Đồ án chi tiết máy - Động cơ điện potx

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC
1

PHẦN I
: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI
TỈ SỐ TRUYỀN

CHƯƠNGI:
CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN

- Để chọn động cơ cho bộ truyền trước hết ta phải tính công suất cần thiết
Ta có công thức: N
ct
=
η
N

Trong đó:
N
ct
:

Công suất cần thiết
N: Công suất trục của tải
η: hiệu suất chung
- Hiệu suất chung được tính theo công thức:
η = η
nt
x η
3

BR
x η
x
x

η
4
ổ

Trong đó:
η
nt
: hiệu suất khớp nối
η
br
: hiệu suất bộ truyền bánh răng
η
x
: hiệu suất bộ truyền xích
η
ổ
: hiệu suất 1 cặp ổ lăn
- Theo bảng (2-1) trang 27 sách TKCTM
Chọn:
η
nt
= 1
η
br
= 0,98

η
x
= 0,92
η
ổ
= 0,994
- Vậy hiệu suất chung là:
η = 1 x 0,98
3
x 0,92 x 0,994
4
=0,845
+ Công suất cần thiết:
N
ct
=
η
N
=
3, 3
0,845
= 3,9 (Kw)
-
Theo bảng 2P trang 322 sách TKCTM ta chọn động cơ che kín có quạt gió loại A02 (AOπ
2) kiểu A02-41-4 có công suất động cơ N
đc
= 4 Kw và số vòng quayN
đc=
1450 v/phút.
-

Hiệu suất 86%.


CHƯƠNGII: PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
I. Tính tỉ số truyền chung:

Ta có: i
c
=
dc
n
n

Trong đó: n
đc
= 1450 v/p số vòng quay động cơ
n = 50 v/p số vòng quay của trục công tác
Vậy i
c
=
n
n
dc
=
1450
50
= 29
Với i
c
= i

h
x i
x



Trong đó:
i
h
: tỉ số truyền của các bộ truyền bánh răng trong hộp
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC
2

i
x
: tỉ số truyền của bộ truyền xích
- Theo bảng 2-2 trang 32 sách TKCTM ta chọn
i
x
= 3
i
h
= i
nh
x i
ch

I
h

=
x
c
i
i
=
29
3
=9,66
- Để tạo điều kiện bôi trơn các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc bằng phương pháp ngâm
dầu nên ta chọn
i
nh
= (1,2 ÷1,3).i
ch
⇒ I
h
= 1,2 x i
2
ch

⇒ i
ch
=
9,66
1, 2 1.2
b
i
=
= 2,84

⇒ I
nh
=
b
ch
i
i
=
9,66
2,84
= 3,41
+ Kiểm tra: i
c
= i
nh
x i
ch
x i
x
= 3 x 2.3,41 x 2,842 = 29,05
II.Tính tốc độ, công suất, và momen xoắn của các trục
* Trục I:
n
1
=n
đc
=1450 (v/p)
N
1
= N

dc
x
η
nt
x η
ổ
=3.88 x 0.994 x 1 =3.88 (kw)
* Trục II: n
2
=
1450
425,2
3, 41
dc
nh
n
i
==
(v/p)
N
2
= N
1
x η
ổ
x η
br
= 3,88 x 0,994 x 0,98= 3,78 (KW)
* Trục III
n

3
=
2
425,2
149,7
2,84
ch
n
i
==
(v/p)
N
3
= N
2
x η
ổ
x η
br
2


= 3,78 x 0.994 x 0,98
2
= 3,61 (KW)
* Trục IV: n
4
=
3
149,7

49,9
3
x
n
i
==
(v/p)
N
4
= N
3
x η
ổ
x η
x
= 3,61x 0,994 x 0,92 = 3,3(KW)
Bảng hệ thống số liệu tính được:



ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC
3



Trục Động cơ I II III IV
i i
nt
= 1 i

nh
=3,41 i
ch
=2,84 i
x
=3
n (v/p) 1450 1450 425,2 149.7 49,9
N (KW) 3,9 3,88 3,78 3,61 3,3
M
x
25686,2 25554,5 84898,9 230297,3 631563,1


Phần 2:
THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
CHƯƠNG I: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH
I.Thiết kế bộ truyền xích
¾
Với công suất N
3
= 3,61( KW)
¾ Vận tốc quay trục động cơ n
1
= 1450 (v/p)
¾ Tỉ số truyền của xích i
x
= 3
¾ Số vòng quay trục dẫn đến trục xích n
2
= 425,2(v/p)

