Đồ án chi tiết Khai triển 1 cấp_3(x)

SVTH :

1


MỤC LỤC

Trang

LỜI NÓI ĐẦU
CHƯƠNG 1 : CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 3
1.1 Xác định động cơ điện.
1.2 Phân phối tỷ số truyền.
CHƯƠNG 2 : TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH
6
2.1 Chọn loại xích
2.2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích
2.3 Kiểm nghiệm độ bền
2.4 Xác định đường kính đỉa xích
CHƯƠNG 3 : TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
9
3.1 Tính toán bộ truyền bánh răng nghiêng cấp nhanh
3.2 Tính bộ truyền cấp chậm
3.3 Kiểm tra điều kiện bôi trơn
CHƯƠNG 4 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRUC VÀ THEN
20
4.1 Chọn vật liệu làm trục
4.2 Xác dinh đường kính trục sơ bộ
4.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đơ và diểm đặt lực
4.4 Xác định moment tương ứng và đưỡng kính trục tại tiết diện nguy hiểm
4.5 Chọn then

4.6 Kiểm tra then theo điều kiện bền dập
4.7 Kiểm nghiệm truc về độ bền mỏi
CHƯƠNG 5 :CHỌN Ổ LĂN VÀ NỐI TRỤC
31
5.1 Thiết kế ổ lăn trên trục 1
5.2 Thiết kế ổ lăn trên trục 2
5.3 Thiết kế ổ lăn trên trục 3
5.4 Chọn khớp nối trục
CHƯƠNG 6 : THIẾT KẾ THÂN MÁY VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC
36
6.1 Thiết kế vỏ hộp
6.2 Các chi tiết phụ khác
CHƯƠNG 7 : CHỌN DẦU BÔI TRƠN VÀ BẢNG DUNG SAI LẮP GHÉP 40
7.1 Chọn dầu bôi trơn
7.2 Dung sai và lắp ghép
TÀI LIỆU THAM KHẢO

LỜI NÓI ĐẦU
SVTH :

2


Máy móc là một thiết bị không thể thíu trong các nhà máy sản xuất. Máy móc được tổ
hợp từ một hay nhiều cụm chi tiết lại, mỗi một cụm thực hiện một hay nhiều chức năng.
Các cụm chi tiết được tạo thành từ nhiều chi tiết cơ bản như : trục, ổ lăn, then…. Do đó việc
hiểu rõ từng chi tiết về thiết kế và chọn các chi tiết cơ bản là việc làm hết sức quan trọng và
cần thiết.
Dưới góc nhìn đó, đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí là một đồ án quan trọng
trong chương trình dào tạo. Đòi hỏi chúng ta cần nắm vững những kiến thức về các môn học

trước đó như : Nguyên Lý Máy, Chi Tiết Máy, Vẽ kỹ Thuật, Vẽ Cơ Khí, Sức Bền Vật Liệu,
……biết cách giải quyết một số vần dề cụ thể trong kỹ thuật.
Với tinh thần trên, em đã cố gắng vận dụng những kiến thức về thiết kế để hoàn
thành đồ án này một cách tốt nhất. Tuy nhiên đây là lần đầu bước vào lónh vực thiết kế nên
vẫn còn bỡ ngỡ, chắc chắn còn có thíu xót và những điều chưa hộp lý trong thết kế. Kính
mong các thấy hướng dẫn thêm dể em được học tập nhiều hơn nữa và rút kinh nghiệm thực
tế trong những đồ án tiếp theo cũng như trong quá trình đi làm sau này.
Em xin chân thàn cảm ơn sự hướng dẫn tận tình của thầy BÙI TRỌNG HIẾU và các
thầy trong bộ môn thiết kế máy dể em hoàn thành đồ án này.
Cuối cùng là lời cảm ơn chân thành đến gia đình, người thân cùng toàn thể bạn bề,
những người luôn động viên tinh thần giúp em hoàn thành đồ án này.
Sinh viên thực hiện

