thuyết minh đồ án môn học chi tiết máy - nguyên lý máy

Thuyết minh đồ án môn học
Phần I. chọn động cơ và tính toán các thông
số trên trục
I. Chọn động cơ:
1- Chọn kiểu loại động cơ:
Dựa trên các kiểu loại động cơ điện hiện có, với yêu cầu thiết kế
và tính u việt của động cơ điện cần chọn, đó ta chọn động cơ điện xoay
chiều ba pha roto lồng sóc, vì vậy động cơ này có u điểm là: kết cấu
đơn giản, giá thành tơng đối hạ, dễ bảo quản, làm việc tin cậy, có thể
mắc trực tiếp vào lới điện ba pha mà không cần biến đổi dòng điện.
2- Chọn công suất của động cơ:
Công suất của động cơ đợc chọn theo điều kiện nhiệt độ - đảm
bảo cho khi làm việc nhiệt độ sinh ra không quá mức cho phép:
dc
lv
dc
dm
PP
Trong đó:
dc
dm
P
- Công suất định mức của động cơ
dc
lv
P
- Công suất làm việc trên trục động cơ.
Với tải không đổi, công suất làm việc đợc tính:

=
ct

lv
dc
lv
P
P
Trong đó:
ct
lv
P
- Công suất làm việc trên trục công tác.
- Hiệu suất truyền động từ trục động cơ tới trục công tác
Công suất làm việc trên trục công tác đợc xác định theo công
thức:
3
t
ct
lv
10
v.F
P =
Trong đó: Ft - Lực vòng (N)
v - Vận tốc vòng của băng tải (xích tải) (m/s)
=>
3
3
ct
lv
10
8,1.10.5,3
P =

= 6,3 (KW)
Với sơ đồ gồm các bộ truyền mắc nối tiếp đợc tính theo công
thức:
Trờng ĐHKT Công Nghiệp Thái Nguyên
- 1 -
Thuyết minh đồ án môn học


=
1
.
2
.
3


1
,
2
,
3
là hiệu suất của các bộ truyền và các cặp ổ lăn trong hệ
truyền dẫn
Tra bảng 2.3 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí - trang 19)
Ta có:

xích
= 0,7 ;
ổ lăn
= 0,995

côn
= 0,97;
trụ
= 0,98

khớp
= 1
Từ sơ đồ của bộ truyền ta có:
=
xích
.
4
ổ lăn
.
côn
.
trụ
.
khớp
=> = 0,97.0,9954.0,97.0,98.1 = 0,9038
Ta tính đợc
ct
lv
P
:
9706,6
9038,0
3,6P
P

ct
lv
dc
lv
==

=
(KW)
Công suất động cơ đợc chọn theo điều kiện:
dc
lv
dc
dm
PP
dc
dm
P
: Công suất định mức trên trục động cơ đợc lấy theo tiêu chuẩn.
Ta chọn
dc
dm
P
= 7,5 (KW)
3- Tốc độ động cơ.
Số vòng quay đồng bộ của động cơ (tốc độ từ trờng quay) đợc
xác định theo công thức:
p
f.60
n
db

=
Trong đó: f- Tần số của dòng điện xoay chiều (Hz) (với mạng lới
điện nớc ta f = 50 Hz)
p- Số đôi cực từ; p = 1; 2; 3; 4; 5; 6.
+ Xác định số vòng quay đồng bộ nên dùng cho động cơ:
Chọn sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ:
n
đb
= 1500 v/ph (kể đến sự trợt n
đb
= 1450 v/ph); khi này tỉ
số truyền sơ bộ của hệ thống u
sb
, đợc xác định:
Trờng ĐHKT Công Nghiệp Thái Nguyên
- 2 -
Thuyết minh đồ án môn học
u
sb
=
ctct
db
n
1450
n
n
=
Trong đó: n
db
- Số vòng quay đồng bộ của động cơ

n
ct
- Số vòng quay của trục công tác.
Với truyền động băng tải ta có:
n
ct
=
43,76
450.14,3
8,1.10.60
D.
v.10.60
33
==

