Đồ Án Môn Học Chi Tiết Máy-Thiết Kế Hộp Giãm Tốc.docx

Trường ĐHBK TPHCM

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 2011

LỜI NÓI ĐẦU
Đất nước ta đang trên đà phát triển, do đó khoa học kĩ thuật đóng một vai trị quan trọng
trong cơng cuộc cơng nghiệp hóa, hiện đại hóa đất nước. Việc áp dụng khoa học kĩ thuật chính là
làm tăng năng suất lao động, thay thế sức lao động của người lao động một cách có hiệu quả nhất,
bảo đảm an tồn cho người lao động trong q trình làm việc. Để tạo nền tảng tốt cho bước phát
triển trong tương lai, chúng ta cần đầu tư, nghiên cứu, giáo dục, phát triển khoa học kĩ thuật một
cách nghiêm túc ngay từ trong các trường đại học.
Đồ án môn học Chi Tiết Máy là một môn học giúp sinh viên ngành Chế Tạo Máy có bước
đi chập chững, làm quen với công việc thiết kế mà mỗi người kĩ sư cơ khí sẽ gắn cuộc đời mình
vào đó. Học tốt mơn học này sẽ giúp cho sinh viên mường tượng ra được cơng việc tương lai, qua
đó có cách nhìn đúng đắn hơn về con đường học tập đồng thời tăng thêm lịng nhiệt huyết, u
nghề cho mỗi sinh viên. Khơng những thế quá trình thực hiện đồ án sẽ là thử thách thực sự đối
với những kĩ năng mà sinh viên đã được học từ những năm trước như vẽ cơ khí, kĩ năng sử dụng
phần mềm: Autocad, Autocad Mechanical, Autodesk Inventor… cùng với những kiến thức trong
những môn học nền tảng: Nguyên lí máy, Chi tiết máy, Dung sai và Kĩ thuật đo…
Trong quá trình thực hiện đồ án, chúng em nhận được sự chỉ dẫn rất tận tình của thầy
PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc cùng các quý thầy cô khác trong Khoa. Sự giúp đỡ của các thầy cô là
nguồn động lực lớn lao cỗ vũ tinh thần cho chúng em trên con đường học tập, rèn luyện đầy gian
lao vất vả.
Do đây là bản thiết kế kĩ thuật đầu tiên mà chúng em thực hiện nên chắc chắn sẽ mắc phải
những thiếu xót, sai lầm. Em rất mong nhận được sự góp ý chân thành từ phía các thầy cô. Em xin
chân thành cảm ơn.
Sinh viên thực hiện
Trần Đăng Khuê

SVTH: Trần Đăng

GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu

1


Trường ĐHBK TPHCM

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 2011

Mục lục
LỜI NÓI ĐẦU.............................................................................................................................................2
Phần một: Tính tốn chọn động cơ và tỉ số truyền..........................................................................4
1.1. Tính tốn chọn động cơ............................................................................................................4
1.2. Phân phối tỉ số truyền và tính tốn động học hệ dẫn động xích tải:.........................................5
Phần hai: Tính tốn bộ truyền đai:..................................................................................................7
2.1. Thơng số ban đầu.....................................................................................................................7
2.2. Tính tốn thiết kế bộ truyền đai:...............................................................................................7
Phần ba:Thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc..............................................................................9
3.1

Tính tốn bộ truyền cấp nhanh.............................................................................................9

3.2

Tính tốn bộ truyền cấp chậm............................................................................................15

Phần bốn: Kiểm tra bơi trơn ngâm dầu.........................................................................................23
Phần năm:Thiết kế trục..................................................................................................................24
4.1 Thiết kế trục 1..........................................................................................................................24
4.2 Thiết kế trục 2..........................................................................................................................28