II. Chọn loại xích
Chọn ống xích con lăn vì giá thành rẻ hơn và thông dụng hơn, và bộ truyền không yêu cầu
làm việc êm.
* Ta có tỉ số truyền xích i
x
= 3
Theo bảng (6-3) trang 105 sách TKCTM chọn số răng đĩa dẫn z
1
= 24
-Số răng đĩa dẫn z
2
được tính theo công thức (6-5) trang 105
z
2
= i.z
1
=3 x 24 = 72 răng
III. Tính bước xích t
- Sử dụng công thức (6-6) trang 105
K= K
đ
. K
A
. K
O
. K
đc
. K
b
. K

C
+Trong đó:
K
đ
=1 tải trọng êm
K
A
= 1 hệ số xét đến chiều dài xích
Chọn A= (30
÷50).t
K
O
= 1 hệ số xét đến khả năng điều chỉnh lực

K
đc
= 1 hệ số xét đến khả năng điều chỉnh trục.
K
b
= 1,5 hệ số xét đếnđiều kiện bôi trơn chọn bôi trơn định kì.
K
C
= 1,25 hệ số xét đến chế độ làm việc bộ truyền làm việc 2 ca.
Vậy K = 1 x 1 x 1 x 1 x 1.5 x 1.25 = 1,875
* Xác định công thức tính tốn bộ truyền xích theo công thức (6-7) trang 106
N
t
= K

. K

Z
. K
n
. N
+ Trong đó:
K
Z
:hệ số răng đĩa dẫn
K
n
:hệ số vòng quay đĩa dẫn
N: công suất danh nghĩa
Z
01
: số răng đĩa dẫn cơ sở Z
01
=25
n
01
= số vòng quay đĩa dẫn bộ truyền cơ sở theo bảng (6-4). Chọn n
01
= 200
K
Z
=
01
1
25
1
25

Z
Z
==

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC
4

K
Z
=
01
3
400
2.35
169.7
n
n
==

Vậy N
t
= K

x K
Z
x K
n
x N
3

=2.0625 x 1 x 2.35 x 3.1 = 15 KW
* Theo bảng (6-4) trang 106 sách TKCTM với n
01
=200 v/p
Để giảm tải trọng va đập chọn xích ống con lăn 2 dãy có bước xích
t = 19,05
Diện tích bản lề F = 105,8 (mm
2
)
* Theo bảng (6-1) trang 103 sách TKCTM tìm được kích thước chủ yếu của xích
- Tải trọng phá hỏng: Q = 25000 N
- Khối lượng 1 m xích q = 1,25 Kg
- Theo bảng (6-5) trang 107. Số vòng quay giới hạn của đĩa dẫn có thể
n
gh
= 1500 v/p mà n
1
=149.7
vậy thảo điều hiện n
1
< n
gh

IV. Định khoảng cách trục A và số mắc xích x
Số mắc xích được tính theo công thức:
Chọn sơ bộ A = 40.t = 40 x 25.4 = 1016 mm
Tính số mắc xích theo công thức (6-4) trang 102
X =
2

12 21
2
()
22
ZZ ZZ
A
t
tA
π
+−
++

=
2
25 80 2 1016 80 25 25.4
133,38
2 25.4 2 3,14 1016
+× −
⎛⎞
++ ×=
⎜⎟
×
⎝⎠
mắt
Chọn số mắc xích là: X = 134
Kiểm nghiệm số lần va đập trong một giây theo công thức (6-16)
u=
]u[
X
Zn

L
V.
≤
×
×
=
15
4
13

=
24 149.7
1, 79
15 134
×
=
×

Z
1
: số răng đĩa dẫn
n
3
: số vòng quay trong 1 phút của đĩa dẫn
Theo (6-7) số lần va đập cho phép trong một giây [u] = 35 cho nên điều kiện u
≤ [u] được thỗ
* Tính chính xác khoảng cách trục A theo số mắc xích theo công thức (6-3)
A =
⎥
⎥

⎦
⎤
⎢
⎢
⎣
⎡
⎟
⎠
⎞
⎜
⎝
⎛
π
−
−
⎟
⎠
⎞
⎜
⎝
⎛
+
−+
+
−
2
12
2
2121
2

8
224
ZZZZ
X
ZZ
X
t

=
22
19,05 2472 2472 7224
134 134 8
4 2 2 2 3.14
⎡
⎤
++−
⎛⎞⎛⎞
⎢
⎥
−+− −
⎜⎟⎜⎟
×
⎢
⎥
⎝⎠⎝⎠
⎣
⎦
= 806 mm
* Để đảm bảo độ võng bình thường giảm khoảng cách trục một khoảng:
ΔA = 0,003A ≈ 2,42 mm