(v/ph)
=> u
sb
=
97,18
43,76
1450
n
n
ct
db
==
Tra bảng 1.2 (Hớng dẫn thiết kế Chi tiết máy) ta xác định đợc tỉ
số truyền nên dùng và giới hạn của các truyền động:
Ta có:

u
nd
của Hộp giảm tốc bánh răng côn - trụ trong
khoảng từ 8 - 31,5
u
nd
của bộ truyền xích là từ 1,5 - 5
=> Tỉ số truyền nên dùng của cả hệ là từ 12 - 157,5
Tỉ số truyền sơ bộ của bộ truyền u
sb
= 18,97 nằm trong khoảng tỉ
số truyền nên dùng, vậy ta chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ là
n
đb
= 1500 v/ph để thảo mãn.
4- Chọn một động cơ điện cụ thể.
Ta chọn loại động cơ điện nhãn hiệu K do loại động cơ điện này
đợc sản xuất trọng nớc, và có u điểm hơn động cơ điện DK
Tra bảng P1.1 phụ lục ta chọn động cơ K160S4 có các thông số
sau:
dc
dm
P
= 7,5 KW
Vận tốc quay n = 1450 v/ph
= 87,5 %
Cos = 0,86
dn
K
I

I
= 5,8
dn
K
T
T
= 2,2
5- Kiểm tra quá tải, kiểm tra mở máy.
Trờng ĐHKT Công Nghiệp Thái Nguyên
- 3 -
Thuyết minh đồ án môn học
Do tải là không đổi nên không cần kiểm tra quá tải mà chỉ cần
kiểm tra mở máy theo công thức:
dc
bd
dc
mm
PP
Với
dc
mm
P
- Công suất mở máy của động cơ.
dc
bd
P
- Công suất cản ban đầu của động cơ.
Ta có:
5,165,7.2,2P.
T

T
P
dc
dm
dn
K
dc
mm
===
(KW)
41,935,1.9706,6k.PP
bd
dc
lv
dc
bd
===
(KW)
Vậy ta thấy
dc
bd
dc
mm
PP >
.
II. Phân phối tỉ số truyền.
Tỷ số truyền chung của toàn hệ thống đợc xác định theo công
thức:
hng
ct

dc
u.u
n
n
u ==
1- Phân phối tỉ số truyền cho bộ truyền ngoài hộp:
Với hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng nối với một bộ truyền
ngoài hộp:
u
ng
= (0,1 ữ 0,15)u
h
=> u
ng
=
u)15,01,0( ữ
Chọn u
ng
=
69,197,18.15,0u15,0 ==
Ta có:
ng
h
u
u
u =
=
22,11
69,1
97,18

=
2- Phân phối tỉ số truyền cho bộ truyền trong hộp.
Với hộp giảm tốc bánh răng côn trụ 2 cấp có thể phân phối
nh sau:
u
2
= 1,056
3
2
bebe
hba
)k5,01.(k
u.


Trờng ĐHKT Công Nghiệp Thái Nguyên
- 4 -
ThuyÕt minh ®å ¸n m«n häc
Víi k
be
lµ hÖ sè chiÒu réng vµnh r¨ng b¸nh r¨ng c«n.
Chän ψ
ba
= 0,4; k
be
= 0,3.
u
2
= 1,32
96,222,1132,1u

3
3
h
==
=>
79,3
96,2
22,11
u
u
u
2
h
1
===
III. TÝnh c¸c th«ng sè trªn trôc.
1- C«ng suÊt trªn c¸c trôc:
Ta cã: P
i
= p
i-1
.η
i-1,i
+ C«ng suÊt trªn trôc I: P
I
=
dc
ct
P
.η

xÝch
.η
æ
=> P
I
= 6,9706.0,97.0,995 = 6,728 (KW)
+ C«ng suÊt trªn trôc II:
P
II
= P
I
.η
c«n
.η
æ
= 6,728.0,97.0,995 = 6,494 (KW)
+ C«ng suÊt trªn trôc III:
P
III
= P
II
.η
trô
.η
æ
= 6,494.0,98.0,995 = 6,332 (KW).
+ C«ng suÊt trªn trôc lµm viÖc (trôc IV):
P
lv
= P

