Do an chi tiet may 9223

Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng
Tính

Mục Lục

Mục Lục.....................................................................................................1
MỞ ĐẦU !..................................................................................................5
PHẦN 1. TÍNH ĐỘNG HỌC....................................................................6

I.Chọn động cơ:.....................................................................................6
1.1. Xác định công suất đặt trên trục động cơ : ...........................6
1.2. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ điện : .........................6
1.3. Chọn động cơ. ............................................................................7

II. Phân phối tỷ số truyền......................................................................7
2.1 Xác định tỉ số truyền chung cho cả hệ thống : ....................7
2.2 Phân phối tỉ số truyền trong hộp giảm tốc :..............................7

III. Xác định các thông số trên các trục : .............................................7
3.1 Số vòng quay................................................................................7
3.2 Công suất trên các trục................................................................7
3.3 Tính momen xoắn trên các trục..................................................8
3.4 Bảng thơng số động học.............................................................8

PHẦN 2. TÍNH TỐN, THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY..............................9
I. TÍNH BỘ TRUYỀN XÍCH................................................................9
1.1Chọn loại xích...............................................................................9
1.2.Chọn số răng đĩa xích. ................................................................9
1.3.Xác định bước xích p...................................................................9
II.TÍNH TỐN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH TRỤ RĂNG
THẲNG.................................................................................................13

2.1. Chọn vật liệu bánh răng:..........................................................13
2.2.Xác định ứng suất cho phép......................................................13
2.2.1.Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] và ứng suất uốn cho phép
[σF] ...................................................................................................13

1

Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng
Tính

2.2.2.Ứng suất cho phép khi quá tải...............................................15
2.3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục. .........................................15
2.4 Xác định các thông số ăn khớp..................................................16
2.4.1.Xác định môđun pháp m:........................................................16
2.4.2.Xác định số răng......................................................................16
2.5. Xác định các hệ số và một số thông số động học.................16
2.6.Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng..........................................17
2.6.1.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc................................17
2.6..2. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn ....................................18
2.7. Các thơng số hình học của cặp bánh răng:.............................19

2.8. Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng
nghiêng..............................................................................................20
III. CHỌN KHỚP NỐI........................................................................21
3.1. Mô men xoắn cần truyền.........................................................21
3.5. Lực tác dụng lên trục...............................................................22
IV. TÍNH TRỤC...................................................................................22
4.1. Tính sơ bộ đường kính trục.....................................................22
4.1.1. Chọn vật liệu.........................................................................22
4.1.2. Tính sơ bộ đường kính trục..................................................22

4.2. Xác định lực tác dụng lên trục và bánh răng...........................23
4.3.Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
...........................................................................................................23
4.3.1. Với trục I................................................................................23
4.3.2. Với trục II...............................................................................23
4.4. Sơ đồ lực chung .......................................................................25
4.5 Tính thiết kế trục.......................................................................25
4.5.1. Tính sơ bộ trục I....................................................................25

2

Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng
Tính

4.5.2.Tính chi tiết trục II.................................................................27
4.6.Kiểm nghiệm trục ( trục II) theo độ bền mỏi.........................29
V. TÍNH CHỌN VÀ KIỂM NGHIỆM Ổ LĂN..................................32
5.1. Chọn ổ lăn cho trục I................................................................32
5.2.Chọn ổ lăn cho trục II...............................................................32
5.2.1.Chọn loại ổ lăn.......................................................................32
5.2.2.Chọn kích thước ổ lăn............................................................32
5.2.3. Tính tải trọng quy ước, tải trọng tương đương của ổ bi đỡ
chặn...................................................................................................33
5.2.4. Kiểm nghiệm ổ lăn theo khả năng tải động.......................33
5.2.5.Kiểm nghiệm theo khả năng tải tĩnh....................................33
PHẦN 3: KẾT CẤU VỎ HỘP.................................................................34
I.VỎ HỘP.............................................................................................34
1.1Tính kết cấu của vỏ hộp............................................................34
1.2 Kết cấu nắp hộp........................................................................34
II.TÍNH TỐN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT KHÁC..........................36

2.1.Kết cấu các chi tiết chuyển động............................................36
2.2 .Kết cấu nắp ổ và cốc lót ........................................................37