Chương 1
SVTH :

3


CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
1.1 CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN :
Công suất làm việc :

Fxv
3000 x1,2
Plv 

3,6 KW
1000
1000

Công suất tương đương :
2

T 
1  Ti  .t i
KW
12 x36  0,8 2 x30
Ptd  Px
3,6 x
3,29
36  30
 ti
2

Ta có Pt  Ptd
Hiệu suất của bộ truyeàn :

2

3

  k br  ol  x 1x0,97 2 x0,99 3 x0,93 0,832

Với:

ηx =0.93hiệu suất cửa xích tải
Ηbr=0.97: hiệu suất truyền động bánh răng.
Ηol =0.995: hiệu suất một ổ lăn.
Ηk =1 hiệu suất khớp nối.

Công suất trên trục động cơ :
 Pct 

Plv
3,957 KW


Số vòng quay của trục công tác.
nlv 

60000.v 60000 x1,2

45,84 vg/ph
 .D
 .500

Từ bảng 2.4 [1]
u
Choïn 
u

h
x

12
 2,3

n dc

 uch = 12x2.3 = 27,6 = n

lv

 ndcsb =27,6x45,84 = 1265 vg/ph
Động cơ được chọn phải thỏa mãn điều kiện.
 Pdc

n db

 Pct
 n sb

Tra bảng P1.3 [1] chọn động cơ diện :

Ký hiệu 4A100L4Y3
Công suất Pdc = 4 Kw
Số vòng quay ndc = 1420 vg/ph

1.2 PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
Tỷ số truyền chung của hệ thoáng :
u ch 

SVTH :

n dc
1420

30,98
nlv
45,84

4


Theo bảng 3.1 [1] uh = 12 với
 ux 

u1  4,32

u 2  2,78

u ch 30,98

2,58
uh
12

Ta có số vòng quay của các trục:
n1 = ndc 1420 vòng/phút
n

1420

n

328,7

1
n2 = u  4,32 328,7 vòng/phút
1

2
n3 = u  2.78 118,2 vòng/phút
2

Công suất trên các trục:
P

lv
P3 =  n 3,575 KW
ol x

P

3,575

P

3,723

3
P2 =  n  0.99.0,97 3,723KW
ol br

2
P1 =  n  0.99.0,97 3,877 KW
ol br

Mômen xoắn trên các trục:
P

3,877

P

3,723

P

3,575

6
6
1
T1 = 9,55.10 n 9,55.10 1420 26074,2 Nmm
1

6
6
2
T2 = 9,55.10 n 9,55.10 328,7 108167,5 Nmm
2

6
6
3
T3 = 9,55.10 n 9,55.10 118,2 288843Nmm
3

P

4

6
6
dc
Tñc = 9,55.10 n 9,55.10 1420 26901Nmm
dc

Độn 1

Trục

2

3

g cơ
Thông số

Tỉ số truyền
Côngsuất

4

P(KW)
Số voøng quay

1420

SVTH :

1
3,877
1420

4,32
3,723
328,7

2,78
2,58
3,575
118,2
5


n(vg/ph)
Mômen

26901

26074,2

108167,5

288843

T(N/mm)

Chương 2

TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH
2.1 CHỌN LOẠI XÍCH
Vì tải trọng nhỏ , vận tốc thấp , dùng xích ống con lăn
2.2 XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ CỦA XÍCH VÀ BÔ TRUYỀN
 Theo bảng 5.4 ,với ux= 2.58 , chọn số răng đóa nhỏ Z1=25 , do đó số răng đóa
lớn Z2 = ux* Z 1 = 25*2.58 = 64,5
 Số răng đỉa lớn Z2 = 65 răng < Zmax = 120
 Theo công thức (5.3),công suất tính toán
Pt = P kzknk
Trong đó với
Z1=25, Z01=25
SVTH :