4.3 Thiết kế trục 3..........................................................................................................................32
Phần sáu: Kiểm nghiệm then..........................................................................................................35
Phần bảy: Chọn ổ lăn và nối trục...................................................................................................39
I – Trục đầu vào 1..........................................................................................................................39
II – Trục trung gian 2.....................................................................................................................41
III – Trục đầu ra 3..........................................................................................................................43
IV – Chọn nối trục vòng đàn hồi....................................................................................................46
Phần tám: Thiết kế vỏ hộp và các chi tiết phụ..............................................................................47
Phần chín: Chọn dầu bơi trơn và dung sai lắp ghép.....................................................................50
TÀI LIỆU THAM KHẢO...............................................................................................................53

SVTH: Trần Đăng

GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu

2


Trường ĐHBK TPHCM

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 2011

Phần một:

TÍNH TỐN CHỌN ĐỘNG CƠ,PHÂN PHỐI TỈ SỐ
TRUYỀN.
1.1. Tính tốn chọn động cơ:
1.1.1. Số liệu ban đầu:
Hệ thống truyền động băng tải làm việc có các thơng số sau:
- Lực vịng trên băng tải: F = 2500 N

- Vận tốc băng tải: v = 1,25 m/s
- Đường kính tăng dẫn: D = 400 mm
- Thời gian phục vụ: L = 7 năm
Hệ thống truyền động băng tải quay 1 chiều, làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ (1 năm làm việc
280 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ).

1.1.2. Xác định công suất cần thiết của động cơ:
Công suất trên trục động cơ điện được xác định theo công thức:

Pt
Pct  (theo (2.8))


Trong đó: Pct - cơng suất cần thiết trên trục động cơ, kW;
Pt - cơng suất tính tốn trên trục máy công tác, kW;

 - hiệu suất truyền động.
Hiệu suất truyền động:
3

  Kol brcbrtd
với: K

 0, 99  0, 99 3  0, 97  0, 96  0, 95
 0, 85

(theo (2.9))

- hiệu suất nối trục đàn hồi ; ol - hiệu suất 1 cặp ổ lăn; brc - hiệu suất 1 cặp bánh răng

côn; brt - hiệu suất 1 cặp bánh răng nghiêng; d
trên tra theo bảng 2.3.

- hiệu suất bộ truyền đai, trị số của các hiệu suất

Hệ thống truyền động băng tải làm việc với sơ đồ tải trọng như sau:

SVTH: Trần Đăng

GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu

3


Trường ĐHBK TPHCM

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 2011

Theo (2.12) và (2.13), công suất làm việc trên trục máy công tác:

Pt  Ptd

 T 2 T 2
 1  t1   2  t2
 T  T 
t1  t2

F.v
1000.

Khi đó:

P 
Pt
ct





2, 69
0, 85



 T 2 0,83.T 2
2500.1, 25   .12  
 T
T
.
12  60
1000

 .60


 2,
69kW

 3,165 kW.

1.1.3. Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ:
Theo (2.17) , số vòng quay của trục máy cơng tác:
v
1, 25
nSv = 60000
=
60000.
= 59,68 vịng/phút
D
 .400
trong đó: v - vận tốc băng tải, v = 1,25 m/s;
D – đường kính tang dẫn, D = 400 mm.
Từ bảng 2.4 , ta chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng côn - trụ hai cấp uh  12 ;

ud  4 , do đó số vịng quay sơ bộ của động cơ theo (2.18) như sau:
nsb  nlvnt

 12  4  59, 68 
2864, 64

vòng/phút

Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ ndb  3000 vòng/phút.

1.1.4. Chọn động cơ:
Theo bảng P1.3 với P 
ct
3,165
Pdc  4, 5 kW, ndc 

2900

kW và ndb 
3000

vg/ph ta dùng động cơ DK51-2 có

vịng/phút.