2.2.1 Nắp ổ ...................................................................................37
2.2.2 Cốc lót .................................................................................37
2.3.Cửa thăm.....................................................................................37
2.4.Nút thông hơi .............................................................................38
2.5.Nút tháo dầu ..............................................................................39
2.6.Kiểm tra mức dầu .....................................................................39
2.7.Chốt định vị................................................................................40
2.8.Ống lót và lắp ổ ........................................................................40
2.9.Bulơng vịng ...............................................................................40

3

Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng
Tính

III.BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP .................................41
3.1.Bôi trơn trong hộp giảm tốc ....................................................41
3.2.Bơi trơn ngồi hộp ....................................................................41
3.3.Điều chỉnh sự ăn khớp..............................................................41

IV. BẢNG THỐNG KÊ CÁC KIỂU LẮP VÀ DUNG SAI..............42
TÀI LIỆU THAM KHẢO........................................................................43

4

Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng
Tính

MỞ ĐẦU !

Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nơi dung khơng thể thiếu với chương
trình đào tạo kĩ sư cơ khí nhằm cung cấp cho sinh viên những kiến thức cơ sở
về kết cấu máy và các quá trình cơ bản khi thiết kế máy.Trong q trình học
mơn Chi tiết máy em dã được làm quen với những kiến thức cơ bản về kết cấu
máy , các tính năng cơ bản của các chi tiết máy thường gặp.Đồ án môn học Chi
tiết máy là kết quả đánh giá thực chất nhất q trình học tập mơn Chi tiết
máy,Chế tạo phơi,dung sai….
Hộp giảm tốc là thiết bị không thể thiếu trong các máy cơ khí,nó có nhiêm vụ
biến đổi vận tốc vào thanh một hay nhiều vận tốc ra tùy thuộc vào công dụng
của máy.Khi nhận đồ án thiết kế Chi tiết máy thầy giao cho, em đã tìm hiểu và
cố gắng hồn thành đồ án mơn học này.
Trong q trình làm em đã tìm hiểu các vẫn đề sau:

_ Cách chọn động cơ điện cho hộp giảm tốc.
_ Cách phân phối tỉ số truyền cho các cấp trong hộp giảm tốc.
_ Các chỉ tiêu tính tốn và các thơng số cơ bản của hộp giảm tốc.
_ Các chỉ tiêu tính tốn,chế tạo bánh răng và trục.
_ Cách xác định thông số của then.
_ Kết cấu, công dụng và cách xác định các thông số cơ bản của vỏ hộp và
các chi tiết có liên quan.
_ Cách lắp ráp các chi tiết lại với nhau thành một kết cấu máy hồn chỉnh
_ Cách tính tốn và xác định chế độ bôi trơn cho các chi tiết tham gia

truyền động

Hà Nội ,ngày 05 tháng 11 năm 2010

5

Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng
Tính Sinh viên

PHẦN 1. TÍNH ĐỘNG HỌC

I.Chọn động cơ:
1.1. Xác định cơng suất đặt trên trục động cơ :

Pyc = Ptd = .Pct (KW)

η

Trong đó : Pct = F.v 1000 (KW)
Với : F là lực kéo trên băng tải (N), v là vận tốc dài trên băng tải (m/s).
⇒ Pct = 1345 ×1,94 1000 = 2,6093 (KW)

k

η : là hiệu suất truyền động : η = ∏ηim = ηkn1 .ηol3 .ηbr1 .ηx1
i =1

Tra bảng 2.3[I] - trang 19 ta có :
ηx = 0,92 Hiệu suất bộ truyền xích để hở.
ηkn = 0,99 Hiệu suất khớp nối.
ηol = 0,99 Hiệu suất một cặp ổ lăn được che kín.
ηbr = 0,97 Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ che kín.
⇒ η = 0,99 . 0,993 . 0,92 . 0,97 = 0,8572
⇒ Pyc = 2,6093 0,8572 = 3,04398 (KW)

1.2. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ điện :
nsb = nct.Usb
Trong đó nct : là tốc độ của bộ phận công tác

nlv = 60000.v z.p = 60000.1,94 8.150 = 97 v/p

Usb = Usbh . Usbng :Tỷ số truyền sơ bộ của hệ thống.
Với Usbng = Ux < 5 ⇒ chọn Ux = 3 .
Tra bảng 2.4[I] - trang 21,ta chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng
trụ: Usbh = 3.
⇒ Usb = 3 . 3 = 9 ⇒ nsb = nct.Usb = 97 . 9= 873 (vòng/phút).
Chọn tốc độ đồng bộ của động cơ điện : nđb = 1000(vòng/phút).

