đề tài thiết kế đồ án chi tiết máy

Đề tài thiết
kế đồ án chi
tiết máy
MỤC LỤC
Đề tài thiết kế đồ án chi tiết máy 1
MỤC LỤC 2
Chương III/Tính chọn then 56
CỘNG HÒA XÃ HỘI CHỦ NGHĨA VIỆT NAM
độc lập tự do hạnh phúc
ĐỀ TÀI THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Sinh viên thiết kế: Đào văn Tùng Lớp: k41ccm6
Giáo viên hướng dẫn: Nguyễn văn Dự
nội dung thiết kế:Thiết kế trạm dẫn động băng tải
Số liệu cho trước:
Lực vòng trên băng tải:F
t
=4250
N
Thời hạn phục vụ: 7 năm
Đường king tang băng
tải:D=350mm
Tỷ lệ số giờ làm việc/ngày:
3
1
Vânj tốc vòng băng
tải:v=0,77m/s
Tỷ lệ số giờ làm việc /năm:4/5
T/chất tải trọng:quay đều,làm
việc êm
p.k
bd

p
5
6
3
2
4
1
Sơ đồ khai triển hệ dẫn động Sơ đồ tải
trọng:K
bd
=1.5
THUYẾT MINH
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
PHẦN I/TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN –PHÂN PHỐI TỶ SỐ
TRUYỀN
I)Chọn động cơ điện
1)chọn loại động cơ
Chọn động cơ điện đẻ dẫn động máy móc hoặc các thiết bị công
nghệ là công việc đầu tiên trong quá trình tính toán thiết kế
máy.Trong công nghiệp sử dụng nhiều loại động cơ như: Động cơ
điện một chiều , động cơ điện xoay chiều.Mỗi loại động cơ có một
ưu nhược điểm riêng, tùy thuộc vao các yêu cầu khác nhau mà ta
chọn loại động cơ cho phù hợp.
Với yêu cầu thiết kế trạm dẫn động băng tải đã cho, dựa vào đặc
tính và phạm vi sử dụng của loại động cơ ta chọn động cơ ba pha
không đồng bộ rô to lồng sóc (còn gọi là rô to ngắn mạch) vì nó
các ưu điểm đó là:Kết cấu đơn gản giá thành thấp , rễ bảo
quản,làm việc tin cậy.Tuy nhiên loại này có nhược điểm là hiệu
suất thấp , hệ số cos
ϕ

thấp so với động cơ đòng bộ , không điều
chỉnh vận tốc được.
2)Chọn công suất động cơ
+) Công suất động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ , đảm bảo
cho khi động cơ làm việc nhiệt độ sinh ra không được lớn hơn
nhiệt độ cho phép.Muốn vậy cần có:
dc
dt
dc
dm
PP
≥
trong đó
dc
dm
P
: công suất định mức của động cơ
dc
dt
P
:công suát đẳng trị của động cơ
+)Do tải trọng không đổi nên ta có:
dc
lv
dc
dt
PP
=
dc
lv

P
: công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ
Σ
=
η
ct
lv
dc
lv
P
P
+)
ct
lc
P
:giá trị công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác:

ct
lc
P
=
1000
.vF
t
F
t
=4250 N :lực vòng trên băng tải
V=0,77 m/s :vận tốc vòng băng tải
→
2725,3

1000
77,0.4250
==
ct
l
P
kw
Σ
η
:hiệu suất truyền động(toàn hệ thống)
với hệ thống đã cho:
xbrkhol
ηηηηη
=
Σ
ta có 4 cặp ổ lăn,2 cặp bánh răng,1 khớp nối, 1 bộ truyền xích
Tra bảng 2.3(HD) ta có:
97,0=
br
η
,
1
=
kh
η
,
99,0
=
ol
η

,
93,0
=
x
η
→
=
Σ
η
0,99
4
.1.0,97
2
.0,93 =0,84%
→công suất làm việc danh ngiã trên trục động cơ
895,3
84,0
2725,3
===
Σ
η
ct
lv
dc
lv
P
P
kw
Vậy công suất đẳng trị trên trục động cơ:
895,3

==
dc
lv
dc
dt
PP
kw
3)Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ:n
db
3.1)Số vòng quay trên trục công tác: n
ct
:n
ct
=
D
v
.
.10.60
3
π
v/ph
+) v:vận tốc vòng băng tải: v =0,77 m/s
+)D: dường kính tang băng tải: D=350mm
→
01,42
350.
77,0.1000.60
==
π
ct

n
v/ph
+) Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ:n
db
= 1500 v/ph như
vậy tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống:
U
sb
=
7,35
01,42
1500
==
ct
db
n
n
.ta thấy tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống
nằm trong khoảng tỉ số truyền nên dùng của bộ truyền bánh răng
trụ hai cấp(8÷40)
Vậy số vòng quay đồng bộ được chọn của động cơ là 1500 v/ph
3.2)Chọn động cơ sử dụng
-Động cơ loại 4A có khối lượng nhẹ hơn loại K và DK.Phạm vi
công suất lớn và số vòng quay đồng bộ lớn loại Kvà DK
-căn cứ vào giá trị công suất đẳng trị và số vòng quay đồng bộ của
động cơ ta chọn động cơ sao cho:
dc
dt
dc
dm