V. Tính đường kính vòng chia trên đĩa xích theo bảng (6-1)
đĩa dẫn: d
c1
=
1
0
180
Z
sin
t
=
0
19,05
146
180
sin
24
=
mm
đĩa bị dẫn: d
c2
=
0
19,05
437
180
sin
72
mm=

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC
5



VI. Tính lực tác dụng lên trục lắp đĩa xích theo công thức (6-17)

R ≈ K
t
x P =
31
7
106
ntZ
NK
t
××
×××

Trong đó:
K
t
: hệ số xét đến tác dụng của trọng lượng xích lên trục chọn K
t
= 1,15
R=
7
610 1,153,61
3639,4

24 19,05 149.7
×× ×
=
××
N
VII. Tính chiều dài xích
L = X × t = 134 x 19,05 = 2552,7 mm


CHƯƠNG II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

I. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng của cấp nhanh trong hộp giảm tốc theo số
liệu sau:

- Số vòng quay trong 1 phút của trục dẫn n
1
=1450 v/p, bộ truyền quay 1 chiều.
- Yêu cầu làm việc trong 5 năm.
- Mỗi năm 300 ngày làm việc
- Mỗi ngày 2 ca
- Tải trọng tĩnh
1. Chọn vật liệu làm bánh răng
.
a) Bánh răng nhỏ: Theo bảng (3-6) ta chọn thép 45 thường hố
Giả sử đường kính phôi dưới 100 mm
- Theo bảng (3-8)
- Giới hạn bền kéo
σ
bk
= 600 (N/mm

2
)
- Giới hạn chảy
σ
ch
= 300 (N/mm
2
)
- Độ cứng HB =190
- Dùng phôi rèn vì phôi rèn có cơ tính cao
b) Bánh lớn : chọn thép 35 thường hố
- Giả sử đường kính phôi từ 100
÷300 mm có:
- Giới hạn bền kéo
σ
bk
= 480 (N/mm
2
)
- Giới hạn chảy
σ
ch
= 240 (N/mm
2
)
- Độ cứng HB = 160
- Dùng phôi rèn vì phôi rèn có cơ tính cao

2. Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép.
a) Ứng suất tiếp xúc cho phép:

- Số chu kì làm việc tương đương của bánh lớn
N
2
=5 x 300 x2 x 6 x 60 x 425,2 = 459,216.10
3

- Số chu kì làm việc tương đương của bánh nhỏ
N
1
= i x N
2
= 3.41× 459,216.10
3
=1565,926.10
6
- Theo (3-9) ta có số chu kì cơ sở N
0
=10
7

- Vì N
1
và N
2
đều lớn hơn số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc và đường mỏi uốn nên
khi tính ứng suất cho phép của bánh nhỏ và bánh lớn lấy K
’’
N
= K
’

N
=1
- Ứng suất tiếp xúc của bánh nhỏ
[
σ]
tx1
= [σ]
Notx
× K
’
N

[
σ]
Notx
: ứng suất mỏi tiếp xúc cho phép khi bánh răng làm việc lâu dài
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC
6

- Theo bảng (3-9) chọn [
σ]
Notx
= 2,6
- Ưùng suất tiếp xúc cho phép đối với bánh nhỏ
[
σ]
tx1
= 2,6 × HB × K
’

N
= 2,6 × 190 = 494 (N/mm
2
)
- Ưùng suất tiếp xúc cho phép đối với bánh lớn
[
σ]
tx2
= 2,6 × HB × K
’’
N
= 2,6 × 160 = 416 (N/mm
2
)
b)
Ứng suất uốn cho phép:
Vì N > N
o
ta chọn K
’’
N
= K
’
N
=1
- Vì bánh răng quay một chiều nên ta có: [
σ]
u
=
σ

−
σ
×
×σ×÷
=
×
×σ
Kn
K),,(
kn
K
''
N
''
No
1
6141

- Trong đó σ
o
và σ
-1
: giới hạn mỏi uốn trong chu kì mạch động và trong chu kì đối xứng:

σ
-1
=(0,4÷0,45) × σ
bk

- Vì phôi là thép thường hố tôi cải thiện nên chọn hệ số n=1,5

k
σ
=1,8 hệ số tập trung ứng suất chân răng
Thép 45:
σ
-1
= 0,43 × 600 = 258 (N/mm
2
)
Thép 35:
σ
-1
= 0,43 × 480 = 206,4 (N/mm
2
)
+ Đối với bánh nhỏ: [
σ]
u1
=
1,5 258
143,3
1, 5 1, 8
×
=
×
(N/mm
2
)
+ Đối với bánh lớn: [
σ]

u2
=
1,5 206,4
114,7
1, 5 1, 8
×
=
×
(N/mm
2
)
3. Chọn sơ hệ số tải trọng K= 1.3
4. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng ψ
A
= 0,4
5.
Tính khoảng cách trục A.
- Theo bảng (3-10) bộ truỵền bánh răng trụ răng thẳng, ta có công thức:
A ≥ (i ± 1) ×
3
2
6
10051
n
NK
i][
,
Atx
×ψ
×

×
⎟
⎟
⎠
⎞
⎜
⎜
⎝
⎛
×σ
×

- Trong đo ù: i = 3,41 tỉ số truyền
n = 425,2 (V/P) : số vòng quay trong một phút của bánh răng bị dẫn
N = 3.78 KW: công suất
A ≥ (3,41 + 1) ×
2
6
3
1, 05 10 1, 3 3, 78
416 3.41 0,4 425,2
⎛⎞
××
×
⎜⎟
××
⎝⎠
= 116,9 mm
- Vậy lấy A = 124 mm
6. Tính vận tốc vòng của bánh răng và cấp chính xác để chế tạo bánh răng

V =
11 1
2 2 3,14 124 1450
4.26
60 1000 60 1000( 1) 60 1000(3.41 1)
dn An
i
π
π
×
××
== =
××+×+
m/s
- Với vận tốc này có thể chế tạo bánh răng theo cấp chính xác 8 bảng (3-11)
7. Định chính xác hệ số tải trọng Kvà khoảng cách trục A.

- Hệ số tải trọng K được tính theo công thức
K = K
tt
× K
đ

- Vì tải trọng không thay đổi và độ rắn của bánh răng HB < 350 nên chọn
K
tt
= 1: số tập trung tải trọng
- Đối với bánh răng trụ răng thẳng
B ≤

βsin
m,
n
52
với cấp chính xác 8 và vận tốc vòng V< 6 m/s tra bảng (3-13) ta chọn
K
đ
= 1.55: hệ số tải trọng động
⇒ K = 1 × 1,55 = 1,55
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC
7

Khoảng cách A điều chỉnh:
A
A
=
sơ bộ
3
1.55
1.3

=132 mm

8. Xác định mođun, bánh răng và chiều rộng bánh răng
:
+ Mođun: m = (0.01 ÷ 0,02)A
= (0.01
÷ 0,02) ×132 = 1,32 ÷ 2.64 mm
Lấy m = 2 mm

+ Số răng bánh nhỏ:
Z
1
= =
+
)i(m
A.
1
2
2 132
30
2 (3.41 1)
×
=
×+

+ Số răng bánh lớn :


Z
2
= Z
1
. i = 30× 3,41 = 102 răng

+ Chiều rộng bánh răng lớn:
b =
ψ
A
×A = 0,4×132 = 52 mm

9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:

-
theo bảng 3-16
σ
u
=
u
][
b.n.Z.Ym
N.K.,
σ≤
×
2
6
10119

Trong đó
m = 2 mm
y
1
= 0,451 hệ số dạng răng của bánh nhỏ
y
2
= 0,517 hệ số dạng răng của bánh lớn
n = 1450 V/p số vòng quay của bánh răng
-
ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ
σ
u1

=
6
2
2
19,1 10 1,55 3,78
27,4 /
0,451 2 30 1450 52
Nmm
×× ×
=
××× ×

σ
u1
< [σ ]
u1
- Ứng suất uốn tại chân răng bánh lớn:
σ
u2
=
0.451
27,4 23,9
0.517
x =

σ
u2 ≤
[σ

]

u2
10. Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền
Mođun m= 2 mm
Số răng Z
1
= 30, Z
2
=102
Góc ăn khớp
α = 20
0

Đường kính vòng chia
d1 = m.Z
1
= 2 × 30 = 60 mm
d2 = m.Z
2
= 2 × 102 =204 mm
-
Khoảng cách trục A
A =
204 60
132
2
mm
+
=