6

Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng
Tính

1.3. Chọn động cơ.
Ta chọn động cơ thoả mãn : Pđc ≥ Pyc (KW) ,

nđc ≈ nđb (vòng/phút).
Tra bảng P1.1[I] - trang 234,ta chọn loại động cơ điện có kí hiệu :
4A112MB6Y3 , với các thông số :
+Công suât động cơ: Pđc = 4 KW.
+Vận tốc quay:
n = 950 (vòng/phút)

+η% = 82,00.

+Cos ϕ = 0,81.
T max = 2,2
+ Tdn ;

+ TK = 2 .

Tdn

II. Phân phối tỷ số truyền.
2.1 Xác định tỉ số truyền chung cho cả hệ thống :

U c = ndc = 950 = 9,7938.
nct 97

2.2 Phân phối tỉ số truyền trong hộp giảm tốc :
Chọn tỷ số của bộ truyền trong : Ubr = 3.

⇒ U x = U c = 9,7938 = 3,2646.
U br 3
Vậy ta có:
Uc = 9,7938.

Ux = 3,2646.

Ubr = 3,0.

III. Xác định các thông số trên các trục :
3.1 Số vòng quay.
Số vòng quay trên trục động cơ là: ndc = 950 (vòng/phút).
Số vòng quay trục I :

n1=ndc=950 (vòng/phút).

Số vòng quay trục II: n2 = un1 = 950 =316,67 (vịng/phút). br 3

Số vịng quay trên trục cơng tác: * n2 316,67

n ct = ux = 3,2646 =97 (vịng/phút).

3.2 Cơng suất trên các trục

Công suất trên trục công tác: Pct =2,6093 (KW).

7

Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng
Tính

Cơng suất trên trục II: P2= Pct = 2,6093 =2,8649 (KW).
Công suất trên trục I:
Công suất thực của trục động cơ: ηol .η x 0,92.0,99

P1= P2 = 2,8649 =2,9833 (KW).

ηol .ηbr 0,99.0,97

Pdc* = P1 = 2,9833 = 3,0439 (KW).
ηol .ηkn 0,99.0,99

3.3 Tính momen xoắn trên các trục.

P i

Áp dụng công thức : Ti=9,55.106. ni ta có:

Mơ men xoắn trên trục động cơ :

Tđc = 9,55. 106. Pdc = 9,55.106. 3,0439 = 30599,2 (N.mm).
ndc 950

Mô men xoắn trên trục I:

T1= 9,55.106. P1 = 1 .9,55.106. 2,9833 = 29990 (N.mm).
n1 2 950

Mô men xoắn trên trục II:

T2 = 9,55.106. P2 = 9,55.106. 2,8649 = 86398,44 (N.mm).
n2 316,67

Mô men xoắn trên trục công tác:

Tct = 9,55. 106. Pct = 9,55.106. 2,6093 = 256895 (N.mm).
n ct 97

3.4 Bảng thông số động học.
Từ những kết quả tính tốn trên ta có bảng sau:

Trụ c Động cơ I II Công tác

Thông số 1 3 3,2646

950 97
T.S truyền 3,0439 950 316,67 2,6093
n (vg/ph) 30599,2 256895
2,9833 2,8649
P (KW) 29990 86398,44
T (N.mm)

8

Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng
Tính

PHẦN 2. TÍNH TỐN, THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY

I. TÍNH BỘ TRUYỀN XÍCH
Các thơng số ban đầu:
P2=2,8649 KW;
n2=316,67 vịng/phút ;
T2=86398,44 N.mm ;
ux=3,2646;
β =0.
1.1Chọn loại xích.
Vì tải trọng khơng lớn và vận tốc nhỏ, nên ta chọn xích ống con lăn.Xích ống
con lăn có ưu điểm là: độ bền mịn của xích ống con lăn cao hơn xích ống, chế
tạo nó khơng phức tạp; do đó, nó được dùng rất rộng rãi trong kĩ thuật.
1.2.Chọn số răng đĩa xích.
Với ux=2,3, ta chọn số răng đĩa xích nhỏ là:
Z1 = 29-2. ux=29-2.3,2646 = 22,47> Zmin =19.
Chọn Z1 = 23 (răng)
Số răng đĩa xích lớn: Z2 = ux.Z1 =3,2646.23 = 75,0858< > Zmax =120.

Chọn Z2 = 75 (răng).
1.3.Xác định bước xích p.
Để đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mịn của bộ truyền xích ta có:
Pt= P.k.kn. .kz ≤ [P].
Với + P : Là cơng suất cần truyền qua bộ truyền xích.P= P2=2,8649 KW.