PP
≥
. Tra bảng P1.3
phụ lục ta chọn động cơ: 4A100L4Y3:
Bảng thông số:
kiểu động
cơ
Công
suất
Vòng
quay
cos
ϕ
η
%
dn
T
T
max
dn
K
T
T
4A100L4Y3 4,0 1420 0,84 84 2,2 2,0
4)Kiểm tra điều kiện mở máy điều kiện quá tải cho động cơ
a)Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ
- Khi khởi động , động cơ cần sinh ra một công suất mở máy đủ
lớn để thắng sức ỳ của hệ thống : điều kiện mở máy :

dc

cbd
dc
mm
PP
≥
kw
-)
dc
mm
P
:công suất mở máy của động cơ
dc
mm
P
=K
mm.
dc
dm
P
K
mm
=
dn
K
T
T
=2,0 →
dc
mm
P

=2,0.4=8 kw
-)
dc
cbd
P
công suất cản banđầu trên trục động cơ

bd
dc
lv
dc
cbd
KPP .
=
K
bd
=1,5;hệ số cản ban đầu
895,3
=
dc
lv
P
→
84,55,1.895,3
==
dc
cbd
P
kw
Vậy

8,58
=>=
dc
cbd
dc
mm
PP
→đảm bảo điều kiện mở máy
II)PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
tỉ số truyền chung của toàn hệ thống: U
Σ
U
Σ
=
ct
dc
n
n
1420=
dc
n
số vòng quay đã chọn của động cơ
ct
n
=42,01 :số vòng quay trên trục công tác
→
8,33
01,42
1420
==

Σ
U
, Với hệ dẫn động gồm các bộ truyền mắc nối
tiếp
hng
UUU .=
Σ
U
ng
tỉ số truyền của bộ truyền ngoài hộp
U
h
= U
1
. U
2
, tỉ số truyền của hộp giảm tốc
U
1
tỉ số truyền của cặp bánh răng 2 ( cấp nhanh)
U
2
tỉ số truyền của xặp bánh răng 3(cấp chậm)
1)Tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp
+)Với hệ dẫn động gồm HGT 2 cấp bánh răng nối với bộ truyền
xích ngoài hộp ta có
U
ng
=
Σ

÷ U)1,015,0(
=
8,33)1,015,0( ÷
=(2,25÷1,83). Ta chọn U
ng
=1,83
→U
h=
47,18
83,1
8,33
==
Σ
ng
U
U
2)Tỉ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc
U
h
=U
1
.U
2
U
1
=0,85
3
2
47,18
=5,76 →U

2
=
2,3
76,5
47,18
1
==
U
U
h
III)XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ TRÊN CÁC TRỤC
1)Tính tốc độ quay của các trục(v/ph)

ii
i
i
U
n
n
→−
−
=
1
1

ii
nn ,
1
−
số vàng quay trên trục i-1,và truc i

U
i-1→I
tỉ số truyền giữa trục i-1 và trục i
Vậy:
+) Tốc độ quay trục I : n
I
= n
dc
=1420 (v/ph)
+) Tốc độ quay trên trục II: n
II
=
52,246
76,5
1420
1
==
U
n
I
v/ph
+) Tốc độ quay trên trục III; n
III
=
03,77
2,3
52,246
2
==
U

n
II
v/ph
+) tốc độ quay trên trục IV : n
IV
=
1,42
83,1
03,77
==
ng
III
U
n
v/ph
2)Tính công suất danh nghĩa trên các trục (kw)
+)trục I : P
I
=
olIdc
dc
lv
P
ηη

→
=3,895.1.0,99=3,85 kw
+) Trục II : P
II
=P

I
.
olIII
ηη
.
→
=3,85.
olbr
ηη
.
=3,85.0,97.0,99=3,7
kw
+) Trục III; P
III
= P
II
.
olbr
ηη
.
= 3,7.0,97.0,99 = 3,55 kw
+)Trục IV: P
IV
= P
III
.
olx
ηη
.
=3,555.0,93.0,99 =3,273 kw

3)+Tính mô men xoắn trên các trục (N.mm)
T
i
=
i
i
n
P.10.55,9
6
-)P
i
công suất trên trục i
-)n
i
số vòng quay trên trục i
T
I
=
6,25892
1420
895,3.10.55,9
6
=
N.mm
T
II
=
22,143335
52,246
7,3.10.55,9

6
=
N.mm
T
III
=
73,440120
03,77
555,3.10.55,9
6
=
N.mm
T
IV
=
6,741769
1,42
27,3.10.55,9
6
=
N.mm
4)Từ các kết quả tính được ta có bảng số liệu tính toán:
Tốc độ
quay
v/ph
Tỉ số
truyền
Công suất
Kw
Mômen