6


Kz=Z01/ Z1= 25/ 26 = 1
n01= 200(v/p) , n1=118.2 (v/p)
Kn= n01/ n1 = 200 / 118,2 = 1,69
Theo công thức 5(5.4)và bảng 5.6
Ta có : k = ko ka kđc kđ kc kbt
Với ko=1 ( đường tâm của đóa xích là với phương làm ngang một góc
nhỏ hơn 400)
Ka=1 ( chọn a=40p)
Kđc= 1 ( điều chỉnh bằng một đóa xích)
Kd =1,3 ( tải trọng va đập nhẹ)
Kc = 1.25( làm việc 2 ca)
Kbt =1.5(môi trương làm vịêc có bụi ,chất lượng bôi trơn định kỳ)
 Như vậy :
Pt = 1*1*1*1.25*1.3*1,5*1*1,69 = 12,75

k x 1,7
Chọn xích 2 dãy x = 2 
12,75

Như vậy Pt  1,7 7,5Kw
Theo bảng 5.5 , với n01= 200 (v/p) , chọn bộ xích 1 dãy có bước xích P=25,4 mm
thoã mãn điều bền mòn
Pt <  P  = 11 Kw
Đồng thời theo bảng 5.8 , P < P max
 Khoảng cách trục a = 40P = 40* 25,4 = 1016( mm )
Theo công thức ( 5.12 ) số mắc xích
X = 2a/ p + ( Z1 + Z2 ) / 2 + ( Z2 – Z1 )2 p /(4  2a)
2

 65  25 x 25,4 126.01
2 x1016
 0,5 x 25  65 
=
25,4
4 2 x1016
Lấy số mắc xích chẫn X = 126 mm
Tính lại khoảng cách trục theo công thức

5.13

[ X c  0.5( Z 1  Z 2 )]2  2[( Z 2  Z 1 ) /  ] 2 }
a = 0,25p {XC – 0.5( Z1 + Z2) +
=1015,8 mm
Để xích không chịu lực căng quá lớn , giảm a một lượng bằng
∆a=0.003.a= 3,045 mm, do đó a = 1012mm

Số lần va đập cuả xích :Theo (5.14)
i = z1n1/ 15x = 25.118,2/ 15.126 = 1,56 (laàn) <  i  =30
2.3 TÍNH KIỂM NGHIỆM XÍCH VỀ ĐỘ BỀN
Theo (5.15) ; S = Q/ ( kđFt + F0 + FV )
Theo bảng 5.2, tải trọng phá huỷ Q = 113400 N
khối lượng một mét xích q=5 kg
kđ =1,7 (tải trọng mở máy bằng hai lần tải trong danh nghóa)
V = Z1t n1/60000 = 25.25,4.118,2/60000 = 1,25 m/s
Ft = 1000N/V= 1000.3,575/1,25 =2858 N
Luïc căng do ly tâm
Fv = q.v2=5.1,252 = 7,8125 N
Lực căng do trọng lượng nhánh xích sinh ra
SVTH :

7


F0 = 9.81kfqa = 198,6 N
Trong đó kf = 4 ( bộ truyền nghiêng một góc < 400) ;
Do đó : S= 22700/ (1,7.777 + 92,16 +24,84) = 15.79
Theo baûng 5.10 với n1=200 v/p ,  S  = 8,2
113400