+kn:Là hệ số vòng quay. Chọn số vòng quay của đĩa cơ sở của đĩa nhỏ
là:
n01=200 (vòng/phút) → kn=n01/n1=400/316,67 = 1,263.
+ kz:Là hệ số răng : kz = Z01 = 25 = 1,087

Z1 23

+k = kđ.k0.ka.kđc.kbt.kc ; trong đó:
kđ: hệ số tải trọng động. Đề bài cho tải trọng va đập êm, nên ta chọn kđ = 1.

9

Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng
Tính

k0 : hệ số ảnh hưởng của kích thước bộ truyền.Do đường nối tâm các đĩa xích
trùng với phương ngang. Nên k0 = 1.

ka: hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích ;chọn
a = 38.p; suy ra ka = 1.

kđc: hệ số kể đến việc điều chỉnh lực căng xích. Do điều chỉnh bằng một
trong các đĩa xích. Nên kđc = 1.

kbt: hệ số kể đến ảnh hưởng của bơi trơn .Vì mơi trường làm việc có bụi,
bơi trơn đạt u cầu nên chọn kbt =1,3.

kc : hệ số kể đén chế độ làm việc của bộ truyền ; kc = 1,25 (làm việc 2 ca)

⇒k = 1. 1. 1. 1. 1,3. 1,25 = 1,625.
Như vậy ta có : Pt = 2,8649.1,625.1.1,263= 6,3914 kW

Tra bảng 5.5 tttk hdđck, với n01 =400 vịng/phút.chọn bộ truyền xích một dãy có:
bước xích :
p = 19,05 mm ;

đường kính chốt : dc=5,96mm ;
chiều dài ống : B=17,75 mm ;
công suất cho phép : [P]=8,38 kW.
Thỏa mãn điều kiện mòn: Pt ≤ [P]=8,38 kW

Đồng thời nhỏ hơn bước xích cho phép : p < pmax
1.4.Xác định khoảng cách trục và số mắt xích.
Khoảng cách trục sơ bộ: a=40p=40.19,05=762 mm
Theo cơng thức 5.12 số mắt xích:

x = 2.40 + 23 + 75 ( 75 − 23) 2.19,05 = 130,71
+
2 24.π .762

Lấy số mắt xích chẵn : Xc =130.
Tính lại khoảng cách trục theo cơng thức 5.13:

 2  Z2 − Z1 2 

*
a = 0,25.pX c − 0,5( Z 2 + Z1 ) + [ X c − 0,5( Z1 + Z 2 )] − 2. 
  π 
 

 2 2
  23 + 75  75 − 23  
a = 0,25.19,05.130 − 0,5.( 23 + 75) + 130 −*  − 2.   = 755,065

  2   π  

Để xích khơng chịu lực căng quá lớn ta phải giảm khoảng cách trục một lượng

∆a = 0,003. a* = 0,003. 755,065=2,265 mm

Vậy lấy khoảng cách trục : a = a* - ∆a= 755,065 – 2,265 = 752,8 (mm).
Số lần va đập của bản lề xích trong một giây, tính theo cơng thức (5.14):

10

Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng
Tính

i = Z1.n1 15.X = 23.316,67 15.130 = 23,735 < imax=35 (bảng 5.9).

1.5.Tính kiểm nghiệm về độ bền xích.
Kiểm nghiệm quá tải theo hệ số an toàn (chịu tải trọng lớn khi mở máy và chịu
va đập khi vận hành)

Q

Theo công thức (5.15) : S = k .F + F + F ≥ [S]
dt 0 v

Trong đó

Theo bảng ( 5.2 ) tttk hdđ ck T1, ta có: Q = 31800 N ; q1 = 1,9 kg ;
Hệ số tải trọng động: kđ = 1,2
Ft –lực vòng ;

v = Z1Pn1 = 23.19,05.316,67/60000=2,312 m/s

60000

Ft =1000P/v = 1000.2,8649/2,312 = 1239,14 N

Fv :lực căng do lực li tâm gây ra: Fv = q.v2= 1,9. 2,3122 = 10,16 N
F0 :lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra :

F0 = 9,81.kf .q.a = 9,81.6.1,9. 0,7528 = 84,19 N

(hệ số võng : kf = 6 do bộ truyền nằm ngang)

s = 31800 = 20,114
Do đó 1,2.1238,88 + 84,16 +10,16

⇒ S >[S] = 9,3 (theo bảng 5.10)
Vậy bộ truyền xích làm việc đủ bền
1.6 Xác định thơng số của đĩa xích