1.2. Phân phối tỉ số truyền và tính tốn động học hệ dẫn động
xích tải:
1.2.1. Phân phối tỉ số truyền:

Chọn loại hộp giảm tốc bánh răng côn trụ 2 cấp:

SVTH: Trần Đăng

GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu

4


Trường ĐHBK TPHCM

SVTH: Trần Đăng

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 2011

GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu

5


Trường ĐHBK TPHCM

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 2011

Tỉ số truyền ut của hệ dẫn động: ut
trong đó:

n 2900  48, 6 (theo (3.23))
 dc

nlv 59, 68

ndc - số vòng quay của động cơ đã chọn, ndc  2900 vòng/phút;

nlv - số vịng quay của trục máy cơng tác, n  59, 68 vòng/phút.
lv
Phân phối tỉ số truyền của hệ dẫn động:
u

Suy ra:

h

ut  uhux  59, 68 (theo (3.24) )

ut

48, 6
ud  4  12

Dựa vào hình 3.20 , ta chọn tỉ số truyền cấp nhanh của hộp giảm tốc u1  4 và tỉ số truyền
cấp chậm của hộp giảm tốc u2  3 .
Tính lại giá trị của u theo u trong hộp giảm tốc: u
d

t

d



ut



u1

48, 6
4
3 4

Vậy ta chọn ud  4

1.2.2. Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục:
P

Plv





3

dc

n
3

0, 99

2

P2
2, 68

0, 97  0,
brc .ol
99

P3

2,
72


brt .ol

1

n2



181, 25
3

T  9, 5510 
6

dc

T  9,55106


ud

P1
2, 98
 3,17 kW


0, 95  0,
d .ol
99

 2, 98 kW;

Pdc

4

 2, 86 kW

0, 96  0, 99

n
2900
n  2900 (v/p) ; n  dc 
 725
(v/p); n

u2

2

 2, 72 kW; P 


K

P1


2, 69


2

n1
u1



725

 181, 25 (v/p)

4

 60, 42 (v/p)
3,17

2, 98

 10439,14 Nmm ; T  9, 55 106 
 39253, 79 Nmm
1
2900
725

2,86
 150692, 41 Nmm ; T  9, 55
181, 106 
25
3

2, 72

 429923,
60,
87
42

Nmm

BẢNG PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

SVTH: Trần Đăng

GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu

6


Trường ĐHBK TPHCM
Trục

Động cơ

I

3,17

2,98

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 2011
II
III

Thông số
Công suất P, kW
Tỉ số truyền u
Số vịng quay n, vịng/phút
Mơmen xoắn T, Nmm

SVTH: Trần Đăng

4

2,86
4

2,72
3

2900

725

181,25

60,42

10439,14

39253,79

150692,41

429923,87

GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu

7


Trường ĐHBK TPHCM

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 2011

Phần hai:

TÍNH TỐN BỘ TRUYỀN ĐAI

2.1. Thông số ban đầu:
- Công suất truyền đến: P  3,17 kW

- Số vòng quay: ndc  2900 vịng/phút
- Tỉ số truyền: u  4

2.2. Tính tốn thiết kế bộ truyền đai:
Bước 1.

Chọn tiết diện đai:

Với công suất và số vòng quay như trên ta chọn đai tiết diện A (hình 4.1).
Bước 2.

Chọn các thơng số cơ bản của bộ truyền đai:

Theo bảng 4.13 chọn đường kính bánh đai nhỏ d1  125 mm.
 .125.2900

 18, 98 m/s ( nhỏ hơn vận tốc cho phép v  25
Vận tốc đai 
v d1n1
max
60000
60000
m/s)
Theo công thức 4.2, với   0, 02 , đường kính bánh đai lớn
d2  ud1 (1  )  4.125.(1 0, 02)  490
mm
Theo bảng 4.26 đường kính tiêu chuẩn
Như vậy tỉ số truyền thực tế:
u 
t