III
.η
k
.η
æ
= 6,332.1.0,995 = 6,3 (KW).
2- Tèc ®é quay cña c¸c trôc:
+ Trôc I:
n
I
= n
®c
= 1450 (v/ph)
+ Trôc II:
n
II
=
59,382
79,3
1450
u
n
1
I
==
(v/ph)
+ Trôc III:
n
III
=

25,129
96,2
59,382
u
n
2
II
==
(v/ph)
+ Trôc lµm viÖc:
Trêng §HKT C«ng NghiÖp Th¸i Nguyªn
- 5 -
ThuyÕt minh ®å ¸n m«n häc
n
lv
=
69,1
25,129
u
n
ng
III
=
=76,479 (v/ph)
3- M«men xo¾n trªn c¸c trôc:
+ Trôc ®éng c¬:
T
®c
= 9,55.10
6

.
81,45909
1450
9706,6.10.55,9
n
P
6
dc
dc
==
(Nmm)
+ Trôc I:
T
I
= 9,55.10
6
.
44312
1450
728,6
.10.55,9
n
P
6
I
I
==
(Nmm)
+ Trôc II:
T

II
= 9,55.10
6
.
64,162099
59,382
494,6
.10.55,9
n
P
6
II
II
==
(Nmm)
+ Trôc III:
T
III
= 9,55.10
6
.
64,467857
25,129
332,6
.10.55,9
n
P
6
III
III

==
(Nmm)
+ Trôc lµm viÖc:
T
lv
= 9,55.10
6
.
54,786686
479,76
3,6
.10.55,9
n
P
6
lv
lv
==
(Nmm)
Trêng §HKT C«ng NghiÖp Th¸i Nguyªn
- 6 -
Thuyết minh đồ án môn học
4- Bảng thông số:
Thông số
Trục
u n (v/ph) P (KW) T (Nmm)
Động cơ 1450 6,9706 45909,81
1
I
3,79

II
2,96
III
1,69
Làm việc
Trờng ĐHKT Công Nghiệp Thái Nguyên
- 7 -
Thuyết minh đồ án môn học
Phần II. Thiết kế các bộ truyền
I- Bộ truyền xích
1. Chọn loại xích.
Chọn loại xích ống con lăn (xích con lăn) là loại xích có độ bền
mòn cao hơn xích ống và chế tạo nó không phức tạp bằng xích răng.
Xích ống con lăn đợc dùng khi vận tốc làm việc dới 10 đến 15 m/s, u
tiên dùng xích một dãy
2. Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích.
+ Chọn số răng đĩa xích:
Số răng đĩa xích đợc chọn cần đảm bảo cho số răng nhỏ nhất của
đĩa xích lớn hơn z
min
(z
min
= 17 - 19 đối với xích con lăn vận tốc trung
bình, z
min
= 13 - 15 khi vận tốc thấp). Có thể dựa vào tỉ số truyền u để
chọn z
1
theo công thức:
z

1
= 29 - 2u 19
Với tỉ số truyền u = 1,69 ta có:
z
1
= 29 - 2.1,69 = 25,62 > 19
Số răng đĩa xích đợc quy tròn theo số lẻ nên ta chọn z
1
= 27
Từ số răng đĩa nhỏ z
1
tính ra số răng đĩa lớn z
2
:
z
2
= u.z
1
z
max
z
max
đợc xác định từ điều kiện hạn chế độ tăng bớc xích do bản lề
bị mòn sau một thời gian làm việc.
Đối với xích ống con lăn z
max
= 120
Với u = 1,69 ta có:
z
2

= 1,69.27 = 45,63
Chọn số răng đĩa lớn z
2
= 47 thoả mãn < z
max
.
+ Xác định bớc xích p:
Bớc xích p đợc xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề,
thoả mãn điều kiện:
p
0
= F
t
/A [p
0
]
Trong đó: p
0
- áp suất trên mặt tựa bản lề
F
t
- lực vòng
Trờng ĐHKT Công Nghiệp Thái Nguyên
- 8 -
Thuyết minh đồ án môn học
A - diện tích mặt tựa bản lề (diện tích chiếu)
[P
0
] - áp suất cho phép.
Ngời ta có thể xác định áp suất cho phép [P

