 4 mm
Chiều rộng vành răng - b = 66 mm
Tỉ số truyền - u =3,3
Góc nghiêng của răng - =0

12

Đồ án môn học chi tiết máy
Số răng các bánh - Z1 = 32 răng; Z2 = 106 răng
Bánh răng không dịch chỉnh - x1 = x2 = 0
Góc côn chia - 1 = 16,8
2 = 73,20
Chiều cao răng ngoài - he = 2cosm . mte+ 0,2 mte = 2.4 + 0,2.4 =
8,8 mm
Chiều cao đầu răng ngoài - hae1 = (cosm + xn1cosm) .mte =4 mm
hae2 = cosm mte - hae2 = 4 mm
Chiều cao chân răng ngoài - hfe1 = he - hae1 = 4,8 mm
hfe2 = he - hae2 = 4,8 mm
Đờng kính vòng đỉnh răng ngoài
dae1 = de1 + 2hae1cos1 = 128 + 2.4.cos16,8= 135,6 mm
dae2 = de2 + 2hae2cos2 = 424 + 2.4.cos73,2 = 426,3 mm
Đờng kính vòng chia trung bình - dm1 = 108,8 mm
dm2 = u.dm1 = 3,3.108,8 = 359
mm
Đờng kính vòng chia ngoµi - de1 = mte.Z1 = 4.32 =128 mm
de2 = mte.Z2 =4.106 = 424 mm
2.Thiết kế bộ truyền bánh răng nghiêng răng thẳng của cấp
chậm trong hộp giảm tốc 2 cÊp BR c«n-trơ
C«ng st trơc dÉn P1 = 7,85 kW
Sè vßng quay trong 1 phót cđa trơc dÉn n1 = 144,1 v/ph
TØ sè trun u = 4
a.Chän vËt liƯu b¸nh răng và cách nhiệt luyện
Bộ truyền chịu tải trọng nhỏ dùng thép nhiệt luyện với độ rắn bề
mặt răng HB<350
HB1 = HB2 + (25ữ50)HB

Theo bảng 6.1/92 Thiết kế HTDĐCK1
Chọn vật liệu bánh răng và tra các số liệu về
- Giới hạn bền kéo bk MPa
- Giới hạn chảy ch MPa
- Độ rắn HB
Bánh răng nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện, phôi rèn đờng kính 60ữ90mm
Cơ tính
Độ rắn HB1= 230MPa
bk = 720MPa
ch = 530MPa
Bánh răng lớn : Thép 45 tôi cải thiện, phôi rèn đờng kính 100mm
Cơ tính
Độ rắn HB1= 205MP
bk = 690MPa
ch = 450MPa
b.Xác định ứng suất cho phép
Ưng st tiÕp xóc cho phÐp
Theo Cthøc 10.65/176 CtiÕt m¸y1
- Giíi hạn bền mỏi tiếp xúc của mặt răng ứng với số chu kì chịu
tải NHE
- Giới hạn bền mỏi tiếp xúc ứng với số chu kì cơ sở NHO
13


Đồ án môn học chi tiết máy
Bảng 10.7/176 Ctiết máy1
= 2HB + 70
1 = 2HB1 + 70 = 2.230+ 70 = 530MPa
2 = 2HB2 + 70 = 2.205 + 70 = 480MPa
KHL - HƯ sè ti thä

Trêng hỵp bé trun làm việc với tải trọng nhiều bậc số chu kì tơng
đơng NHE tính theo Cthức 10.69/177 Ctiết máy1