Theo cơng thức ( 5.17 ) và bảng (3.4),
Đường kính vịng chia:

d1 = 19,05 180 = 139,9 mm

sin( 23 )

d2 = 454,92 mm

Đường kính vịng đỉnh đĩa xích:

da1 = p.[0,5 + cotg(180/Z1)] =19,05.[ 0,5 + cotg(180/23)] = 148,124 mm

da2 = p.[0,5 + cotg(180/Z2)] = 25,4.[ 0,5 + cotg(180/75)] = 464,044 mm

Bán kính đáy: r = 0,5025dl + 0,05 =0,5025.11,91+0,05 = 6,03 mm

Với dl = 11,91 mm ( tra bảng 5.2/78)
Đường kính vịng chân đĩa xích:

df1 = d1- 2r = 139,9 – 2.6,03 = 127,93 (mm)

df2 = d2- 2r =464,044- 2.6,03 = 442,85 (mm)

11

Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng
Tính

-Kiểm nghiệm răng đĩa xích về độ bền tiếp xúc:

Theo cơng thức (5.18) :

σ H1= 0,47 K r .( Ft .K d + Fvd ).E . ≤ [σH1 ]

A.k d

Trong đó:
[σH1 ]- Ứng suất tiếp xúc cho phép
Chọn vật liệu là thép 45 , tôi cải thiện sẽ đạt được độ rắn HB=210 ta có
[σH1]=600 Mpa
Lực va đập : Fvd = 13.10-7.n1.p3.m = 13.10-7.316,67.19,053.1 = 2,85N
Hệ số tải trọng động : Kđ=1,35 (bảng 5.6)
kđ=1(sử dụng 1 dãy xích).
Hệ số ảnh hưởng của số răng đến đĩa xích : Kr = 0,48 (vì Z1 =23 )
Diện tích bản lề : A = 106 mm2 (tra bảng (5.12)với p=19,05 mm, xích ống con
lăn một dãy)
Mơ dun đàn hồi: E = 2,1.105 Mpa

⇒ σ H1 = 0,47 0,48.(1238,88.1,2 + 2,85). 2,1.105 =559,36 MPa

106.1

⇒ σH1 <[σH] : nghĩa là đĩa xích 1 đảm bảo độ bền tiếp xúc .
Tương tự cho đĩa xích 2 với cùng vật liệu và chế độ nhiệt luyện. Hệ số ảnh
hưởng của số răng đến đĩa xích Kr=0,23 (vì Z2 =57) Ta có:
Đĩa xích 2 cũng đảm bảo độ bền tiếp xúc

1.7 Xác định lực tác dụng lên trục
Theo công thức (5.20):

Fr = kx.Ft ; trong đó:
kx :hệ số xét đến tải trọng của xích
kx= 1,15 - do bộ truyền năm ngang );

Fr = 1,15.1238,88= 1424,712 (N).

1.8.Các thông số của bộ truyền xích :
P2=2,8649 KW;
n2=316,67 vịng/phút ;
T2=86398,44 N.mm ;
ux=3,2646;

β =0.

Thông số Kí hiệu Giá trị

12

Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng
Tính

Loại xích Xích ống con lăn

Bước xích p 19,05 mm

Số mắt xích x 130

Khoảng cách trục a 752,8 mm

Lực Fr 1424,712 N

II.TÍNH TỐN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH TRỤ RĂNG THẲNG.
Thông số đầu vào:

P = PI = 2,9833 (KW)

T1 = TI = 29990(N.mm)

n1 = nI = 950 (vòng/phút)

u = ubr = 3
Lh = 15500 (giờ)
2.1. Chọn vật liệu bánh răng:

Hộp giảm tốc chịu công suất nhỏ , nên chọn vật lịêu có độ rắn HB ≤ 350, bánh
răng được thường hố hoặc tơi cải thiện.Tra bảng 6.1/92 tttkhddck tập 1 ta có:

Với HB1 ≥ HB2 + (10 ÷15)
Bánh lớn: + Nhãn hiệu thép: thép 45

+ Chế độ nhiệt luyện: thường hoá
+Độ rắn: HB=192…240
+Chọn HB2=230

+Giới hạn bền: σ b2 = 750MPa.

+Giới hạn chảy: σ ch2 = 450MPa.