xoắn(N.mm)
Trục đông
cơ
1420 1 4,0 26195,25
TrụcI 1420 3,85 25892,6
5,76
TrụcII 246,52 3,7 143335,22
3,2
TrụcIII 77,03 3,55. 440120,73
1,83
TrụcIV 42,1 3,27. 741769,6
PHẦN II/THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG
A:THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
I/THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH
1)Chọn loại xích
Có ba loại xích:xích ống ,xích con lăn,và xích răng.Trong ba loại
xích trên ta chọn xích con lăn để thiết kế vì chúng có ưu điểm:
Có thể thay thế ma sát trượt giữa ống và răng đĩa(ở xích ống) bằng
ma sát lăn giữa con lăn và răng đĩa (ở xích con lăn).Kết quả là độ
bền của xích con lăn cao hơn xích ống
chế tạo xích con lăn không khó bằng xích răng
Ngoài ra:
Xích con lăn có nhiều trên thị trường →dễ thay thế
Phù hợp với vận tốc yêu cầu
Vì công suất sử dụng không quá lớn nên chọn xích một dãy
2) Xác định các thong số của xích và bộ truyền xích
a)Chọn số răng đĩa xích
-số răng đĩa xĩch càng ít , đĩa bị động quay càng không đều, động
năng va đập càng lớn và xích mòn càng nhanh.Vì vậy ta chọn số
răng tối thiểu của đĩa xích (thường là đĩa chủ động) là:

Z
1
≥ Z
min
=13
÷
15
Theo công thức thự ngiệm
Z
1
=29-2u
=29-2.1,83 = 25,34
Theo bảng 5.4(hd) chọn :Z
1
= 27 (răng)
-từ số răng đĩa xích nhỏ : Z
1
=27 răng ta có số răng đĩa xích lớn là:
Z
2
= u.Z
1

Z
≤
max
Z
max
=120 đối với xích con lăn
→Z

2
=1,83.27 = 56,25
→chọn Z
2
=49 ≤Z
max
Như vậy tỉ số truyền thực của bộ truyền xích là:
U
x
=
27
49
1
2
=
Z
Z
=1,81
b)Xác định bước xich p:
-Bước xích p được xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề
điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích được
viết dưới dạng:
P
t
= P.k.k
z
.k
n
≤ [P]
P

t
là công suất tính toán (kw)
P:công suất cần truyền trên trục ba (kw) :P=P
III
=3,55.
[P]:công suất cho phép (kw)
K
z:
hệ số số răng
K
z
=
925,0
27
25
1
01
==
Z
Z
(Z
01
số răng đĩa nhỏ tiêu chuẩn)
K
n
=
1
01
n
n

:hệ số vồng quay
+n
01
tra bảng 5.5 (hd) gần nhất với n
1
→k
n
=
03,77
50
=0,65
K hệ số sử dụng
K=k
0
.k
a.
k
dc
.k
bt
.k
d
.k
c
+k
0
:hệ số kể đến vị trí của bộ truyền
+k
0
=1 (tra bảng 5.6)góc nối hai tâm đĩa xích hợp với phương

ngang góc≤60
0
+k
a
hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích
+k
a
=1 vì ta chọn a = (30 ÷ 50)p
+k
dc
hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng
+k
dc
=1,25 vị trí trục không điều chỉnh được
+k
bt
hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn
+k
bt
=1,3(có bụi nhưng vẫn đảm bảo bôi trơn)
+k
d
hệ số tải trọng động
+k
d
=1:tải trọng làm việc êm
+k
c
hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền
+ k

c
=1 làm việc 1 ca
→K =1.1.1,25.1,3.1.1=1,625
Vậy :P
t
=3,55 1,625.1.0,.65 =3,05(kw)
Tra bảng 5.5(hd) với n
01
=50 (v/ph)
Chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích :
p= 31,75 (mm) thỏa mãn điều kiện bền:
P
t
= 3,465 ≤ [p] =5,83 (kw)
đồng thời theo bảng 5.8(hd) ta có :p ≤ p
max
=50,8 mm
c)Khoảng cách trục và số mắt xích
+)khoảng cách trục:chọn a =30p = 30. 31,75 =952,5mm
+)Số mắt xích x
: x =
a
pZZZZ
p
a
4
.)(
2
2
2

2
1221
π
−
=
+
+
=
5,952 4
75,31.)2749(
2
4927
75,31
5,952.2
2
2
π
−
+
+
+
=98,4 (mắt xích)
chọn x = 98 mắt xích
+) tính lại khoảng cách trục theo x đã chọn:
: a = 0,25p{x
c
-0,5(Z
2
+Z
1

) +
[ ] [ ]
2
12
2
12
/)(2)(5,0
π
ZZZZx
c
−−+−
}
→a=946mm
Để xích không phải chịu lực căng quá lớn giảm a đi một lượng :

∆
a = 0,003a = 0,003.946 =2,838
→a = 946-2,838 =943,162 mm
Chiều dài xích:L =p.x=31,75.98 =3111,5mm
+)Số lần va đập i của bản lề xích trong 1 giây
:i =
x
nZ
.15
.
11
≤ [i] →i=
415,1
98.15
03,77.27

=
≤ [i] =30 (với
p=31,75mm)
d)Kiểm ngiệm xích về độ bền:
Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường
xuyên chịu trọng va đập trong quá trình làm việc cần tiến hành
kiểm ngiệm về quá tải theo hệ số an toàn:
: s=
[ ]
s
FFFk
Q
vtd
≥
++
0
.
Trong đó:Qlà tải trọng phá hỏng,tra bảng 5.2 (hd)Q=88,5
3
N
k
d
:hệ số tải trọng động
k
d
= 1,2 (bộ truyền làm việc trung bình)
F
t
lực vòng:F
t