Vậy S 1,7 x 2858  198,6  7,8125 23,39
 S >[S] vậy bộ truyền đảm bảo đủ bền
2.4 ĐƯỜNG KÍNH ĐĨA XÍCH
Theo công thức (5.17) và bảng 13.4
đường kính vòng chia đóa nhỏ, đóa lớn
d 1 = p/ sin(  / Z1 ) = 25,4/ sin(  / 25 ) = 202,66 mm
d2 = p/sin(  / Z 2 ) = 25,4/ sin(  / 65 ) = 525,7 mm

da1= p[0.5 + cotg(  /z1)] = 15.875[0.5 + cotg(  / 25 ) = 213,76 mm
df1= d1 – 2r =186,6 mm
với : r =0.5025d1+0.05 =8,0297 mm và với d1=15,88
(xem bảng 5.2)
Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đóa xích theo công thức (5.18)
 H = 0.47 K r  Ft K d  Fvd  E / Ak d   H 
Trong đó : Z 1 = 25 ; E=2,1.105 Mpa ; A=306 mm2 (baûng 5.12)
 H  : ứng suất tiếp xúc cho phép (Mpa)
Fvđ : lực va đâïp trên m dãy xích (N ); tính theo công thức ; m=2
Fvđ =13.10-7 n1p3m
= 13.10-7.118,2 .25,4 3.2=5,03N
Kd : hệ số phân bố không đong đều tải trọng cho các dãy , Kd=1
Kđ : hệ số tải trọng đôïng , kđ = 1
Kr : hệ số kể đén ảnh hưởng của số răng đóa xích , phụ thuộc vào Z
K r = 0.42
Ft : lực vòng (N) , Ft = 5500 (N)
 H = 0.47

0,42 x 2858 x1,3 x 2,1.10 5
 486 MPa
306

Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện độ rắn HB210. sẽ đạt ứng suất cho phép  H 600 MPa
Vaäy  H < [  H ] nên đảm bảo được dộ bền .
Lực tác dụng lên truïc
Fr k x .k t 1,25 x 2858 3286,7 N

SVTH :

8

Chương 3
BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
3.1 BỘ TRYỀN BÁNH RĂNG NGHIÊNG CẤP NHANH:
3.1.1 Chọn vật liệu:
 Bánh răng nhỏ:
Thép thường hoa ùC45 tôi cải thiện có đạt độ rắn 241..285HB,cơ tính
σb1=850Mpa;σch1=580MPa
 Bánh răng lớn:
Thép thường hoá C45 tôi cải thiện đạt độ rắn 192…240 HB có cơ tính: σb2=750 MPa; σch2=450
Mpa
Chọn vật liệu như sau :
Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB250 b1 =850MPa ch1 =580MPa
Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB230 b2 =850MPa ch2 =580MPa
3.1.2
SVTH :

Xác định ứng suất uốn và ứng suất tiếp cho phép:
9


0

H =  Hlím .
Với

K HL

SH

 H0 lim 1 =2.HB1 +70 =2.250+70 =570 MPa
 H0 lim 2 =2.HB2 + 70 =2.230+ 70 =530MPa

 F0 lim1 = 1,8.HB1 = 1,8.250 =450Mpa
 F0 lim 2 = 1,8 .HB2 =1,8.230 =414Mpa
Tra baûng 6.2 (thiết kế hệ thống truyền động cơ khí [1] ) ta có S H = 1,1
Bộ truyền coi như chịu trải trọng tónh
Số chu kỳ làm việc cơ sở:
NHO =30.HB2,4
Từ đó ta có :NHO1=30.2502,4 =17.106 (chu kỳ)
NNO2 =30.2302,4 =14.106 (chu kyø)
Theo 6.7 [1]
N HE

 T
60.c.  i
 Tmax

3


 .ni .t i


Chu kỳ làm việc tương đương :
 13 x36
0,8 3 x30 
9
N HE1 60 x1420.