0
] hoặc công suất cho
phép [P], do đó có thể xác định đợc bớc xích theo [P].
Để đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích cần đảm
bảo điều kiện:
P
t
= P.k.k
z
.k
n
[P]
Trong đó:
P
t
, P, [P] lần lợt là công suất tính toán, công suất cần truyền
và công suất cho phép, KW.
k
z
= z
01
/z
1
= 25/z
1
là hệ số số răng;
k
n
= n
01

/n
1
là hệ số vòng quay;
k = k
0
.k
a
.k
đc
.k
bt
.k
đ
.k
c
.
k đợc tính từ các hệ số thành phần với:
k
0
- hệ số kể đến ảnh hởng của vị trí bộ truyền.
k
a
- hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích.
k
đc
- hệ số kể đến ảnh hởng của việc điều chỉnh lực căng
xích.
k
bt
- hệ số kể đến ảnh hởng của bôi trơn.

k
đ
- hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng.
k
c
- hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền.
Tra bảng 5.6 (Tính toán thiết kế HDĐCK tập 1 - 82) ta có:
- Đờng nối hai tâm đĩa xích so với đờng nằm ngang < 60
0
nên k
0
= 1
- Khoảng cách trục a = (30 50)p nên k
a
= 1
- Vị trí trục đợc điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích: k
đc
= 1
- Tải trọng tĩnh, làm việc êm: k
đ
= 1
- Làm việc 2 ca: k
c
= 1,25
- Môi trờng làm việc có bụi, bôi trơn II: k
bt
= 1,3
=> k = k
0
.k

a
.k
đc
.k
bt
.k
đ
.k
c
= 1.1.1.1,3.1.1,25 = 1,625
k
z
= 25/z
1
= 25/27 = 0,926
k
n
= n
01
/n
1
= 200/129,25 = 1,547
Trờng ĐHKT Công Nghiệp Thái Nguyên
- 9 -
Thuyết minh đồ án môn học
Ta tính đợc P
t
:
P
t

= P.k.k
z
.k
n
= 6,332.1,625.0,926.1,547 = 14,74 KW.
Tra bảng 5.5 ta tìm đợc công suất cho phép [P] của xích con lăn,
từ đó ta chọn đợc bớc xích p
Với [P] = 19,3 KW tra đợc p = 31,75 mm
Để hạn chế ảnh hởng có hại của va đập đối với bộ truyền, bớc
xích p tìm đợc phải nhỏ hơn p
max
đợc cho trong bảng 5.8
Với số vòng quay của đĩa nhỏ n
1
= 129,25 v/ph thì bớc xích
p = 31,75 mm.
+ Khoảng cách trục và số mắt xích.
Khoảng cách trục nhỏ nhất đợc giới hạn bởi khe hở nhỏ nhất cho
phép giữa các đĩa xích (30 50 mm).
a
min
= 0,5(d
a1
+ d
a2
) + (30 50)
Mặt khác để tránh lực căng quá lớn do trọng lợng bản thân xích
gây nên, khoảng cách trục không đợc quá lớn:
a a
max

= 80p
Với tỉ số truyền là u = 1,69 chọn a = 30p = 30.31,75 = 952,5 mm
Từ khoảng cách trục a đã chọn ta xác định số mắt xích x:
x = 2a/p + (z
1
+ z
2
)/2 + (z
2
- z
1
)
2
p/(4
2
a)
=> x = 2.952,5/31,75 + (27 + 47)/2 + (47 - 27)
2
31,75/(4.3,14
2
.952,5)
x = 97,34 mm
Số mắt xích đợc quy tròn là số nguyên (tốt nhất là số chẵn) từ đó
ta có số mắt xích là: x
c
= 98
Tính lại khoảng cách trục a theo số mắt xích chẵn x
c
:
a