Bánh nhỏ : + Nhãn hiệu thép: thép 45
+ Chế độ nhiệt luyện: tôi cải thiện

+Độ rắn: HB=241…285
+Chọn HB1=245

+Giới hạn bền: σ b1 = 850MPa.

+Giới hạn chảy: σ ch1 = 580MPa.

2.2.Xác định ứng suất cho phép
2.2.1.Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] và ứng suất uốn cho phép [σF]
theo công thức 6.1 và 6.2:

[σ H ] = (σ 0 H lim S H ).Z R .Z v .K xH .K HL

[σ F ] = (σ 0 F lim S F ).YR .Ys .K xF .K FL

13

Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng
Tính

Trong đó:
ZR -hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng làm việc
Zv - hệ xố xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
KxH – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh ăng
YR – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng
YS –hệ số xét đến độ hạy của vật liệu đối với tập chung ưngs suất
KxF –hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.
Tính thiế kế, ta lấy sơ bộ:

Z R .ZV .K xH = 1

YR .YS .K xF = 1

SH, SF –hệ số an tồn khi tính về tiếp xúc và uốn. tra bảng 6.2 ta có :Bánh chủ
động: SH1=1,1; SF1=1,75.

Bánh bị động: SH2=1,1; SF2=1,75.
σ 0H lim ;σ 0 F lim -Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với chu kì cơ sở
Ta có
+Bánh chủ động:

σ 0 H1 lim = σ 0 H3 lim = 2.HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570(MPa)

σ 0 F1 lim = σ 0 F3 lim = 1,8.HB1 = 1,8.250 = 450(MPa)

+Bánh bị động:

σ 0 H2 lim = σ 0 H4 lim = 2.HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530(MPa)

σ 0 F2 lim = σ 0 F4 lim = 1,8.HB2 = 1,8.230 = 414(MPa) .
KHL, KFL -hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải
trọng của bộ truyền, xác định theo công thức 6.3 và 6.4:

K HL = mH N HO
N HE

K FL = mF N FO
N FE

mH, mF-bậc của đường cong mỏi khi thử về độ bền tiếp xúc và uốn.

Vì HB < 350: mH = 6, mF = 6.

NHO, NFO – số chu kì ứng suất khi thử về độ bền tiếp xúc và uốn.

N HO = 30.H HB 2,4

→ N HO1 = 30.2502,4 = 17,1.106.

N HO2 = 30.2302,4 = 13,9.106.

NFO=4.106.
NHE, NFE - số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.

14

Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng
Tính

Do tải trọng tĩnh nên ta có:

NHE = NFE =60.c.n. Σ ti

Trong đó:
c- số lần ăn khớp trong một vịng quay (c=1)
n- vận tốc vòng của bánh răng

Lh= Σ ti - Tổng số giờ làm việc (thời hạn phục vụ)

Lh=22000 (giờ).
Ta có: NHE1 = NFE1 =60.c.n1.Lh= 60.1.950.15500 = 114. 107

NHE2 = NFE2 =60.c.n2.Lh= 60.1.316,67.15500 = 38. 107
Do:
NHE1 = 114 107 > NHO1 = 17,1. 106 Suy ra KHL1 = 1
NHE2 = 38. 107 > NHO2 = 13,9. 106 Suy ra KHL2 = 1
NFE1 = 114. 107 > NFO1 = 9,99. 106 Suy ra KFL1 = 1
NFE2 = 38. 107 > NFO2 = 8,83. 106 Suy ra KFL2 = 1
Do đó, ta có:

[σ H1]=570/1,1.1.1=518,18 MPa

[σ H 2 ] =530/1,1.1.1=481,81 MPa

[σ F1]=450/1,75.1.1=257,14 MPa

[σ F2 ] =414/1,75.1.1=236,5 MPa
Do đây là bộ truyền bánh trụ răng thẳng nên suy ra:

[σ H ] = min{[σ H ]1,[σ H ]2} = 481,81 ( MPa).