=
v
P1000
(v=
1,1
60000

11
≈
nPZ
)
→F
t
=
27,3227
1,1
55,3.1000
=
N
+) lực căng ly tâm: F
v
=q.v
2
=3,8.1,1
2
=4,6 N (q:khối lượng 1 mét
xích tra bảng 5.2)
F
0
=9,81.k

f
.qa (k
f
=4 bộ truyền ngiêng góc < 40
0)

=9,81.4.2,6.0,750 =76,518 N
→s=
02,22
6,463,14027,3227.2,1
10.5,88
3
=
++
theo bảng 5.10(hd) với n=50v/ph
→[s]=7→ s > [s]→bộ truyền xích đảm bảo độ bền
e) Đường kính đĩa xích
+) Đường kính vòng chia của đĩa xích được xác định:
: d
1
=
)sin(
1
Z
p
π
=
48,273
27
180

sin
75,31
=
mm
:d
2
=
55,495
49
180
sin
75,31
=
mm
+) đường kính vòng đỉnh:
:d
a1
=p[0,5+cotg
1
180
Z
] = 31,75[0,5+cotg
27
180
] = 287,51
:d
a2
= 31,75[0,5+cotg
49
180

] =510,4
+) đường kính vònh chân: d
f1
=d
1
-2r
với r =0,5025.d
1
+0,05 =0,5025.15,8+0,05=8,03mm
d
1
=15,88 tra bảng 5.2(hd)
→d
f1
=273,48-2.9,62 =254,2 mm
→ d
f2
=d
2
-2r =495,55-2.9,62 = 476,31 mm
Các kích thước còn lại tính theo bảng13.4 (hd)
f)Kiểm ngiệm độ bền tiếp xúc của bộ truyền
+) ứng suất tiếp xúc:
H
σ
trên mặt răng đĩa xích phải thỏa mãn điều
kiện :
[ ]
σσ
≤

+
=
d
vddtr
H
kA
EFkFk
.
).(
.47,0
Trong đó:
[ ]
σ
ứng suất tieeps xúc cho phép MPa
F
vđ
lực va đập trên m dãy xích N
F
vđ
=13.10
-7
.n
1
.p
3
.m = 13.10
-7
.77,03.31,75
3
.1 = 3,2 N

F
t
=3555 N
[
σ
H
] tra bảng 5.11(hd) = [550÷650] MPa
*)với đĩa xích nhỏ k
d
= 1: hệ số phân bố không đều tải cho các
dãy(xích một dãy)
*)k
d
= 1 hệ số tải trọng động
*)k
r
: hệ số kể sự ảnh hưởng của số răng đĩa xích , phụ thuộc vào
Z
Z
1
= 27→k = 0,42
*) E = 2,1.10
5
MPa
*)A = 180 mm
2
tra bảng 5.12(hd)
→
1.262
10.1,2).2,31.27,3227(396,0

.47,0
5
+
=
H
σ
= 475,92
Như theo bảng 5.11(hd) dung gang xám tôi ram có độ rắn bề mặt
321÷429HB . Ứng suất tiếp xúc cho phép :
650550
÷=
H
σ
MPa lfà vật liệu đảm bảo để chế tạo đĩa xích
*)Với đĩa xích lớn :Z
2
=55 →k
r2
=0,23
d
vddtr
H
kA
EFkFk
.
).(
.47,0
.2
2
+

=
σ
F
vd
=13.10
-7
.n
ct
.p
3
.m
+)với n
ct
=42,04 số vòng quay của trục công tác , trục 4
→F
vd
=13.10
-7
.42,1.31,75
3
.1 = 1,75
1.262
10.1,2).75,11.27,3227.(23,0
.47,0
5
2
+
=
H
σ

=362,62 MPa
Vật liệu và nhieetj luyện của đĩa xích 2 tương tự của đĩa xích 1
g)Xác định lực tác dụng lên trục
Có : F
r
= k
x
.F
t
+) k
x
hệ số kể đến trọng lượng xích
: k
x
=1,15(bộ truyền nằm ngang)
→F
r
= 1,15.3227,27 =3711,36N
II)THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
II)THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG:
2.1)Bộ truyền bánh răng cấp nhanh
1)Chọn vật liệu :theo bảng 6.1(hd)
-) Ta chọn vật liệu nhóm I có độ rắn HB<350:cụ thể tra bảng
6.1(hd) ta chọn
+)Baánhrăng nhỏ: thép 45 tôi cải thiện, đạt độ rắn HB = 241÷285
Có:
MPa
b
850
1

=
σ
,
MPa
ch
580
1
=
σ
, chọn HB
1
=250
+) Bánh răng lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn:192÷240, có:
MPa
b
750
2
=
σ
,
MPa
ch
450
2
=
σ
, chọn HB
2
=230
2)T ính ứng suất cho phép :

tra bảng 6.2(hd) ta chọn
Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở :
limH
o
σ
=
2HB+70
Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc S
H
= 1,1
Ứng suất ýôn cho phép khi tính về uốn , ứng với số chu kì cơ sở:
0
limF
σ
=1,8.HB
Hệ số an toàn khi tinh về uốn S
F
=1,75
Vậy :
MPaHB
H
57070250.2702
1
0
1lim
=+=+=
σ