Và sai lệch

d2



d2  500 mm
500

 4, 08

d1 (1  ) 125.(1 0, 02)
(u  u) (4, 08  4)
u  t

.100%  2%  4%
u
4

Theo bảng 4.14 chọn sơ bộ khoảng cách trục a  0, 95.d2  0, 95.500  475 mm, theo công
thức 4.4 chiều dài đai:
(d 2 d 1)2
(500 125)2
l  2a  0, 5 (d1  d2 ) 
 2.475  0, 5 (125  500) 
 2006(mm)
4a
4.475
Theo bảng 4.13 chọn chiều dài đai tiêu chuẩn: l  2000 mm.
v 18, 98
Theo 4.15 nghiệm số vòng chạy của đai trong 1s: i  
 9, 49 <10 .
l
2
Tính lại khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn l  2000 mm

  2  82 1018, 25  1018, 252  8.187, 52
Theo 4.6 a 

 471,87

4
4
SVTH: Trần Đăng

GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu

8


Trường ĐHBK TPHCM
với :

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 2011

  2000  0, 5 (125  500)  1018, 25
  d2  d1  500 125  187, 5
2
2

Theo 4.7 góc ơm   180  57(d2  d1 )  180  57.(500 125)  135 

1
a
471,87
Bước 3.

 120
min

Xác định số đai:

Theo công thức 4.16
P1 K d

[P0 ]C Cl CuCz

z

Trong đó :
35

3, 71.1, 35

 1,
63
3, 01.0,88.1, 04.1,14.0, 98

Theo bảng 4.7, Kd  1,
Với   135 ta chọn C  0,88 (bảng 4.15)
1



Với l  2000  1,176 chọn C  1, 04 (bảng 4.16)
l0

1700

l

Với u  4 ta chọn Cu  1,14 (bảng 4.17)
Với v  18, 98 m/s, d1  125 mm, chọn [P0 ]  3, 01 kW (bảng 4.19)
Với P1  3, 71  1, 23 ta chọn C  0, 98 (bảng 4.18)
[P0 ] 3, 01

z

Lấy z  2 đai.
Chiều rộng bánh đai, theo 4.17 và bảng 4.21
B  (z 1)t  2e  (2 1).15  2.10  35 mm
Đường kính ngồi của bánh đai:
da  d  2h0  125  2.3, 3  131, 6 mm
Bước 4.

Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:
780.3, 71.1, 35
 37,83  154, 78 N
Theo 4.19 F  780.P1K d  
F
v
a
vC z
18, 98.0,88.2
2

2

Trong đó: F  q .v  0,105.18, 98  37, 83 N (bảng 4.22)
v

m

Theo 4.21 lực tác dụng lên trục :
135

Fr  2F0 z sin( 1 )  2.154, 78.2.sin( )  572 N
2
2

SVTH: Trần Đăng

GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu

9


Trường ĐHBK TPHCM

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 2011

Phần ba:

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC
3.1

Tính Tốn Bộ Truyền Cấp Nhanh
Các thông số ban đầu

1)



Công suất đầu vào: P1  2, 98 kW








Moment xoắn: T1 = 39253,79 NNN
Số vòng quay: n1 = 725 vòng/ eℎút
Tỉ số truyền:
uh = 4
Thời gian phục vụ: 7 năm
Quay một chiều, làm việc hai ca ( 1 năm làm việc 280 ngày, một ca 8 giờ)
Chế độ tải: T1 = T, T2 = 0.83T
t1 = 12 s, t2 = 60s

Chọn vật liệu:
Ta chọn vật liệu cho cặp bánh côn răng thẳng như sau:
+ Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB = 270,

có  b =850(MPa);  ch =580(MPa).
1

1

+ Bánh lớn : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB =255,

có  b =750(MPa); ch
2

2

2)

 450 (MPa).