  7 x300 x8 1.13.10 chu kỳ
30

36
30

36



N HE 2 0,26.10 9 chu kỳ

Trong đó : Bộ truyền làm việc 7 năm mỗi năm làm việc 300 ngày mỗi ngày 8 giờ
 t =16800 h
n1 =1420 vòng/phút
Số lần ăn khớp trong một vòng quay c = 1
Vì

NHE1 > NHO1 nên KHL1 = 1
NHE2 > NHO2 nên KHL1 = 1

Theo 6.1a [ H ] 

0
 Hlin
xK HL
SH

[ H ]1 518,2 MPa

[ H ] 2 481,8MPa

Theo 6.7 [1]
N HE

SVTH :

 T
60.c.  i
 Tmax

6


 .ni .t i


10


N HE1 0,95.10 9 chuky
N HE 2 0,34.10 9 chuky

Vì

NFE1 > NFO1 neân KFL1 = 1
NFE2 > NFO2 neân KFL1 = 1

Do đó theo 6.2a [1] với bộ truyền quay 1 chiều KFC = 1 ta được :
0

F1 =  F lim 1 .
0

F2 =  H lim 2 .

K FC .K FL
257 Mpa
SH

K HL

SH

236,6 Mpa

ứng suất cho phép khi chịu quá tải
H1max =2,8ch1 =580.2,8 =1624MPa
H2max =2,8ch2 =2,8.450 =1260Mpa
F1max =0,8ch1 =0,8.580 =464 Mpa
F2max =0,8ch2 =0,8.450 =360 Mpa
3.1.3 Tính bộ truyền cấp nhanh
3.1.3.1 Khoảng cách trục
aw1 = Ka (u1 +1)

3

T1 .K H

  H  2 u1 ba

Chọn  =0,3 (Bảng 6.6 –TL[1])
Bánh răng nghiêng Ka =43
bd =0,5.ba (u1 + 1) =0,5.0,3.(4,32 +1) =0,798  KH =1,112(Tra baûng6.7 TL [1])
 aw1 =43.(4,32 +1)

3

26074,2 x1,12
112,6mm
500 2 4,32.0,3

Chọn aw1 = 120 mm
Trong đó : [ H ] 

[ H 1 ]  [ H 2 ]
500MPa
2

3.1.3.2 Xác địng môđun và góc nghiêng răng
m =(0,01 0,02)aw1=(0,010,02)120 = 1,2…2,4
Chọn m =2
Chọn sơ bộ 1 =100
Z1 =

SVTH :

2.a w1 . cos  1 2.120. cos10 0

22,2

m u uù  1
2, (4,32  1)

11


Lấy Z1 = 22 răng
 Z2 =u1. Z1 =4,32x22 =95,04 ta lấy Z2 =95 răng
Tính lại 1
cos1 =

m( Z 1  Z 2 ) 2.(22  95)

2.a w1
2.120

Tỉ số truyền thực u1 =

1 =12,80

Z 2 95

4,318
Z 1 22

Tính lại khoảng cách trục
aw1 =

m( Z 1  Z 2 )
(22  95)

.
119,89 mm
cos  1 x 2
cos12,8 0

3.1.3.3 Kiệm nghiệm về độ bền tiếp xúc

2T1 K H (u1  1)

H =ZM.ZH.Z

bw1 .u1 .d12

Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp:
ZM =274 (tra bảng 6.5 TL [1])
Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc:
ZH =

2 cos  b

sin 2 tw

b - Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
tgb =cost .tg1 = cos200.tg12,80 b =12,10
0
ZH = 2 cos13,79

sin 2.20 0

=1,738

Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:Z
 =

bw . sin 1
1

 Z =

 .m

0
0,4.120. sin 12,8

 .2 1,69

>1










0



Với   1,88  3,2 1 Z  1 Z   cos 1  1,88  3,2 1 22  195 cos12,8 1,67
2 
 1

Z =

1



 1
0,773
1,67

Hệ số tải trọng khi tính vềtiếp xúc:KH
KH =KH.KH.KHv
SVTH :

12


KH =1,112
KH -Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp
Với v1 =

 .d w1 .n1
60000

với dw1 = ZH =

2.a w1
2.120

45,11mm
u uù  1 4,32  1

 .45,11.1420
3,35m / s
60000

 v1 =

Từ v1 tra bảng 6.13 TL[1] ta được cấp chính xác 9
Tra bảng 6.14 TL[1] ta có KH =1,16;KF =1,37
Theo baûng 6.15[1]  H 0,002
Theo baûng 6.16 [1] g0 =73
 h .bw1 .d w1
KHv = 1+ 2.T .K .K
= 1,2
1
H
H