MPaHB
H

53070230.2702
2
0
2lim
=+=+=
σ

MPaHB
MPaHB
F
F
414230.8,1.8,1
450250.8,18,1
22lim
11lim
===
===
σ
σ
Ứng suât tiếp xúc cho phép: [
σ
]
Ứng suất tiếp xúc cho phép được tính theo công thức:
[ ]
HLXHVR
H
H
H
KKZZ
S

0
lim
σ
σ
=
Tính sơ bộ lấy: Z
R
.Z
V
.K
XH
= 1
Bộ truyền quay 1 chiều và tải trọng đặt 1 phía nên hệ số xét đến
ảnh hưởng đặt tải : K
FC
=1
+)K
HL
hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạnh phuụcvụ và
chế độ tải trọng của bộ truyền:
K
HL
=
H
m
HE
HO
N
N

+) N
HO
là số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:
N
HO1
=30.H
HB
2,4
→N
HO1
=30.250
2,4
=1,7.10
7

→N
HO2
=30.230
2,4
=1,39.10
7
+) Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương:
N
HE
=60 .c.n.t
Σ
trong đó :
+)n: số vòng quay
+)t
Σ

tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét
+)c số lần ăn khớp trong 1 vòng quay: c=1
+) t
Σ
=
16352
3.5
7.24.4.365
=
giờ
→N
HE1
=60.1.282,86.16352 =27,759.10
7
→N
HE2
= 60.1.94,6.16352= 92,81.10
6
. Ta thấy N
HE
>N
HO
→K
HL
=1
+) Bánh nhỏ: [
1H
σ
] =
MPa

S
H
H
18,518
1,1
570
0
lim
==
σ
+)Bánh lớn: [
2H
σ
] =
MPa
S
H
H
81,481
1,1
530
0
lim
==
σ
Ta sử dụng bánh răng ngiêng có:
[ ]
[ ] [ ]
500
2

81,48118,518
2
21
H
=
+
=
+
=
HH
σσ
σ
<1,25.481,81=602,26
MPa(thỏa mãn)
+)Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:
[ ]
MPa
chH
1624580.8,2.8,2
1
max
===
σσ
b) Ứng suât uốn cho phép :
[ ]
F
σ

Ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức :
[ ]

F
SR
0
.lim
S
YYKKK
FLXFFCF
F
σ
σ
=
với : +)
0
limF
σ
Ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở
+)
0
1limF
σ
= 1,8.HB
1
=1,8.250 =450 MPa
+)
0
2limF
σ
= 1,8.HB
2
=1,8.230 =414 MPa

+)K
FC
hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải bằng 1
(bộ truyền quay 1 chiều)
+) số chu kì thay đổi ứng suất khi thử về uốn :
N
FO1
=N
FO2
=4.10
6
(mọi loại thép)
Vì bộ truyền chịu tải trọng tĩnh:N
FE
= N
HE
:
N
FE1
=N
HE1
=139,319.10
7
N
FE2
= N
HE2
=24,18.10
7
Ta thấy :N

FE
>N
FO
→Lấy N
FE
= N
Fo
→K
Fl
=1
+)Y
S
hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập chung ứng
suất :<
_)K
XF
hệ số xét đến kích thước bánh răng , ảnh hưởng đến độ bền
uốn
Trong bước tính toán sơ bộ lấy:Y
R
.Y
S
.K
XF
=1
Do vậy
[ ]
F
F
F

s
0
lim
σ
σ
=
→
[ ]






=== MPa
s
F
F
F
14,257
75,1
1.1.450
0
lim1
1
σ
σ

[ ]
MPa

S
F
F
F
57,236
75,1
1.1.414
0
lim2
2
===
σ
σ
Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:vìHB=241÷285<350 nên:
[ ]
MPa
chF
464580.8,0.8,0
max
1
===
σσ
3)Tính sơ bộ khoảng cách trục:
a)khoảng cách trục được xác định theo công thức:
a
w
=K
α
.(u+1).
[ ]

3
2
1

.
baH
H
u
KT
Ψ
σ
β
Trong đó +)K
α
hệ số vật lieu của ặpp bánh răng:Ta có+)T
1
mô
men xoắn trên trục chủ động:trục I
+)
[ ]
H
σ
=500 MPa ứng suất tiếp xúc cho phép
+)u tỉ số truyền của bộ truyền
+)K
β
H
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng khi tính về tiếp xúc
+) Tra bảng 6.6(hd)chọn

ba
Ψ
=0,3
+) Tra bảng 6.5(hd)chọn K
α
=43 (MPa
1/3
)
+)Với hệ số:
bd
Ψ
=0,53
07,1)176,5.(53,0.3,0)1( =+=+Ψ u
ba
Tra bảng(hd), chọn
17,1=
β
H
K
(sơ đồ3)
Vậy a
w
=43.(5,76+1).
=
3
2
3,0.76,5.500
17,1.6,25892
119,86:chọn bằng 120mm
b)Xác định các thông số ăn khớp :