n2 = n1/u =144,1/4 = 36 v/ph
NHO của thép C45 tôi cải thiện độ cứng bề mặt răng HB2=1,3.106
NHE2. > NHO Lấy KHL2 =1
NHE1 =u. NHE2 =4.6,1.106 = 24,4.106 > NHO
LÊy KHL1 = 1
VËy ta cã
=
1 = 530 MPa
=
2 = 480 MPa
SH - Hệ số an toàn bánh răng không đợc tăng bền bề mặt SH =1,1
KXH - Hệ số xét đến ảnh hởng của kích thớc bánh răng
ZR, ZV, KL - Hệ số xét đến ảnh hởng độ nhám bề mặt, vận tốc vòng,
bôi trơn.
Trong tính toán sơ bộ ZR. ZV. KL .KXH = 1
øng st tiÕp xóc cho phÐp
B¸nh nhá H1 = 530/1,1 = 481,8 MPa
B¸nh lín H2 = 480/1,1 = 436,4 MPa
Lấy trị số nhỏ để tính H = 436,4MPa
Tính øng suÊt uèn cho phÐp
øng suÊt uèn cho phÐp x¸c định theo Cthức 10.73/179 Ctiết máy1
- Giới hạn bền mỏi uốn của mặt răng ứng với số chu kì chịu tải NFE
- Giới hạn bền mỏi uốn ứng với số chu kì cơ sở N FO
KFL - Hệ số tuổi thọ
Trờng hợp bộ truyền làm việc với tải trọng nhiều bậc số chu kì tơng
đơng NFE tính theo Cthức 10.76/180 Ctiết máy1

mF - Số mũ của phơng trình đờng cong mỏi uốn với bánh răng thép
lấy mF = 6;
Số chu kì tơng đơng bánh lớn

14


Đồ án môn học chi tiết máy
= 60.1.36.(16.0,3 + 0,756.0,3+0,56 0,4).6000
=4,6.106
Số chu kì cơ sở NFO = 4.106
NFE2. > NFO LÊy KFL2 =1
NFE1 =u. NFE2 >NFO LÊy KFL1 =1
KFC - Hệ số xét đến ảnh hởng kích thớc bánh răng
Giả sư bé trun quay 1 chiỊu KFC =1
SF - HƯ số an toàn SF =1,7 với phôi thép rèn thờng hóa
YR - Hệ số xét đến ảnh hởng độ nhám mặt lợn chân răng YR =1
YS - Hệ số xét đến ảnh hởng kích thớc răng
YS = 1,08-0,16lgm
Lấy m=3 thì Y S =1
KXF - Hệ số xét đến ảnh hởng kích thớc bánh răng KXF =1
tra bảng 10.6/175 Ctiết máy1
=1,8HB
=
1 = 1,8HB1 = 1,8.230 = 414 MPa
=

2

= 1,8HB2 = 1,8.205 = 369 MPa

øng st n cho phÐp B¸nh nhá
B¸nh lín
c.TÝnh khoảng cách trục asb
Cthức 10.44/163 Ctiết máy1

Momen xoắn trên bánh nhỏ
Momen xoắn trên bánh lớn
a - Hệ số chiều rộng bánh răng
. Chọn a = 0,33
KH - Hệ số phân bố không đều tải trọng giữa các răng tra theo bảng
6.14/107 Thiết kế HTDĐ1. Tính sơ bộ lấy KH = 1,1
KH - HƯ sè tËp trung t¶i träng tra theo bảng 6.7/98 Thiết kế HTDĐ1 với
KH = 1,05
KHV - Hệ số tải trọng động lấy sơ bộ KHV = 1,01

Lấy a =288 mm
Tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác để chế tạo
bánh răng
15


Đồ án môn học chi tiết máy
Đờng kính vòng chia bánh nhỏ Vận tốc vòng của bánh răng Vận tốc này tra theo bảng 3.11/46 Thiết kế CTM chọn cấp chính xác
9
Định chính xác khoảng cách trục a
Chiều rộng bánh răng - b = a. a = 0,33.288=95 mm
Đờng kính vòng chia bánh nhỏ - d1= 115 mm
Xác định các thông số ăn khớp Theo quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế chọn mođun tiêu
chuẩn của bánh răng cấp chËm b»ng mo®un ë cÊp nhanh m = 3mm

Theo Cthøc 6.31/103 Thiết kế HTDĐ
Chọn sơ bộ = 12
Lấy Z1 =38 răng

Z2 = u.Z1 = 4. 38= 152 răng
= 8,5=830'22"

d.Kiểm nghiƯm theo søc bỊn tiÕp xóc

ZM - HƯ sè xÐt đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp ZM
=274MPa1/3
ZH - Hệ số xét đến hình dáng bề mặt tiếp xúc :

Z - Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng
-Hệ số trùng khớp ngang