ZH =  H .g 0 .v.

a w1

u uù

0,002.73.0,965. 154

3,81

0,896

Theo 6.39 [1]
KH =KH.KHKHv=1,56
H=ZM.ZH.Z

2T1 K H (u1  1)

bw1 .u1 .d12

=274.1,749.0,773

2.26074,2.1,56( 4,32  1)

0,3.120.4,32.45,112

=144,56Mpa
H < [H ]2 =481,8Mpa
Xác định chính xác ứng suất tiếp cho phép
Theo 6.1[1] với v = 2,85 < 5 m/s ,

Zv = 1

Chọn cấp chính xác về mức 8 , khi đó cần gia công độ nhám Ra = 2,5…………1,25m
Theo công thức 6.1 [1]
[ H ] 

570.0,55.0,85.2,56 0 ,1.1.1
460
1,1

Vậy  H  [ H ]  thỏa điều kiện
3.1.3.4 Kiểm nghiệm về độ bền uốn

 F1 

2T1 .YF .Y .Y . .YF 1

bw1 .d w1 .m

Hệ số kể đế sự trùng khớp răng
SVTH :

13


Y  1

1
  với   1,67  Y  1,67 0,6

Hệ số kể đến độ nghiêng của răng

Y 1 

1

0

140

1  12,8

140

0,908

YF1 ,YF2 hệ số hình dạng của bánh răng 1và 2

ZV 1 

Z1

ZV 2 

Z2

cos 3  1
cos 3  1

23,7
102,5

Tra bảng 6.8 TL.[1] với hệ số dịch chỉnh x = 0 ta được
YF1 =4,0 ;YF2 =3,6
Hệ số tải trọng khi tính về uốn : KF =KF.KFKF
KF  =1,32 (tra bảng 6.7 TL[1] )

KF -Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp:
KF =1,37
KF - Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

K F 1 

 F .b w1 .d w1
1,4
2.T1 .K F .K F

v F  F .g 0 .v.

a w1

u1

5,96

KF =KF.KFKF
 KF = 2,15

 F1 

2T1 .YF .Y .Y . .YF 1

F1  [F]1 =265,224 Mpa
F2 =  F 1

YF 1

YF 2

F2  [F]2

bw1 .d w1 .m

2.26074,2.2,15.0,6.0,909.4

0,3.120.45,11.2

75,3MPa

nên thỏa điều kiện

75 3,6 59,8MPa
4
nên thỏa điều kiện

3.1.3.5 Kiểm nghiệm về độ quá taûi
Kqt =
 Hmax
SVTH :

Tmax
P
 max 1,21
T
Ptd

 H

K qt 518,2. 1,21 570,02 

[H]max =1260Mpa
14


Fmax =F1 .Kqt =75,3x1,21=91,12  []Fmax =236,6Mpa
3.1.3.6 Thông số hình học của cặp bánh răng cấp nhanh
Khoảng cách trục

aw1 =120mm

Môdun

m=2

Góc nghiêng răng

1 = 12,80

Hệ số dịch chỉnh

x1 =x2 = 0

Tỉ số truyền

u1 =4,32

Đường kính vòng chia

d1 =45,12 mm

d2 =195 mm
Đường kính đỉnh răng:

da1 =d1 + 2.m =45,12 + 2.2 =49,12 mm

da2 = d2 + 2.m =195 + 2.2 =199 mm
Đường kính chân răng

df1 =45,12 -2,5.m =41,12 mm

df2 =195 -2,5m = 190 mm
chiều rộng vành răng

bw1 =36 mm

3.4 Tính bộ truyền cấp chậm
Dùng vật liệu giống vật liệu chế tạo bánh răng cấp chậm
3.4.1 Khoảng cách trục
aw2 = Ka (u2 +1)