-) Mô đun :m=(0,01÷0,02)a
w
=(1,2÷2,4)
Tra bảng 6.8(hd)ta chọn mô đun pháp m=.1,25
-Chiều rộng vành răng:b
mma
baww
363,0.120. ==Ψ=
Chọn b
mm
w
36
2
=
và để đảm bảo chất lượng ăn khớp ta chọn b
1w
=40mm>b
2w
-)Xác định số răng Z
1
, Z
2
, chọn sơ bộ
9848,0cos10
0
=→=
ββ
+) số răng bánh nhỏ: Z
1=
97,27

)176,5.(25,1
9848,0.120.2
)1.(
cos 2
=
+
=
+um
a
w
β
, chọn
Z
1
=
27răng
+) số răng bánh lớn:Z
2
= u.Z
1
=5,76.27=155,2 chọn Z
2
=155răng
→tỉ số truyền thực:u
t
=
74,5
27
155
1

2
==
Z
Z
Với Z
1
=27 ta dung dịch chỉnh góc với:x
1
= x
2
=0,5
Theo bảng 6.10B ta tra được k
y
=0,21
03822,0
1000
.
==∆
ty
Zk
y
Góc ngiêng :
β
: cos
β
=
w
a
ZZm
.2

)(
21
+
=
947,0
120.2
)15527(25,1
=
+
→18,57thuộc
khoảng:8÷20
0
(với cặp bánh răng trụ răng ngiêng)
4)Kiểm ngiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn
điều kiện :

2
1

)1.( 2

ww
H
HmH
dub
uKT
ZZZ
+
=

ε
σ
[ ]
H
σ
≤
Trong đó :
+)Z
m
:hệ số kể đến cơ tính của vật liệu , của các bánh răng ăn khớp
, tra bảng 6.5(hd) được: Z
m
=274 (MPa
1/3)
+)Z
H
hệ số kể đến hình dạng tiếp xúc :
+)
b
β
góc ngiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở:
Z
H
=
tw
b
α
β
2sin
cos2

+) tg
βαβ
tg
tb
.cos=
, đối với bánh răng ngiêng không dịch chỉnh:
ttw
αα
=
=arctg(tg
α
/cos
β
)=27,03
cos
t
α
=0,91932→tg
b
β
=cos
βα
tg
t
.
=0,91932.tg18,57=0,933
→
b
β
=17,4.Vậy Z

H
=
64,1
03,27.2sin
57,18cos.2
=
+)Z
ε
hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:
Ta có :
β
ε
=
12,1
14,3.25,1
57,18sin.36
sin.
==
π
β
m
b
w
>1→Z
ε
=
α
ε
1
+)

β
ε
hệ số trùng khớp dọc:
6,1cos )
96
1
32
1
(2,388,1
=






+−=
βε
α
→Z
ε
=
79,0
6,1
1
=
+)K
H
hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :K
H

=K
H
β
.K
H
α
.K
HV
TRONG ĐÓ: K
H
β
=1,06, tra bảng 6.7(hd) ưứngvới sơ đồ 3
K
H
α
hệ số kể đến sưựphân bố không đều tải trọng cho các đôi
răng
+) vận tốc vòng của bánh răng:v=
60000

1
nd
w
π
+) d
1w
đường kính vòng lăn bánh nhỏ(bánh chủ động)

=
+

=
+
=
176,5
120.25,1
1
.25,1
1
u
a
d
w
w
34,4mm
⇒
v=
sm /55,2
60000
1420.4,34.14,3
=
<4m/s. tra bảng 6.13(hd) chọn cấp
chính xác 9
+) tra bảng 6.14(hd)ta được K
α
H
=1,13
Tra bảng:p2.3(hd)ta chọn K
HV
=1,03
→

K
H
=1,15.1,16.1,03=1,37
vậy
.274
=
H
σ
1,73.0,77.
MPa3,461
4,34.76,5.36
)176,5.(36,1.6,25892.2
2
=
+
Xác địng chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:

[ ] [ ]
XHRv
cx
H
KZZ
σσ
=
Trong đó
[ ]
MPa500
=
σ
,;- Với v=2,55<5m/s , lấy Z

v
=1
Đường kính vòng đỉnh d
a
<700→lấy K
XH
=1
Với cấp chính xác động học là 9 , chọn cấp chính xác về mức tiếp
xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám R
a
=2,5÷1,5
µ
m, lấy
Z
R
=0,95

[ ]
MPa
cx
H
4751.95,0.1.500
==⇒
σ
.Như vậy:
[ ] [ ]
cx
HH
σσ


Ta có độ chênh lệch giữa
H
σ
và
[ ]
cx
H
σ
:
Có:
[ ]
%5%88,2100.
475
3,461475
<=
−
=
−
H
HH
σ
σσ
Như vậybộ truyền
thỏa mãn điều kiện bền về tiếp xúc và vật liệu chế tạo bánh răng
dược tiết kiệm tối ưu
d)Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
-)để đảm bảo độ bền uốn cho răng , ứng suất sinh ra tại chân răng
không được vượt quá một giá trị cho phép :
][
.