Xác định ứng suất cho phép :

Tính sơ bộ ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc cho phép theo các cơng thức
0
0
 .K
 .K .K
6.1a và 6.1b ta có: [H ]  F lim HL ; [ ]  F lim FC FL .
F
sH
sF
Trong đó :

o

F lim ,

0
H lim

: lần lượt là ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu

kỳ cơ sở, trị số của chúng được tra ở bảng 6.2: 

o
F

 1,8HB và 

 2HB  70

0

H

sF , sH : lần lượt là hệ số an tồn khi tính về uốn và tiếp xúc tra ở bảng 6.2

sF  1, 75 và sH  1,1
Khi đó:

0
H lim1  2  220  70  610 (MPa)

0

F lim  1,8 270 
486
1

0

( MPa)

H lim2  2  255  70 
580
SVTH: Trần Đăng

(MPa)
GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu

1


Trường ĐHBK TPHCM
0

F2 lim  1, 8  255  459 (MPa)

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 2011

KFc : Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải ,lấy KFc  1 (tải trong đặt một phía)

SVTH: Trần Đăng

GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu

1


Trường ĐHBK TPHCM
K

HL

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 2011

, K : Hệ số tuổi thọ, được xách định theo công thức 6.3 và 6.4: K
FL

HL

HO
 mN
H
NHE

;

NFO
NFE

KFL  mF

Ở đây:

mH , mF : Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn với HB 
350 lấy:
mH  6; mF  6 NFO , NHO : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn và tiếp xúc
+ N = 4.10 6 với tất cả các loại thép
F

+



NHO 

HO1

 2,05.107

7
N
  HO  1,97.10

N
+ NHE , NFE : số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương
Vì bộ truyền làm việc ở chế độ tải trọng thay đổi nhiều bậc nên theo các công thức 6.7 và 6.8
HB2,4

2

mH

ta có: N

 60c

HE

với:

 Ti  2 .n .t
i i ;

T

FE

T 
 T


 60
c

mF

.ni .ti

c là số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng, c = 1
n , t : Số vòng quay và thời gian làm việc ở chế độ i
i

Ta có:
1

60 1 725  31360  (13 

N HE1


 0, 833 

5

)  8, 77

8

10  N

HO1

6

 KHL1  1

6
1

5
3
3
 KHL2  1
N HE 2  60 1181, 25  31360  (1   0, 83  )  2,19
HO
2
8
10  N
6

6
1
5
6
6
N FE1  60 1 725 31360 (1   0, 83  )  8, 77 FO1  KFL1  1
108  N
6
6
1
5
2
60 1 181, 25  31360  (16   0, 836  )  2,19
 KFL2  1
N FE
FO

2
8
10  N
6
6
Như vậy:

 H 



610 1



 554, 5 (MPa);



1,1

1



2



580 1
1,1

 527, 3 (MPa)

H

Với bánh cơn răng thẳng ta có:

 H   min  H  ; H    527,3MPa ;
1

F 



1

48611

SVTH: Trần Đăng

 277, 7MPa ; F


2

1, 75

GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu

1


Trường ĐHBK TPHCM
4

59
 262, 3MPa 1,
75



ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 2011

Ứng suất quá tải cho phép, theo các công thức 6.13 và 6.14 ta có:
[

H

]max  2,8   ch 2  2,8  450  1260

MPa  [ F ]1max  0,8 ch2  0,8
580  464

MPa

[F ]2max  0,

8 ch2  0, 8 450  360 MPa

SVTH: Trần Đăng

GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu

1


Trường ĐHBK TPHCM

3)

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 2011

Xách định chiều dài cơn ngồi:
Theo cơng thức 6.52a ta có:

Re  kR u2 1.3
Trong đó :

T1.kH 
(1 kbebeH
).k .u.[

]2

kR  0, 5kd : Hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng,với truyền động

bánh côn răng thẳng bằng thép
u:

kd  100 (MPa)

1/3

1

 kR  0,5100  50  MPa  3

Tỉ số truyền cấp nhanh của hộp giảm tốc, u = 4

T1: Mômen xoắn trên trục dẫn ( T1 = 39253,79 N.mm)
Kbe : Hệ số chiều rộng vành răng, lấy Kbe  0, 285
K:

H

bảng 6.21 với :
Suy ra:

Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng tra

Kbe .u
0, 285.4
 2  0,  0, 66 , do trục lắp trên ổ đũa ta được: KH  1,15
2  Kbe
285 
39253, 791,15

2

Re  50  4  1  3
527, 32

4)

(1 0, 285)  0, 285 4 

 120, 4mm

Xác định các thông số ăn khớp :
Đường kính chia ngồi của của bánh côn chủ động được xác định theo công thức 6.52b:
T1.KH 

de1  Kd .3

(1 Kbe ).Kbe .u.[ H ]
Tra bảng 6.22 ta được

2



2.Re
u2  1

2 120,  58, 4mm
4
42 1

z1 p  16 với HB  350  z1  1, 6  z1 p  1, 6
16

 25, 6 .

Đường kính trung bình và modun trung bình của bánh côn nhỏ:

dm1  (1 0,5Kbe ).de1  (1 0, 50, 285)58, 4  50, 08mm
d
50, 08
m  m1 
 1, 96mm
tm
25, 6

z
1

Modun vịng ngồi được xác định theo cơng thức 6.5:
mte 

mtm
1  0,
5.Kbe

1, 96
1 0, 5  0,
285

 2, 29mm

Theo bảng 6.8 lấy giá trị tiêu chuẩn mte  2, 5mm do đó:

mtm  mte (1 0,5.Kbe )  2, 5 (1 0, 5 0, 285)  2,13mm
SVTH: Trần Đăng

GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu

1


Trường ĐHBK TPHCM
d
50, 08
z  m1 

 23,
5
1
mtm
2,13

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 2011
lấy z  24 (răng)
1

z2  u1z1  4 24  96 răng.

SVTH: Trần Đăng

GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu

1


Trường ĐHBK TPHCM
Do đó tỉ số truyền thực tế u 
1

z2



z1

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 2011

96

4
24

Góc cơn chia :

24
z 
  arctan 1  arctan    14, 04  14o2'10, 48''
 
1


 96 
 z2
  90  14, 04  75, 96  75o 57 '36 ''
2

Theo bảng 6.20 với

x1  0, 39 ; x2  0,39

z1  24 ta chọn hệ số dịch chỉnh
đều

Đường kính trung bình của bánh nhỏ: dm1  z1.mtm


24 2,13


51,12mm

Chiều dài cơn ngoài:

R  0,5.m
e

te

 0,5 2, 242  962  123, 69mm
z2  z2 5
12

5) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :

Theo cơng thức 6.33 ta có:  H  Z M .Z H .Z 

2.T
.K . u2 1
1H
0,85.b.dm12 .u

 [ H ]

Trong đó:
1

zm : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng, theo bảng 6.5 ta có zm  274MPa 3
z  :hệ số kể đến sự trùng khớp của răng ,được xác định theo công thức z  

4  
3

Ở đây  là hệ số trùng khớp ngang, được tính theo cơng thức:
  1, 88  3, 2


1




z
 1

1

 cos(  )  1, 71


z
2

(với   0 );
z



e

4 1, 71
3

 0,874

zH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc,theo bảng 6.12 ta có zH  1, 76
T1 : Mômen xoắn trên trục dẫn T1


39253, 79 Nmm

KH : Hệ số tải trọng khi tính tốn về tiếp xúc, được xác định theo công thức 6.61
KH  KH .KH  .KHV
Ở đây:
KH : Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành
SVTH: Trần Đăng

GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu

1


Trường ĐHBK TPHCM
răng KH   1,15

SVTH: Trần Đăng

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 2011

GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu

1


Trường ĐHBK TPHCM

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 2011

KH : Hệ số kể đến sự tập trung tải trọng không đều trên giữa các răng lấy

KH  1
KHV : Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng động, tính theo công thức 6.63

v .b.d
KHV  1 2T HK Km1


H H

1

Trong đó:

vH 
H

.g0
.v

dm1.(u 1)
u

với: v 
94m / s

 .dm1.n



3,14  51,12  725

60000

 1,

. Theo

60000

bảng 6.13 ta chọn cấp chính xác bộ truyền là 8.  là trị số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp
,theo bảng 6.15 với dạng răng thẳng thì  H