3

T1 .K H

 H  2 u 2 ba

Choïn  =0,4 (Bảng 6.6 –TL[1])

Bánh răng nghiêng Ka =49,5
bd =0,5.ba (u2 + 1) =0,5.0,4.(2,78 +1) =0,756
 KH =1,05 (Tra baûng6.7 TL [1])
 aw2 =49,5.(2,78 +1)

3

108167,5.1,05
138,8mm
500 2.2,78.0,4

Chọn aw2 = 140 mm
Trong đó : [ H ] 

[ H 1 ]  [ H 2 ]
500MPa
2

3.4.2 Xác địng môđun và góc nghiêng răng
m =(0,01 0,02)aw2=(0,010,02)140 = 1,4 …2,8
Chọn m =2
Chọn sơ bộ 1 =100
SVTH :

15


2.a 2 . cos  1 2.140. cos10 0

36,7

Z3 =
m u 2  1
2, ( 2,78  1)

Laáy Z3 = 37 răng
 Z4 =u2. Z3 =2,78x37 =102,86 răng
ta lấy Z2 =103 răng
Tỉ số truyền thực u2 =

Z 4 103

2,783
Z3
37

Tính lại khoảng cách trục
aw2 =

m( Z 3  Z 4 )
(37  103) x 2
.
140 mm
2
2

góc nghiêng răng  = 00
3.4.3 Kiệm nghiệm về độ bền tiếp xúc

2T1 K H (u1  1)

H =ZM.ZH.Z

bw1 .u1 .d12

Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp:
ZM =274 (tra bảng 6.5 TL [1])
Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc:
ZH =

2 cos  b

sin 2 tw

b - Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
tgb =cost .tg1 = cos200.tg0 b =00
ZH = 2 cos 0

0

sin 2.20 0

 = 00  Z  
  {1.88 –3.2(1/Z3

=1,764

4  
=
3

4  1,762
0,864
3

+1/Z4 )*cos = 1,762
1

 Z    = 0,753


 =

bw . sin 1

 .m

0
0,4.140. sin 0

 .2

0

Heä số tải trọng khi tính vềtiếp xúc:KH
KH =KH.KH.KHv
SVTH :

16

KH =1,112
KH = 1 -Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn
khớp
KHV được tính như sau
Với v1 =

2.a w 2
2.140
 .d w 2 .n 2

74,46mm
với dw2 = ZH =
u 2  1 2,76  1
60000
 .74,46 x328,7

 v1 =

60000

1,28m / s

Từ v1 tra bảng 6.13 TL[1] ta được cấp chính xác 9
Tra bảng 6.14 TL[1] ta có KH =1,13;KF =1,37
Theo baûng 6.15[1]  H 0,004
Theo baûng 6.16 [1] g0 =73
 h .bw 2 .d w 2
1,28 x0,4 x140 x 74,46
1 
1,016

KHv = 1+ 2.T .K .K
2 x108167,5 x1,13 x1,37
2
H
H

ZH =  H .g 0 .v.

a w2

u2

0,004.73.1,28. 140

2,78

2,65

Theo 6.39 [1]
KH =KH.KHKHv=1,12x1x1,016=1,138
H=ZM.ZH.Z

2T2 K H (u 2  1)

=274.1,76.0,753

bw 2 .u 2 .d 22

2.108167,5.1,138(2,78  1)

0,4.140.2,78.74,46 2

=377Mpa

H < [H ]2 =481,8Mpa
Xác định chính xác ứng suất tiếp cho phép
Theo 6.1[1] với v = 1,28 < 5 m/s ,

Zv = 1

Chọn cấp chính xác về mức 8 , khi đó cần gia công độ nhám Ra = 2,5…………1,25m
Theo công thức 6.1 [1]
[ H ] 