][

2
2
F1
F21
2
1
1
1.1
1
F
F
F
F
ww
FF
F
Y
Y
mdb
YYYKT
σ
σ
σ
σσ
βε
≤=
≤=
Trong đó T

1
mô men xoắn trên bánh chủ động Nmm
M: mô đun pháp mm
bw
:
chiều rộng vành răng
: dw
1
: đường kính vòng lăn bánh chủ động mm (dw

=
34,4mm)
Y
ε
=
α
ε
1
: là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng với
α
ε
là hệ số
trùng khớp ngang

625,0
6,1
1
==
ε
Y

:
140
1
β
β
−=Y
hệ số kể đến độ ngiêng của răng :
535,0
140
57,18
1 =−=
β
Y
,
F1
Y
và aY
F2
hệ số dạnh răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số
răng tương đương và hệ số dịch chỉnh
+)số răng tương đương :Z
v1
=
7,31
57,18cos
27
cos
33
1
==

β
Z
tương tự ta có :
Z
v2
=
57,18cos
155
3
=181,96
Vì dùng răng dịch chỉnh với hệ số dịch chỉnh : x=0,5
Tra bảng 6.18 (hd) ta có:
,
F1
Y
=3,4, Y
F2
=3,52
K
F
hệ số tải trọng khi tính về uốn: K
F
=K
F
β

. K
F
α
. K

Fv
tra bảng
6.10(hd)
: K
F
α
= 1,4 (v<5m/s)
K
F
β
=1,32
K
Fv
là hệ số kể dến tải trọng động xúât hiện trong vùng ăn khớp
αβ
Hh
wwh
Fv
KKT
dbv
K
2

1
1
1
+=
Trong đó:v
H =
5

02,5
120
.86,2.73.06,0
0
==
u
a
vg
w
H
σ
→K
Fv
=1+
07,1
37,1.2,.1.6,25892.2
4,34.5,34.6
=
→Hệ số tải trọng khi tính về uốn: K
F
=1,.2.1,37.1,07 =2
Ứng suất sinh ra tại chân răng bánh chủ động
5,95
5,1.2,38.5,34
39,3.91,0.59,0.2.957,25932.2
1
==
F
σ
+)Ứng suất sinh ra tại chân răng bánh bị động

16,99
39,3
52,3.5,95
2
==
F
σ
*)xác định chính xác ứng suất ứng suất uốn cho phép
với m=1,25→Y
s
= 1,08-0,0695.ln1,25=1,06
Y
R
=1, phụ thuộc vào độ nhám
K
XF
=1 vì d
a
<400 Vậy:
[
56,27206,1.1.14,257 ].[]
11
===
XFysRF
cx
F
KYY
σσ
>
1F

σ
[
2F
σ
]
cx
= [
2F
σ
].Y
R
.Y
s
.K
XF
=236,57.1.1,06.1=250,76>
2F
σ
Vậy điều kiện bền uốn đã được thỏa mãn
2.1.b)Kiểm ngiệm răng về quá tải
Khi làm việc răng có thể bị quá tải(lúc mở , hãm máy) với hệ số
quá tải :
K
qt
= 1,5
+) ứng suất tiếp xúc cực đại :
48,5755,1.88,469.
max
===
qtHH

K
σσ
<[
H
σ
]
max
=1624 →thỏa mãn điều
kiện tránh biến dạng dư hoặc gãy giòn lớp bề mặt.
Để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng,
ứng suất uốn cực đại
maxF
σ
phải thỏa mãn điều kiện :
≤=
qtF
k.
1F1max
σσ
[
F
σ
]
max
=109,87.1,5 =164,8 <464 MPa
≤=
qtF
k.
2F1max
σσ

[
F
σ
]
max
=101,41.1,5 =152,11 <464 MPa
Vậy đã thỏa mãn điều kiện phòng biến dạnh dư hoặc phá hủy mặt
lượn chân răng
Qua phần tính toán ,kết hợp với các công thức tính trong bảng 6.11
(hd) ta có :
+) Khoảng cách trục : a
w
=120 mm
+)chiều rộng vành răng : b
1w
=40 mm, b
2w
=34 mm
+) góc prôfin gốc
α
= 20
0

+)Góc ngiêng răng :
0
57,18=
β
+)Góc frôfin răng:
4,20)cos/( ==
βαα

tgarctg
t
+) Hệ số trùng khớp ngang
68,1=
α
ε
+) Hệ số trùng khớp dọ:
β
ε
=1,51
+) đường kính vòng chia: d
1
=
mm
Zm
6,35
57,18cos
27
.25,1
cos
.
1
==
β
: d
2
= m
mm
Z
4,204

cos
2
=
β
+)Đường kính vòng lăn:
5,206
15527
4,204.96,0.2
4,204
366,35.
15527
96,0.2
6,35
2
1
=
+
+=
=
+
+=
w
w
d
mmd
Đường kính đỉnh răng:d
a1
=35,6+2(1+0,5-0,038).1,25=39,25mm
d
a2