2.2.2.Ứng suất cho phép khi quá tải
[σ H ]max = 2,8.max(σ ch1, σ ch2) =2,8. σ ch1 = 2,8.450 = 1260 (MPa)
[σ F ] 1max = 0,8σ ch1=0,8.45800= 464( MPa)
[σ F ] 2max = 0,8σ ch2=0,8.450=360 (MPa)

2.3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục.
Theo công thức (6.15a):

aw = ka .(u + 1).3 T1 .k Hβ

2
[σ H ] .u.ψ ba

T1 là mômen xoắn trên trục chủ động. T1 = TI = 29990 (N.mm)

[σ H ] - ứng suất tiếp xúc cho phép. [σ H ] = 481,81 ( MPa).
Ka,– hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng.
tra Bảng 6.5 ta có: Ka=49,5
ψ ba -hệ số chọn theo bảng 6.6: ψ ba = 0,3 ÷ 0,5 .chọn ψ ba =0,3
Chọn theo bảng 6.7 với ψ bd = 0,5.ψ ba .(u + 1) =0,5.0,3.(3 +1)=0,6

15

Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng
Tính

kHβ - hệ số khi xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng khi
tính theo sức bền tiếp xúc và uốn.Tra bảng 6.7/98 [1] với
ψ bd =0,6 và sơ đồ bố trí là sơ đồ 6 .Chọn được:

K Hβ = 1,02 ; K Fβ = 1,05

⇒ aw = 49,5.(3 + 1).3 (481,81)2 29990.1,02 .3.0,3 = 104,36[mm].

Chọn aw=105 (mm).
2.4 Xác định các thông số ăn khớp.
2.4.1.Xác định môđun pháp m:

m = (0,01 ÷ 0,02) aw= 1,1 ÷ 2,2
Chọn m = 2.

2.4.2.Xác định số răng.
Chọn sơ bộ góc nghiêng β =00.Suy ra cos β =1
Cơng thức 6.31 ta có:
Số răng bánh nhỏ:

Z1 = 2.aw m .(u + 1) = 2.110 2.(3 + 1) = 27,5

Chọn Z1=28 (răng)
Số răng bánh lớn
Z2 = u.Z1 =3.28=84 (răng)
Chọn Z2= 84 (răng)
Tỷ số truyền thực ut=: Z2/ Z1=84/28= 3
Sai lệchtỷ số truyền ∆U = ut − u u .100% = 3 − 3 3 100% = 0% .

Vì ∆U = 0%< 4% , suy ra thoả mãn.

Tính lại khoảng cách trục theo(6.21)
a = m(Z1 + Z2 ) 2 = 2(28 + 84) 2 = 112 (mm)

2.5. Xác định các hệ số và một số thông số động học
Tỷ số truyền thực tế: ut= 3,821
Đưịng kính vịng lăn cặp bánh răng:

dw1=2aw(ut+1) = 2.112/(3+1)=56( mm)

dw2=2aw - dw1= 2.112-56=168 (mm)
Vận tốc vòng của bánh răng:

v=πdw1n1/60000 = 3,14.56.950/60000= 2,784 (m/s)

16

Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng
Tính

Với bánh răng trụ răng nghiêng và v = 2,784 (m/s) tra bảng 6.13/106 [1] ta đựoc
cấp chính xác của vbộ truyền là: CCX=8. 2.3).
Tra phụ lục 2.3/250[1], với: +CCX=8

+HB<350
+v= 2,784 (m/s)
Nội suy tuyến tính ta được:
KHv= 1,02
KFv= 1,055

Chọn : Ra = 2,5 ...1,25 (µm) ⇒ ZR = 0,95.
HB<350 , v= 2,784 (m/s) <5 m/s; suy ra ZV = 1.
với da = dw2 = 168(mm)< 700mm suy ra KxH=1
Chọn YR= 1
YS= 1,08- 0,0695.ln(m)= 1,08-0,0695.ln(2)= 1,032
Với CCX=8, v= 2,784 (m/s), tra bảng 6.14/107[1], ta được:

K Hα =1,02

KFα =1,37

Hệ số tập trung tải trọng: K Hβ = 1,02 ; K Fβ = 1,05(chọn ở mục

2.6.Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng.
2.6.1.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Công thức 6.33:

σ H = ZM .ZH .Zε . 2 2.T1.K H .(u + 1) ≤ [σ H ].
b.ut .dw1

ZM –Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu bánh răng
Bảng 6.5: Zm = 274[MPa]1/3 .
ZH –hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

Z H = 2. / sin 2αtw

Z H = sin(2.200 2. ) = 1,764

.

Zε-hệ số xét đến sự trùng khớp của hai bánh răng .
Khi đó theo công thức (6.36c):

→ Zε = 4 − εα 3 .
và hệ số trùng khớp ngang εα có thể tính gần đúng theo công thức:

  1 1    1 1 
εα = 1,88 − 3,2 −  = 1,88 − 3,2 −  = 1,728.
  z1 z2    28 84 

17

Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng
Tính

→ Zε = 4 − εα 3 = 0,87.