*
= 0,25p{x
c
- 0,5(z
2
+ z
1
) +
( )
[ ]
( )
[ ]
2
12
2
12c
/zz2zz5,0x +
}
=> a
*
= 0,25.31,75{
( )
++ 27475,098
( )
[ ]
( )
[ ]
22
14,3/2747227475,098 +
}

a
*
= 963,06 mm
Trờng ĐHKT Công Nghiệp Thái Nguyên
- 10 -
Thuyết minh đồ án môn học
Để xích không chịu lực căng quá lớn, khoảng cách trục a đ ợc
tính cần giảm bớt một lợng a = (0,002 0,0040)a
Ta có khoảng cách trục a tính đợc:
a = a
*
- a
*
.0,002 = 963,06 - 963,06.0,002 = 961,13 mm
Kiểm nghiệm số lần va đập i của bản lề xích trong 1 giây:
i = z
1
.n
1
/(15x) [i]
Tra bảng 5.9 ta xác định đợc [i] với xích ống con lăn bớc xích p
= 31,75 mm là: [i] = 25
Ta có: i = z
1
.n
1
/(15x) = 27.129,25/(15.98) = 2,37 < [i] = 25
+ Kiểm nghiệm xích về độ bền.
Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thờng
xuyên chịu tại trọng va đập trong quá trình làm việc phải tiến hành

kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn:
s = Q/(k
đ
.F
t
+ F
0
+ F
v
) [s]
Trong đó:
Q - tải trọng phá hỏng, N, tra bảng 5.2 ta có Q = 88500 N
k
đ
- hệ số tải trọng động, chọn k = 1,7 ứng với chế độ làm
việc nặng.
F
t
- lực vòng, N; F
t
= 1000P/v
v = Z
1
.p.n
1
/60000 = 27.31,75.129,25/60000 = 1,85 m/s
F
t
= 1000.6,332/1,85 = 3422,7 N
F

v
- lực căng do lực li tâm sinh ra, N, tính theo công thức:
F
v
= q.v
2
với q là khối lợng 1 mét xích
Tra bảng 5.2 ta có q = 3,8 kg
=> F
v
= 3,8.1,85
2
= 13,01 N
F
0
- lực căng do trọng lợng nhánh xích bị động sinh ra, N,
tính theo công thức:
F
0
= 9,81k
f
.q.a
Với a - khoảng cách trục, m
k
f
- hệ số phụ thuộc độ võng f của xích và vị trí
bộ truyền.
Trờng ĐHKT Công Nghiệp Thái Nguyên
- 11 -
Thuyết minh đồ án môn học

Với giá trị thờng dùng của độ võng f = (0,01 0,02)a
lấy k
f
= 4 ứng với bộ truyền nằm nghiêng một góc dới 40
o
=> F
0
= 9,81.4.3,8.0,96113 = 35,83 N
=> s = 88500/(1,7.3422,7 + 35,83 + 13,01) = 15,08
Tra bảng 5.10 ta có [s] = 8,5 < s = 15,08 vậy bộ xích đảm bảo đủ
bền.
+ Xác định các thông số của đĩa xích và lực tác dụng
lên trục
- Xác định các thông số của đĩa xích:
Đờng kính vòng chia của đĩa xích đợc xác định theo công thức
d
1
= p/sin(/z
1
) = 31,75/sin(/27) = 273,63 mm
d
2
= p/sin(/z
2
) = 31,75/sin(/47) = 475,59 mm
d
a1
= p[0,5 + cotg(/z
1
)] = 31,75[0,5 + cotg(/27)] = 287,65 mm

d
a2
= p[0,5 + cotg(/z
2
)] = 31,75[0,5 + cotg(/47)] = 490,41 mm
d
f1
= d
1
- 2r
Với r = 0,5025d
l
+ 0,05 = 0,5025.19,05 + 0,05 = 9,62 mm
(d
l
= 19,05 tra bảng 5.2)
d
f1
= d
1
- 2r = 273,63 - 2.9,62 = 254,39 mm
d
f2
= d
2
- 2r = 475,59 - 2.9,62 = 456,35 mm
- Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức:
[ ]
HdvddtrH
)Ak/(E)FK.F(k47,0