=204,4+2(1+0,5-0,038).1,25=208,05mm
Đường kính đáy răng:d
f1
==35,6-(2,5-2.0,5).1,25=33,725mm
D
f2
=204,4-(2,5 2.0,5)1,25=202525mm
2.2)BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM:
1)Chọn vật liệu :
-) Ta chọn vật liệu nhóm I có độ rắn HB<350:cụ thể tra bảng
6.1(hd) ta chọn
Bánh nhỏ : thép 45 tôi cải thiện
+)Giới hạn bền
b
σ
=750MPa, giới hạn chảy
ch
σ
= 450MPa độ
cứngHB =200
Bánh lớn: thép 45 thường hóa giới hạn chảy
ch
σ
= 340MPa độ
cứngHB =180, Giới hạn bền
b
σ
=600MPa
2)T ính ứng suất cho phép :
a) Ứng suât tiếp xúc cho phép: [

σ
]
tra bảng 6.2(hd) ta chọn
Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở :
limH
o
σ
=
2HB+70
Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc S
H
= 1,1
Ứng suất ýôn cho phép khi tính về uốn , ứng với số chu kì cơ sở:
0
limF
σ
=1,8.HB
Hệ số an toàn khi tinh về uốn S
F
=1,75
Chọn độ rắn bánh răng nhỏ :HB
1
= 275
Chọn độ rắn bánh răng lớn HB
2
= 260
Vậy :
MPaHB
H
62070275.2702

1
0
1lim
=+=+=
σ

MPaHB
H
59070260.2702
2
0
2lim
=+=+=
σ
Bộ truyền quay 1 chiều và tải trọng đặt 1 phía nên hệ số xét đến
ảnh hưởng đặt tải : K
FC
=1
+) số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:
N
HO1
=30.H
HB
2,4
→N
HO1
=30.275
2,4
=2,145.10
7

→N
HO2
=30.260
2,4
=1,875.10
7
+) Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương:
N
HE
=60 .c.n.t
Σ
trong đó :
+)n: số vòng quay
+)t
Σ
tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét
+)c số lần ăn khớp trong 1 vòng quay: c=1
+) t
Σ
=
16352
3.5
7.24.4.365
=
giờ
→N
HE1
=60.1.282,86.16352 =27,759.10
7

→n
he2
= 60.1.94,6.16352= 92,81.10
6
. Ta thấy N
HE
>N
HO
→K
HL
=1
+)Ứng suât uốn cho phép: [
H
σ
] =
HLXHVR
o
H
KKZZ
S
H
lim
σ
Tính sơ bộ lấy: Z
R
.Z
V
.K
XH
= 1

+) Bánh nhỏ: [
1H
σ
] =
MPa
S
H
H
64,563
1,1
620
0
lim
==
σ
+)Bánh lớn: [
2H
σ
] =
MPa
S
H
H
36,536
1,1
590
0
lim
==
σ

Ta sử dụng bánh răng ngiêng có:
[ ]
[ ] [ ]
550
2
36,53664,563
2
21
H
=
+
=
+
=
HH
σσ
σ
<1,25.536,36=670,45
MPa(thỏa mãn)
+)Ứng sut tiếp xúc cho phép khi quá tải:
[ ]
MPa
chH
1260450.8,2.8,2
1
max
1
===
σσ
[ ]

MPa
chH
952340.8,2.8,2
2
max
2
===
σσ
b) Ứng suât uốn cho phép :
[ ]
F
σ

Ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức :
[ ]
F
SR
0
.lim
S
YYKKK
FLXFFCF
F
σ
σ
=
với : +)
0
limF
σ

Ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở
+)
0
1limF
σ
= 1,8.HB
1
=1,8.200 =360 MPa
+)
0
2limF
σ
= 1,8.HB
2
=1,8.180 =324 MPa
+)K
FC
hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải bằng 1
(bộ truyền quay 1 chiều)
+) số chu kì thay đổi ứng suất khi thử về uốn :
N
FO1
=N
FO2
=4.10
6
(mọi loại thép)
Vì bộ truyền chịu tải trọng tĩnh:N
FE
= N

HE
:
N
FE1
=N
HE1
=27,7519.10
7
N
FE2
= N
HE2
=92,813.10
6
Ta thấy :N
FE
>N
FO
→Lấy N
FE
= N
Fo
→K
Fl
=1
+)Y
S
hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập chung ứng
suất :
_)K

XF
hệ số xét đến kích thước bánh răng , ảnh hưởng đến độ bền
uốn
Trong bước tính toán sơ bộ lấy:Y
R
.Y
S
.K
XF
=1
Do vậy
[ ]
F
F
F
s
0
lim
σ
σ
=
→
[ ]






=== MPa

s
F
F
F
714,205
75,1
.360
0
lim1
1
σ
σ

[ ]
MPa
S
F
F
F
143,185
75,1
324
0
lim2
2
===
σ
σ
Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
[ ]

[ ]
MPa
MPa
chF
chF
272340.8,0.8,0
360450.8,0.8,0
2
max
2
max
1
===
===
σσ
σσ
3)Tính sơ bộ khoảng cách trục:
a)khoảng cách trục được xác định theo công thức:
a
w
=K
α
.(u+1).
[ ]
baH
H
u
KT
Ψ
.

2
1
σ
β
Trong đó +)K
α
hệ số vật liu của ặpp bánh răng:
+)T
1
mô men xoắn trên trục chủ động:trục II
+)
[ ]
H
σ
ứng suất tiếp xúc cho phép
+)u tỉ số truyền của bộ truyền
+)K
β
H
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng khi tính về tiếp xúc