Hệ số tải trọng động KHV Cthức 10.12/150 Ctiết máy1
H - Hệ số xét đến ảnh hởng của sai số ăn khớp
Tra bảng 10.2/150 CtiÕt m¸y1
H =0,002
16


Đồ án môn học chi tiết máy
g - Hệ số xét đến ảnh hởng của sai lệch bớc răng
Tra bảng 10.3/151 Ctiết máy1
g = 73

<

= 436,4 MPa

Ta thấy
Thỏa mÃn điều kiƯn vỊ søc bỊn tiÕp xóc
e.KiĨm nghiƯm ®é bỊn n
Cthøc 10.45/164 Ctiết máy1

KF - Hệ số phân bố không đều tải trọng giữa các răng
Tra đồ thị 10.11/147 Ctiết máy1 ta cã KF = 1,12
KF - HƯ sè xÐt ®Õn sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng
Tra bảng6.7/98 Thiết kế HTDĐ ta có KF=1,1
Hệ số tải trọng ®éng KFV Cthøc 6.46 /109 ThiÕt kÕ HTD§1
F - HƯ số xét đến ảnh hởng của sai số ăn khớp
Tra bảng 6.15 /107 Thiết kế HTDĐ1 F =0,006
g - Hệ số xét đến ảnh hởng của sai lệch bớc răng
Tra bảng 6.16 /107 Thiết kế HTDĐ1 g = 73

Y -Hệ số xét đến sự trùng khớp răng
Y - Hệ số xét đến độ nghiêng của răng
YF1,YF2 - Hệ số dạng răng tra bảng 6.18 /109 Thiết kế HTDĐ1
Số răng tơng ®¬ng

17


Đồ án môn học chi tiết máy
Thỏa mÃn điều kiện sức bền uốn
f.Tính lực tác dụng
Lực vòng
Lực hớng tâm

- Góc ăn khớp = 20
Lực dọc trục
g.Các thông số và kích thớc bộ truyền bánh răng nghiêng
Khoảng cách trục - a = 288 mm
Mođun pháp - mn = 3mm
Chiều rộng vành răng - b = 95 mm
Tỉ số truyền - u = 4
Góc nghiêng răng - = 8,5
Số răng các bánh - Z1 = 38; Z2 = 152
Hệ số dịch chỉnh - x1 = x2 = 0
Đờng kính vòng chia -d1 = 115 mm d2 =460 mm
Đờng kính đỉnh răng - da1 = d1 + 2mn =115 + 2.3 =121 mm
da2 = d2 + 2mn =460 + 2.3 =466 mm
Đờng kính chân răng - df1 = d1 -2,5mn = 115 - 2,5.3=107,5 mm
df2 = d2 -2,5mn = 460 - 2,5.3=452,5 mm
Đờng kính cơ sở - dtb1 = d1cos = 115.cos20 =108 mm
dtb2 = d2cos = 460.cos20 =432 mm
Gãc profin gốc - =20
Góc profin răng, góc ăn khớp - t = t= 20,5
3.kiểm nghiệm điều kiện bôi trơn bánh răng
Điều kiện bôi trơn
Bộ truyền nón-trụ kiểm nghiệm điều kiện bôi trơn theo công thức
d4 - Đờng kính đỉnh răng ngoài bánh răng trụ d4= 460 mm
d2 - Đờng kính đỉnh răng ngoài bánh răng côn d2 = 426,3mm
= 0,167
Vậy điều kiện bôi trơn đợc thoả mÃn
Phần 3 : thiết kế trục
A.Tính sơ bộ và vẽ phác hộp giảm tốc
1.Tính đờng kính sơ bộ của các trục
Đờng kính trục đợc xác định chỉ bằng momen xoắn theo công thức