KH –hệ số tải trọng khi tính tốn tiếp xúc

K H = K Hβ .K Hα .K Hv .

K H = 1,02.1,0305.1,09 = 1,146.

Thay vào ta được:

σ H = 274.1,764.0,87. 34.3.562 2.29990.1,146.(3 + 1) = 389,86[MPa]

Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép ;
Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] được tính theo công thức

[σ H ] = [σ H ]m12 .Z R .Z v .K xH

=481,81.0,95.1.1=457,72 (MPa)
Ta thấy σ H<[σ H ] do vậy bánh răng đủ bền.
2.6..2. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn .
Công thức :

σ F1 = 2.T1..K F .Yε .Yβ .YF1 ≤ [σ F1 ]

bw.d w1.m
σ F2 = σ F1YF2 ≤ [σ F2 ]

YF1

trong đó
Yε = 1 = 1 = 0,557 (hệ số kể đén sự trùng khớp, với εα là hệ số trùng khớp

εα 1,795

ngang).
Yβ = 1 − β140 = 1 − 140 = 0,89 0 15021' (hệ số kể đến độ nghiêng của răng).
YF1 ,YF2 - hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng tương đương

Z v1 = Z1 = 28.

Z v2 = Z 2 = 84 .

Tra bảng 6.18,với hệ số dịch chỉnh x=0, ta có: { YF1 = 3,22.

YF2 = 3,43.

KF - hệ số tải trọng khi tính về uốn.
K F = K Fβ .K Fα .K Fv .

K F = K Fβ .K Fα .K Fv = 1,37.1,02.1,0305 = 1,44

Vậy:

18

Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng
Tính

σ F1 = 2.29990.1,44.0,557.1.3,22 34.56.2 = 42,29[MPa]

Và:

σ F2 = 42,29.3,43 3,22 = 45,05[MPa]

Do : σF1=42,29MPa < [σF1]1 = 252 (Mpa);
σF2=45,05 MPa < [σF2]2 = 236,5 (Mpa)

Do vậy bánh răng đảm bảo điều kiện bền về uốn.

2.6.3.Kiểm nghiệm về quá tải:

Ứng suất tiếp xúc cực đại:

σ H max = σ H . kqt ≤ [σ H ]max .

kqt - hệ số quá tải : kqt = Tmax T = 2,2 dn

→ {σ H max = σ H . K qt = 339,36. 2,2 = 503,35( MPa) < [σ H ] max = 1260( MPa).

Ứng suất uốn cực đại

σ F1max = σ F1.kqt = 42,29.2,2 = 93,038[MPa] ≤ [σ F1 ]max = 252MPa].

σ F2 max = σ F2 .kqt = 45,05.2,2 = 99,11[MPa] ≤ [σ F 2 ]max = 236,65MPa].

2.7. Các thơng số hình học của cặp bánh răng:

- Đường kính vịng chia :

d1 = m.Z1 = 2.28 = 56[mm]
d2 = m.Z 2 = 2.84 = 168[mm]

- Đường kính đỉnh răng : da1 = d1 + 2.m = 56 + 2.2 = 60mm

da2 = d2 + 2.m = 168 + 2.2 = 172mm

-Đường kính vòng cơ sở:
db1=d1cosα=56.cos200=52,623 mm
db2=d2cosα=168.cos200=157,87 mm

-Khoảng cách trục chia: a=( d1+d2)/2= (52,623+157,87)/2= 105,25 (mm)

-Đường kính chân răng : df1 = d1–2,5.m=56- 2,5.2 = 51 (mm).
df2 = d2 - 2,5.m=168-2,5.2 =163(mm).

19

Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng
Tính

2.8. Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng nghiêng
Như vậy ta có bảng thơng số chính của bộ truyền:

Thơng số Kí hiệu Giá trị

Khoảng cách trục chia a 105,25 mm

Khoảng cách trục aw 112mm

Số răng Z1 28 răng
84 răng
Z2 56 mm
168mm
Đường kính vịng chia d1 51 mm
163mm
d2 56 mm
168mm
Đường kính chân răng df1 60 mm
172 mm
df2 52,623 mm
157,87 mm
Đường kính vịng lăn dw1 0
0
dw2 200

Đường kính đỉnh răng da1 200

da2 200

Đưịng kính cơ sở db1

db2

Hệ số dịch chỉnh x1

x2

Góc profin gốc α

Góc profin răng αt

Góc ăn khớp αtw

20