570.0,55.0,85.2,56 0 ,1.1.1
460
1,1

Vaäy  H  [ H ]  thỏa điều kiện
3.4.4 Kiểm nghiệm về độ bền uốn

 F1 
SVTH :

2T2 .YF .Y .Y . .YF 2

bw 2 .d w 2 .m
17

Hệ số kể đế sự trùng khớp răng

Y  1

1
  với   1,762  Y  1,762 0,57

Hệ số kể đến độ nghiêng của răng

Y 1  1

0

140

1  0

140

1

YF1 ,YF2 hệ số hình dạng của bánh răng 1vaø 2
Z V 1  Z 1 37
Z V 2  Z 2 103

Tra bảng 6.8 TL.[1] với hệ số dịch chỉnh x = 0 ta được
YF1 =4,0 ;YF2 =3,6
Hệ số tải trọng khi tính về uốn : KF =KF.KFKF
KF  =1,32 (tra bảng 6.7 TL[1] )
KF -Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp:

KF =1,37
KF - Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
K F 1 

 F .b w 2 .d w 2
1,15
2.T2 .K F .K F

v F  F .g 0 .v.

aw2

u2

0,004.73.1,28.

140
2,65
2,78

KF =KF.KFKF
 KF = 2,08

 F1 

2T1 .YF .Y .Y . .YF 1

F1  [F]1 =257 Mpa
F2 =  F 1

YF 1

YF 2

F2  [F]2

bw1 .d w1 .m

2.108176,5.1,32.1.4

0,4.140.74,46.2

228,15MPa

nên thỏa điều kiện

228,16 3,6

4

205,34MPa

nên thỏa điều kiện

3.4.5 Kiểm nghiệm về độ quá taûi
Kqt =
 Hmax

Tmax
P

 max 1,21
T
Ptd

 H

K qt 337. 1,21 370,7 

[H]max =1260Mpa

Fmax =F1 .Kqt =228,15x1,21=276,9  []Fmax =464Mpa
SVTH :

18


3.4.6 Thông số hình học của cặp bánh răng cấp nhanh
Khoảng cách trục

aw1 =140mm

Môdun

m=2

Góc nghiêng răng

1 = 00

Hệ số dịch chỉnh

x1 =x2 = 0

Tỉ số truyền

u1 =2,78

Đường kính vòng chia

d3 =74 mm

D4 =206mm
Đường kính đỉnh răng:

da3 =d3 + 2.m =78 mm

da4 = d4 + 2.m =210 mm
Đường kính chân răng

df1 = d3 -2,5.m =69 mm

df2 = d4 -2,5m = 201 mm
chiều rộng vành răng

bw4 =56 mm
bw3 = 58 mm

hmax

10-15mm

H

3.5. kiểm tra điều kiện bôi trơn :

hmin

SVTH :

19


Chương 4
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN
4.1. Chọn vật liệu chế tạo trục : là thép 45,tôi cải thiện có HB = 241…285
ng suất xoắn cho phép : [] = 12 20 Mpa
4.2. Xác dịnh đường kính trục sơ bộ :
ta có môment xoắn trên các trục là T1 = 26074,5 Nmm
T2 = 108167,5 Nmm
T3 = 288843 Nmm
Đường kính trục xác định bằng mô men xoắn theo công thức
d 

3

T
0,2.  

Đường kính trục I
d1 =

3

26074,2
20,56
0,2.15

(mm)

Chọn d1 = 22 (mm)
Đường kính trục II
d2 =

3

108167,5
30,015
0,2.20

(mm)

chọn d2=30 (mm)
Đường kính trục III
d3 =

3

288843
41,64
0,2.20

(mm)

Chọn d3=42 (mm)

4.3 Xác định khoảng cách giữa gối đỡ và điểm đặt lực:
Từ đường kính trục xác định gần đúng đường kính ổ lăn b 0 ( tra bảng 10.2 )
d1=22 mm  b01=17 mm
SVTH :

20