Chiều rộng bánh răng: b = 52 mm

* Đường kính vòng đỉnh răng
D
e1
= d
1
+ 2.m = 60 + 2×2 = 64 mm
D
e2
= d
2
+ 2.m = 204 + 2×2 = 208 mm
* Đường kính vòng chân răng:
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC
8

D
i1
= d
1
– 2,5.m = 60 - 2,5×2 = 55 mm
D
i2
= d
2 –
2,5.m = 204 – 2,5×2 = 199 mm
11. Tính lực tác dụng lên trục:

Lực vòng:
P

1
=

2 2 25554,5
851,8
60
Mx
N
d
×
==

Lực hướng tâm:
P
r1
= P
1
× tgα =851,8 × 0,364 = 310 N

II. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm (bộ truyềnư3 V)
1. Chọn vật liệu chế tạo bánh răng:
*Bánh nhỏ: theo bảng (3-6) trang 39 ta chọn thép 45 thường hố.
- Giả sử đường kính phôi (100
÷300) mm
- Giới hạn bền kéo
σ
bk
= 580 N/mm
2

- Giới hạn chảy
σ
ch
= 290 N/mm
2

- Độ cứng HB = 190
- Dùng phôi rèn
* Bánh lớn: ta chọn thép 35 thường hố.
Giả sử đường kính phôi (300
÷500) mm
- Giới hạn bền kéo
σ
bk
= 480 N/mm
2

- Giới hạn chảy
σ
ch
= 240 N/mm
2

- Độ cứng HB = 160
- Dùng phôi rèn
2. Định ứng suất cho phép:

a) Ưùng suất tiếp xúc cho phép:
Số chu kì làm việc của bánh lớn
N

2
= 5×300×2×6×60×149.7 = 161676.10
3

Số chu kì làm việc của bánh nhỏ
N
1
= N
2
×i
ch
=2,84×161676.10
3
= 459159,84.10
3

Theo bảng (Ư19) ta chọn số chu kì cơ sở N
0
= 10
7

- Vì N
1
và N
2
đều lớn hơn số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc và đường cong mỏi uốn
nên khi tính ứng suất của bánh nhỏ và bánh lớn lấy K
N
’’
= K

N
’
= 1
- Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ
[
σ]
tx1
= [σ]
Notx
× K
N

Trong đó:
[
σ]
Notx
ứng suất mỏi tiếp xúc cho khi bánh răng làm việc lâu dài
- Theo bảng (3-9) chọn [
σ]
Notx
= 2,6
- Ưùng suất tiếp xúc cho phép đối với bánh nhỏ:
[
σ]
tx
= 2,6×HB×K
N
’

= 2,6

×190×1=494 N/mm
2

- Ưùng suất tiếp xúc cho phép đối với bánh lớn:
[
σ]
tx
= 2,6×HB×K
N
’’

= 2,6
×160×1=416 N/mm
2

b) Ưùng suất ứng cho phép
- Ta có số chu kì cơ sở của đường cong mỏi uốn N
o
= 5.10
6

N
≥ N
o
ta chọn K
N
’’
= K
N
’

= 1
- Vì bánh răng quay một chiều ta có
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC
9

(
)
'
'
1
0
1, 4 1, 6
.
[]

N
N
u
K
K
nK nK
σσ
σ
σ
σ
−
÷×
==

- Trong đó
σ
-1
và σ
0
giới hạn mỏi uốn trong chu kì trong chu kì vận động và trong chu kì đối
xứng
σ
-1
≈ (0,4 ÷0,45). σ
bk*

- Vì phôi là thép thường hố tôi cải thiện nên chọn hệ số n = 1,5
- K
N
=1,8 hệ số tập trung ứng suất chân răng
- Thép 45
σ
-1
= 0,43 × 580=249,4 N/mm
2

- Thép 35
σ
-1
=0,43 × 480 = 206,4 N/mm
2

+ Đối với bánh nhỏ

2
1
1,5 249,4
[ ] 138,6 /
1, 5 1, 8
u
Nmm
σ
×
==
×

+ Đối với bánh lớn

2
2
1,5 206,4
[ ] 114,7 /
1, 5 1, 8
u
Nmm
σ
×
==
×

3. Chọn sơ bộ hệ số tải trọng k =1,3

4. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng

0,6
A
b
A
ψ
==

5. Tính khoảng cách trục A
.
- Theo bảng (3-10) bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng ta có công thức
3
2
6
10510
1
n
KN
i][
,
)i(A
'
A
tx
θψ
⎟
⎟
⎠
⎞
⎜
⎜