1
+=
Trong đó:
[
H
] - ứng suất tiếp xúc cho phép, MPa
F
t
- lực vòng, N, F
t
= 3422,7 N
F
vd
- lực va đập trên m dãy xích, N, tính theo công thức:
F
vd
= 13.10
-7
n
1
.p
3
.m = 13.10
-7
.129,25.31,75
3
.1 =
= 5,38 N
k
d

- hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy; k
d
= 1
(xích 1 dãy)
K
d
- hệ số tải trọng động, tra bảng 5.6 ta có K
d
= 1
Trờng ĐHKT Công Nghiệp Thái Nguyên
- 12 -
Thuyết minh đồ án môn học
k
r
- hệ số kể đến ảnh hởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc
vào z
1
= 27, k
r
= 0,396
E - mô đun đàn hồi, E = 2,1.10
5
MPa
A - diện tích hình chiếu của bản lề, mm
2
,
tra bảng 5.12 ta có: A = 262 mm
2
=>
=+= )1.262/(10.1,2).38,51.7,3422(396,047,0

5
H
1
490,26 MPa
Với z
2
= 47, k
r
= 0,255
=>
=+= )1.262/(10.1,2).38,51.7,3422(255,047,0
5
H
2
393,42 MPa
Nh vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB170 sẽ đạt đ ợc
ứng suất tiếp xúc cho phép [
H
] = 500 MPa, đảm bảo đợc độ bền tiếp
xúc cho răng đĩa 1. Đĩa 2 tơng tự cũng chọn cùng vật liệu và nhiệt
luyện
- Xác định lực tác dụng lên trục:
Lực tác dụng lên trục đợc tính theo công thức:
F
r
= k
x
.F
t
Trong đó: k

x
- hệ số kể đến trọng lợng xích, k = 1,15 khi bộ
truyền nằm ngang hoặc nghiêng một góc nhỏ hơn 40
o
Vậy lực tác dụng lên trục là:
F
r
= 1,15.3422,7 = 3936,11 N
Trờng ĐHKT Công Nghiệp Thái Nguyên
- 13 -
Thuyết minh đồ án môn học
II. Thiết kế bộ truyền bánh răng côn răng thẳng.
1- Chọn vật liệu:
Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất
hoá trong thiết kế. Theo bảng 6.1 ta chọn vật liệu cho các bánh nh sau:
Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 285 có

b1
= 850 MPa;
ch1
= 580 MPa
Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192 240 có

b2
= 750 MPa;
ch2
= 450 MPa
2- Phân phối tỉ số truyền:
Với u
h

= 11,22; u
1
= 3,79; u
2
= 2,96
3. Xác định ứng suất cho phép:
Theo bảng 6.2 với thép 45 tôi cải thiện đạt đốăn HB 180 350,
o
limH

= 2HB + 70; S
H
= 1,1
o
limF

= 1,8HB ; S
F
= 1,75
=> Giới hạn mỏi tiếp xúc ứng với số chu kỳ cơ sở của bánh là:
o
1limH

= 2.245 + 70 = 560 MPa
o
2limH

= 2.220 + 70 = 510 MPa
Và giới hạn mỏi uốn ứng với số chu kỳ cơ sở của 2 bánh:
o

1limF

= 1,8.245 = 441 MPa
o
2limF

= 1,8.220 = 396 MPa
Theo công thức tính số chu kỳ cơ sở là: N
Ho
= 30HB
2,4
Do đó: N
Ho1
= 30.HB
1
2,4
= 30.245
2,4
= 16,259.10
6
N
Ho2
= 30.HB
2
2,4
= 30.220
2,4
= 12,558.10
6
* Số chu kỳ thay đổi của ứng suất tiếp xúc:

N
HE
= 60.C.n.t


Trong đó:
C - Số lần ăn khớp của 1 răng khi bánh răng quay đợc 1 vòng
=> C = 1
Trờng ĐHKT Công Nghiệp Thái Nguyên
- 14 -
Thuyết minh đồ án môn học
n - Số vòng quay trong 1 phút.
n
I
= 1450 v/ph; n
II
= 382,59 v/ph
t

- Tổng số giờ làm việc trong thời gian phục vụ
Tỷ lệ số giờ làm việc trong một ngày là 2/3 và tỷ lệ số ngày
làm việc trong một năm là 2/3
Vậy tổng số giờ làm việc trong 4 năm là:
t

=
365.
3
2
.24.