H

0, 006

.

g0 là hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch

bước răng ,theo bảng 6.16 với cấp chính xác mức làm việc êm là 7 thì

g0  47 . Suy ra:

51,12  (4  1)
vH  0, 006  47 1, 94 
 4, 37
4

b : chiều rộng vành răng, b  K .R  0, 285 123, 69  35, lấy b
be
e

25
4, 37  35 
Vậy KHV  1 
51,12
2  39253, 79
11,15
Do đó

35mm .

 1, 09

KH  1, 091,151  1, 25 .

Với các trị số vừa tìm được ta có:
 H  2741, 76
0,874.

2  39253, 79 1, 25 42 1
0,85 35 51,122  4

 480,
77MPa

Theo bảng 6.1 thì [ H ]  [ H ]sb .zR .zv .KxH
Trong đó:

zv : Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng, với v  1, 94 m / s  zv  1.
zR : Hệ số xét đến độ nhám bề mặt, với Ra  2,5 1, 25m  zR 0,95 .
KxH :Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng, với da  700 mm  KxH  1
 [ H ]


527, 31 0,951  500, 94  MPa 

Ta thấy  H  [ H ] .
Vậy điều kiện bền tiếp xúc được đảm bảo.

SVTH: Trần Đăng

GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu

1

Trường ĐHBK TPHCM

6)

Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
Theo công thức 6.65 ta có: 

F1



ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 2011

2.T1 .K F .Y .Y .YF

0, 85.b.mtm .dm1

Trong đó: KF : Hệ số tải trọng khi tính tốn về uốn, được tính theo cơng thức 6.71
KF  KF .KF .KFv

SVTH: Trần Đăng

GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu

1


Trường ĐHBK TPHCM

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 2011

Với KF là hệ số xét đến tập chung tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng, theo
bảng 6.21 ta được KF  1, 24 , KF là hệ số xét đến tập trung tải trọng không đều giữa các răng
KF  1 , KFv là hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng động, xác định theo công thức:

KFV  1



v .b.d
2T FK Km1
1

F  F

Với : v   .g .v dm1.(u 1)
F
F
0
u
 v  0, 016  47 1, 51,12  (4  1)
94

4

F

theo bảng 6.15 và 6.16 ta có:   0, 016 ; g  47
F


12

 KFV  1


12  35 51,12
2 39253, 79
11,15

0

 1, 24

Vậy KF  1, 241, 24 1=1,54
Y  1 1
 
1,
 71

 0, 6

0

Y  1 n 1
140
zvn1 

z1

24

cos( 1 ) cos(14,
04)

zvn 2

z
96
 2
cos( 2 )  cos(75,
96)

 24, 74

 395, 71

x1  0,
; x2  0,39
39
Tra bảng 6.18 ta được: YF1  3, 48 ; YF 2 

Vậy

3, 63

 F  2  39253, 79 1, 54  0, 6 1 3, 48  77, 93MPa
0, 85  35  2,13  51,12
1



F2



F1

YF 2

3, 63
 77, 93
 80, 98MPa
3,
48
YF
1

Ta thấy :

 F1   F1 

  F 2 
 F2

Vậy điều kiện bền uốn của cặp bánh răng côn được đảm bảo.

7)

Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải.

Theo cơng thức 6.48 ta có: Hmax   H Kqt

 [  H ]max

với: H  480, 77 MPa ; Kqt  1, 4
  H max  480, 77 1, 4  526,66MPa  [sH ]max  1260 MPa
Theo cơng thức 6.49 ta có:  Fmax   F Kqt  [ F ]max
SVTH: Trần Đăng

GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu

2