⎝
⎛
σ
×
±≥

- Trong đó:
i=2,84 tỉ số truyền của cặp bánh răng cấp chậm
n = 149.7 số vòng quay một phút của bánh răng bị dẫn
θ
’
= 1,25 hệ số phản ánh sự tăng năng tải
N = 3,61 KW công suất trục 2
- Vì bộ truyền có công suất tách đôi nên công thức khoảng cách trục, công suất phải chia cho
hai
- Ta có:
2
6
3
10,5 10 1,3 3,61
(2.84 1) 123,2
416 2,84 0,6 1,25 149.7
A
mm
x
⎛⎞
××
≥+ =
⎜⎟
××

⎝⎠

- Ta chọn A=125 mm
6. Tính vận tốc vòng và chọn cách chính xác chế tạo bánh răng.

11 1
2 2 3,14 125 425,2
1, 44 /
60 1000 60 1000( 1) 60 1000(2,84 1)
dAn An
vms
i
π
π
×
××
== = =
××+×+

Theo bảng (3-11) ta chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng là 9 .
7. Định chính xác hệ số tải trọng Kvà khoảng cách trục A.

- Hệ số tải trọng K được tính theo công thức
K = K
tt
× K
đ

- Vì tải trọng không thay đổi và độ rắn của bánh răng HB < 350 nên chọn
K

tt
= 1: số tập trung tải trọng
- Đối với bánh răng trụ răng nghiêng:
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC
10

b
≥
βsin
m,
n
52
với cấp chính xác 9 và vận tốc vòng V/p < 3 m/s tra bảng (3-14) ta chọn
K
đ
= 1,2: hệ số tải trọng động
⇒ K = 1 × 1,2 = 1,2
-
Vì hệ số K =1,2 không khàc nhiều so với k sơ bộ, nên khoảng cách trục A
-

-

Lấy A = 125 mm

8. Xác định mođun, số răng, góc nghiêng và chiều rộng bánh răng:

+ Mođun pháp: m
n

= (0.01 ÷ 0,02)A
= (0.01
÷ 0,02) ×125
= 1,25
÷ 2,5 mm
Lấy m
n
= 2 mm
Sơ bộ chọn góc nghiêng
β =
20
°
, cosβ = 0,94
Tổng số răng:Zt=Z
1
+Z
2
=
2125 cos
117
n
xx
m
β
=

+ Số răng bánh nhỏ:
Z
1
=

117
30
12,841
Zt
i
==
++
răng

Số răn g Z
1
thoả mãn điều kiện là lớn hơn trị số giới hạn cho trong bảng (3-15)
+ Số răng bánh lớn :


Z
2
= Z
1
. i = 30 × 2,84 = 85 răng
Tính chính xác góc nghiêng
cos
β=
12
()
(30 85)2
cos 0,92
2 2 125
n
ZZm

A
β
+
+
===
×

⇒ β = 23
0
+ Chiều rộng bánh răng :
b =
ϕ
A
×A = 0,6×125 = 75 mm
- Lấy b = 75 mm
-chiều rộng b thoả điều kiện:b>
812
σ
=
÷
=14,20
9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:

Theo bảng 3-16
σ
u
=
u
''
n

][
.b.n.Z.Ym
N.K.,
σ≤
θ
×
2
6
10119

- Trong đó
K= 1,3 hệ số tải trọng
N =3,61 công suất ,KW
- Tính số răng tương đương bánh nhỏ

1
3
30
39
(0,92 )
tñ
Z == răng
- Số răng tương đương bánh lớn
2
3
85
109
(0,92)
tñ
Z == răng

y
1
= 0,47 hệ số dạng răng của bánh nhỏ
y
2
= 0,517 hệ số dạng răng của bánh lớn
θ
”
= 1,5 hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải khi tính theo sức bền uốn của bánh răng nghiêng

- Ưùng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC
11

σ
u1
=
6
2
2
19,1 10 1,2 3,61
87,1 /
0,47 2 30 149,7 75 1,5
Nmm
×××
=
××× ××

σ

u1
= 87,1 < [σ ]
u1
= 138,6N/mm
2

- Ứng suất uốn tại chân răng bánh lớn:
σ
u2
=87,1 ×

2
0, 47
79,1 /
0,517
Nmm=

σ
u2 ≤
[σ

]
u2
10. Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền
- Mođun pháp m
n
= 2 mm
- Số răng Z
1
= 30, Z