3
2
.5
= 19466,67 (h)
=> N
HE1
= 60.1.1450.19466,67 = 16936.10
5
N
HE2
= 60.1.382,59.19466,67 = 446865196,5
Ta thấy: N
HE1
> N
Ho1
=> K
HL1
= 1
N
HE2
> N
Ho2
=> K
HL2
= 1
Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép sẽ đợc tính theo công thức sau:
[
H
] =
o

limH

.K
HL
/S
H
[
H
]
1
=
o
1limH

.K
HL1
/S
H
= 560.1/1,1 = 509,09 MPa
[
H
]
2
=
o
2limH

.K
HL2
/S

H
= 510.1/1,1 = 463,636 MPa
Với bánh răng nghiêng răng thẳng ta có:
[
H
]
'
= [
H
]
min
= [
H
]
2
= 463,636 MPa
* Số chu kỳ thay đổi của ứng suất uốn:
N
FE
= 60.C.n.t


Ta thấy: N
FE
= N
HE
=> N
FE1
= 16936.10
5

; N
FE2
= 446865196,5
N
Fo
- số chu kỳ cơ sở của đờng cong mỏi uốn.
N
Fo
= 4.10
6
(đối với vật liệu bằng thép)
N
FE1
> N
Fo1
và N
FE2
> N
Fo2
=> K
FL1
= K
FL2
= 1
Vậy ứng suất uốn cho phép đợc xác định theo công thức:
[
F
] =
o
limF

.K
FC
.K
FL
/S
F
K
FC
- Hệ số xét đến ảnh hởng đặt tải.
K
FC
= 1; S
F
= 1,75
Trờng ĐHKT Công Nghiệp Thái Nguyên
- 15 -
Thuyết minh đồ án môn học
=> [
F
]
1
=
o
1limF

.K
FC
.K
FL1

/S
F
= 441.1.1/1,75 = 252 MPa
[
F
]
2
=
o
2limF

.K
FC
.K
FL2
/S
F
= 396.1.1/1,75 = 226,258 MPa
* ứng suất quá tải cho phép:
+ ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép:
[
H
]
max
= 2,8.
ch
=> [
H
]
max

= 2,8.
ch2
= 2,8.450 = 1260 MPa
+ ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
[
F
]
max
= 0,8
ch
=> [
F1
]
max
= 0,8.
ch1
= 0,8.580 = 464 MPa
[
F2
]
max
= 0,8.
ch2
= 0,8.450 = 360 MPa
4. Xác định chiều dài côn ngoài:
Theo công thức:
R
e
=
( )

[ ]
[ ]
3
2
HbebeH1
2
R
u.K.K1/K.T.1u.K +

K
R
= 0,5K
d
là hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng
Với truyền động bánh răng côn răng thẳng bằng thép thì:
K
d
= 100 MPa
1/3
=> K
R
= 0,5.100 = 50 MPa
1/3
K
H


- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều
rộng vành răng bánh răng côn:
Tra bảng 6.21 với

be
1be
K2
u.K

K
be
- Hệ số chiều rộng vành răng: K
be
= b/Re

= 0,25 0,3
Lấy K
be
= 0,25
=>
be
1be
K2
u.K

=
25,02
79,3.25,0

= 0,541
Trục bánh nhỏ lắp trên ổ đũa, sơ đồ I, HB < 350 ta tra đợc:
K
H

= 1,12; T = 22681,17 Nmm
=> Re =
( )
[ ]
3
22
)636,463(79,3.25,0.25,01/12,1.17,22681.179,3.50 +
Trờng ĐHKT Công Nghiệp Thái Nguyên
- 16 -
Thuyết minh đồ án môn học
Re = 107,78 mm
5. Xác định các thông số ăn khớp:
* Số răng bánh nhỏ:
d
e1
= 2Re/
2
u1 +
=
2
79,31
78,107.2
+
= 54,99
Tra bảng 6.22 ta đợc Z
1P
= 16
Với HB < 350, Z
1
= 1,6.Z