T - Momen xo¾n Nmm
18


Đồ án môn học chi tiết máy
- ứng suất xo¾n cho phÐp MPa
Trơc 1
T1 = 164056 Nmm

 = 20 MPa
LÊy d1 = 35 mm

Trôc 2

T2 = 520246 Nmm

 = 30 MPa
LÊy d2 = 45 mm

Trôc 3

T3 = 1989583 Nm

 = 30 MPa
LÊy d3 = 70 mm

Chän s¬ bé ỉ lăn theo bảng P2.11 Thiết kế HTDĐ1
Đờng kính d1 = 35 mm chọn ổ đũa côn có B1= 17 mm
Đờng kính d2 = 45 mm chọn ổ đũa côn có B2= 19 mm
§êng kÝnh d3 = 70 mm chän ỉ đũa côn có B3= 24 mm

2.Vẽ phác hộp giảm tốc
Quan hệ kích thớc giữa các yếu tố trong hộp
Kí
hiệu
a
b1,b2
B1,B2,
B3
c

l2
l3
l4
l5
l6
19

Tên gọi

Quan hệ kích thớc

Khoảng cách từ mặt cạnh
chi tiết quay đến thành
trong của hộp
Chiều rộng bánh răng
Chiều rộng của ổ lăn

a =10ữ15 mm lấy a = 10 mm

Khoảng cách giữa các chi

tiết quay
Khe hở giữa bánh răngvà
thành trong hộp giảm tốc
Khoảng cách từ cạnh ổ
đến thành trong của hộp

c =10ữ15 mm lấy c = 10 mm

Chiều cao của nắp và
đầu bulông
Khoảng cách từ nắp ổ
dến mặt cạnh chi tiết
quay ngoài hộp
Chiều dài phần mayơ
lắp với trục
Khoảng cách từ nắp ổ

b1= 66 mm; b2 = 95 mm
B1= 17mm; B2=19 mm; B3= 24 mm

Δ  1,2 víi  = 8÷12mm LÊy
Δ=12mm
l2=5÷10 mm khi ổ bôi trơn bằng
dầu trong hộp
Lấy l2=10 mm
Lấy sơ bộ l3 = 15÷20 mm
l4 = 10÷20mm lÊy l4= 10 mm
l5 =(1,2÷1,5)d=(1,2÷1,5).35=
42÷52,5 mm

Đồ án môn học chi tiết máy

l7
x1,x2

đến nối trục
Khe hở giữa trục và bánh
răng
Kích thớc của bánh răng
nón

l'1,l'2,l'3 Khoảng cách giữa các gối
đỡ trục bánh răng

l1

l7= 20 mm
x1 = (1,5ữ1,8)d = (1,5÷1,8).35 =
52,5÷63 mm x2 = (1,5÷1,8)d =
(1,5÷1,8).45 = 67,5÷81mm
LÊy x2 = 68 mm
l'1=(2,5÷3)d =(2,5÷3).35 =
87,5÷122,5mm
l'2= B2+2l2+2a+x2+c+b2 =
19+2.10+2.10+68+10+95 =232mm
l'3= B3+ 2l2+2a+x2+c+b2 =
24+2.10+2.10+68+10+95 =237mm
l1=l5/2 +l4
+l3+B1/2=42/2+10+20+17/2=59,5

Khoảng cách từ gối đỡ
trục đến bánh đai tác
dụng lên trục
Tính góc nghiêng của đờng nối tâm bộ truyền đai so với đờng
nằm ngang:

a - Khoảng cách trục của bộ truyền đai a = 1520 mm
Động cơ AOC2-51-4 tra bảng 8P/331 Thiết kế CTM ta có h dc =160mm
hH = dđ/2 +(200ữ500) = 560/2+400=680 mm
=19,87
3.Lực tác dụng trong các bộ truyền
Bộ truyền đai
Rđ = 1876,9 N
RđX=1876,9.sin=1876,9.sin19,87 =637,9N
RđY=1876,9.cos=1876,9.cos19,87 =1765 N
Bộ truyền bánh răng côn
Ft1 = Ft2 = 3016N
Fr1 = Fa2 = 1051N
317,3N
Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiªng
Ft3 = Ft4 = 9048N
Fr3 = Fr4 = 3330N
1352N
B.TÝnh chÝnh xác và kiểm nghiệm trục
Trục1
RđX =637,9 N
RđY= 1765N
Ft1 = 3016N
Fr1 = 1051N

317,3N
1.Tính các chiều dài cần thiết
20

Fa1 = Fr2 =
Fa3= Fa4=

Fa1 =