2
=85
- Góc ăn khớp α
n
= 20
0
- Góc

nghiêng β = 23

- Đường kính vòng chia

1
1
230
65
cos 0,92
n
mZ
x
dmm
β
===

2
2
285
185
cos 0,92
n

mZ
dmm
β
×
===
- Khoảng cách trục A
A
125 mm=

- Chiều rộng bánh răng: b = 75 mm
- Đường kính vòng đỉnh răng
D
e1
= d
1
+ 2.m
n
= 65 + 2×2 = 69 mm
D
e2
= d
2
+ 2.m
n
= 185 + 2×2 = 189 mm
- Đường kính vòng chân răng:
D
i1
= d
1

– 2,5.m
n
= 65 - 2,5×2 = 60 mm
D
i2
= d
2 –
2,5.m
n
= 185 – 2,5×2 = 180 mm
11. Tính lực tác dụng lên trục:

- Lực vòng:
P
1
=

2 2 84898,8
2612
65
Mx
N
d
×
==

- Lực hướng tâm:
2612 0,363
1030
cos 0,92

n
r
Ptg
P
N
α
β
×
== =
- Lực dọc trục:
P
a
= P.tgβ = 2612×tg20
0
=1107 N



PHẦN 3 : THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN

CHƯƠNG I :THIẾT KẾ TRỤC

I . Tính sơ bộ

*chọn vật liệu thép 45 chọn

[
]
2
30 / , 120

x
NmmC
τ
==

I.theo công thức (7-2) trang 114 ta có :
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC
12

3
n
N
Cd ≥

Trong đó:
d:đuờng kính trục
n:số vòng quay 1 phút của trục
N: công suất
C:hệ số phụ thuộc ứng suất xoắn cho phép C=120
1. Đối với trục I

N= 3,88 kw
C= 120
n= 1450 v/ph
suy ra:

3
3,88
120 16,7

1450
dmm==

lấy d
1
=20 mm
2 . Đối với trục II

N= 3,78 kw
C= 120
n= 425,2 v/ph
suy ra:

3
3, 78
120 24,9
425,2
dmm==

lấy d
2
=25 mm
3 . Đối vớ trục III

N= 3,61 kw
C= 120
n= 149,7 v/ph
suy ra:

3

3, 61
120 34,7
149,7
dmm==

lấy d
3
= 35 mm
-để chuẩn bị cho bước tính gần đúng trong ba trị số d
1
,d
2
,d
3
ở trên ta có thể lấy trị số d
2

=25mm để chọn ổ bi cỡ trung bình tra bảng 14p ta có chiều rộng của B=17 mm
II. Tính gần đúng
-theo bảng 7-1 ta chọn bạng kích thước như sau
- khe hở giữa các bánh răng 10 mm
-
khe hở giữa các bánh răng và thành trong hộp là 10 mm
-
khoảng cách từ thành trong của hộp đến thành trong của ổ lăn là10 mm
-
chiều rộng của ổ lăn B=17 mm
-
khe hở giữa mặt bên bánh răng đến thành hộp lấy sơ bộ
•

812
σ
=
÷

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC
13


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC
14

x
z
y
n
P
r1
Pr2
Pr3
p
1
p
2
p
3
pa3
pa4

pa5
p6
pa6
Pr6
Pr5
p5
Pr4
p4
Rx


Thiết kế trục I
-Xác định phản lực ở 2 đầu gối đởi Avà B
momem xoắn M
x
=25554 N
lực vòng p
1
=851,8 N
lực hướng tâm p
r1
= 310 N
*Theo phương ngang
1
1
1
.( ) ( ) 0
425,9
2
851,8 425,9 425,9

xBx
Bx
Ax Bx
MA p a b R a b c d
p
RN
RpR N
Σ=− ++ +++=
⇒==
⇒=−= − =

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC
15

*Theo phương đứng

1
1
1
.( ) ( ) 0
155
2
310 155 155
yr By
r
By
Ay r By
MA p ab R abcd
p

RN
RpR N
Σ= +− +++=
⇒==
⇒=−=−=


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC
16

Qy
Qx
Muy
Mux
Mx
Rax
Rbx
1
p
r1
p
155N
155N
15810N
425,9N
425,9N
43441,8N
25554N
+

-
-
+
1

*Tính momem uốn tại thiết diện nguy hiểm

22
(1 1)
22
15810 43441,8 46229,2
uuyux
MMM
Nmm
−
=+=
+=


*Tính đuờng kính trục tại thiết diện nguy hiểm 1-1
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC
17