1P
= 1,6.16 = 25,6
Đờng kính trung bình và môđun trung bình:
d
m1
= (1 - 0,5.K
be
)d
e1
= (1 - 0,5.0,25).54,99 = 48,12 mm
m
tm
=
1
1m
Z
d
=
6,25
12,48
= 1,88 mm
Mô đun vòng ngoài: m
tx
=
)K5,01(
m
be
tm

=

25,0.5,01
88,1

= 2,15 mm
Tra bảng 6.8 ta lấy trị số môđun tiêu chuẩn: m
tc
= 2
Do đó m
tm
= m
tc
(1 - 0,5K
be
) = 2.(1 - 0,5.0,25) = 1,75
Z
1
=
tm
1m
m
d
=
75,1
12,48
= 27,5
Ta lấy Z
1
= 28
* Số răng bánh lớn:
Z

2
= u.Z
1
= 3,79.28 = 106,12
Ta lấy Z
2
= 107
Vậy lỷ số truyền: u =
1
2
Z
Z
=
28
107
= 3,82
Góc côn chia:

1
= arctg(Z
1
/Z
2
) = arctg(28/107) = 14,66
o
=>
2
= 90
o
-

1
= 90
o
- 14,66
o
= 75,34
o
Theo bảng 6.20 với Z
1
= 28 ta chọn hệ số dịch chỉnh:
x
1
= 0,38; x
2
= -0,38
Đờng kính trung bình của bánh nhỏ:
Trờng ĐHKT Công Nghiệp Thái Nguyên
- 17 -
Thuyết minh đồ án môn học
d
m1
= Z
1
.m
tm
= 28.1,75 = 49 mm
Chiều dài côn ngoài:
Re = 0,5.m
tc
.

2
2
2
1
ZZ +
= 0,5.2.
22
10728 +
= 110,6 mm
Đờng kính trung bình của bánh lớn:
d
m2
= Z
2
.m
tm
= 107.1,75 = 187,25 mm
6. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc đợc tính theo công thức:

H
= Z
M
.Z
H
.Z

.
u.d.b.85,0/(1u.K.T.2
2

ml
2
H1
+
Trong đó:
Z
M
- Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn
khớp; Tra bảng 6.5 ta có Z
M
= 247 MPa
1/3
Z
H
- Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, tra bảng 6.12
ta có: x
t
= x
1
+ x
2
= 0 ; Z
H
= 1,76
Z

- Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, đợc xác định theo
công thức:
Z

=
3/)4(




- Hệ số trùng khớp ngang, tính theo công thức:


= [1,88 - 3,2(1/Z
1
+ 1/Z
2
)].cos
m
cos
m
= 1 =>

= 1,88 - 3,2(1/28 + 1/107) = 1,736
=> Z

=
3/)736,14(
= 0,869
K
H
- Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc.
K
H

= K
H

.K
H

.K
Hv
K
H

- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng
trên chiều rộng vành răng. Tr bảng 6.21 ta có K
H

= 1,12
K
H

- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng
cho các đôi răng không đồng thời ăn khớp: Với bánh răng
côn răng thẳng K
H

= 1.
K
Hv
- Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong
vùng ăn khớp tính theo công thức:
Trờng ĐHKT Công Nghiệp Thái Nguyên

- 18 -
ThuyÕt minh ®å ¸n m«n häc
K
Hv
= 1 + V
H
.b.d
ml
/(2T
1
.K
H
β
.K
H
α
)
V
H
= δ
H
.g
0
.v.
u/)1u(d
ml
+
Trêng §HKT C«ng NghiÖp Th¸i Nguyªn
- 19 -