3
4
0,1(1 )[ ]
td
M

d
β
σ
≥
−

theo công thức 7-4 ta có

2
22
0,75
46229,2 0,75(25554)
51253,2
td u x
MM M
Nmm
=+
=+
=

Vì trục làm đặc nên ta có
0
1
0
==β
d
d

-Vì vật liệu là thép 45 theo bảng 7-2 ta có
1

600 /
260
b
Nmm
σ
σ
−
≥
≥

3
3
51253,2
21,7
0,1.50 0,1.50
td
M
dmm⇒≥ = =

-vì trên trục có rănh then nên ta lấy thiết diện 1-1là d =25 mm
2.thiết kế trục II

-Các lực tác dụng lên bánh răng 2
-Lực vòng p
2
=851,8N
-lLïc hướng tâm p
r2
= 310N
*Các lực tác dụng tác dụng lên bánh răng 3và 4

-Lực vòng p
3
=p
4
=
2612
1306
2
=
N

-Lực hướng tâm p
r3
= p
r4
=
1030
515
2
=
N

-Lực dọc trục p
a3
= p
a4
=
1107
553,5

2
=
N


+Momen xoắn trên trục II
M
x
= 42445 Nmm
* Tính sức bền trục
* Xác định phản lực
*theo phương ngang
324
23
. ( )().( )0
851,8
1306 1731,9
2
2 1731,9
xdx
dx
cx dx
Mc paRabcd pab pabc
RN
Rp pR N
Σ= − ++++ ++ ++=
⇒= + =
⇒=+ −=

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC
18

*theo phương đứng
32 4
32
.()( )( )0
310
515 360
2
2 360
yr r r dy
dy
cy r r dy
Mc pap ab p abc R abcd
RN
RppR N
Σ= − ++ ++− +++=
⇒=− +=
⇒= −−=

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC
19

Rcy
Rcx
P3
Rdx
Pa3
Pr3
P3
Pr3
Pa3
Pr2
P2
I
I
II
II
155N
Rdy
155N
360N
360N

17010N
34998,75N
26512,5N
34998,75N
1731,9N
425,9N
425,9N
1731,9N
81832,2N
105150,2N
81842,2N
42445N
42445N
+
+
+
+
-
-
-
-
X
M
M
UX
M
UY
Y
Q
X

Q
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC
20


*Tính momem uốn tại các thiết diện nguy hiểm
-Tại Tiết diện I-I

22 2 2
34998,75 81832, 2 89002,3
I I UY UX
M
MM Nmm
−
=+= + =

-Tại Tiết diện II-II

22 2 2
26512,5 105150,2 108441,1
II II UY UX
M
MM Nmm
−
=+= + =


*Tính đuờng kính trục:
-Tại Tiết diên I-I ta có

()
3
22 2 2
0,1.[ ]
0,75 89002,3 0,75.(42445)
96294,3
td I I
II
ux
M
d
Mtd M M
Nmm
σ
−
−
≥
=+ = +
=

+Tra bảng 7-2 với vật liệu thép 45 ta có
2
2
3
[ ] 600
50 /
96294,3
26,8
0,1.50
b

II
Nmm
Nmm
dmm
σ
σ
−
=
=
⇒≥ =

vì trục có rãnh then nên ta lấy
d
I-I
= 30 mm để đảm bảo bền
*Tại thiết diện II-II

22
3
108441,1 0,75.(42445) 114501,7
114501,7
28,4
0,1.50
td
II II
M
Nmm
dmm
−
=+ =

==
-Vì trên trục có rẵnh then để đảm bảo bền ta chọn d
II-II
= 35 mm

3.thiết kế trục III

*Các lực tác dụng tác dụng lên bánh răng 4và 5
-Lực vòng p
5
=p
6
= 1306 N
-Lực hướng tâm p
r5
= p
r6
= 515N
-Lực dọc trục p
a5
= p
a6
=553,5 N
* Tính xích:
-số dãy: 2 ; bước xích :t=19,05 . ta suy ra c=12,7
-chiều rộng răng đĩa xích : b=0,9c – 0,15 =11,28 mm
- R
X
= 2x1984,9 = 3639,4N
- bề rộng vành B = c+b =12,7+11,28=23,98 mm . chọn B =24mm

- khoảng cách từ nắp ổ đến mặt cạnh của xích : l=16 mm
- khoảng cách từ ổ đến xích : l=46,16 mm

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC
21

R Ey
P 5
R Ex
R Fy
R Fx
R X
Pr5
Pr6
P 6
M uy
M Ux
M x
I
I
II
II
Pa5
Pa6
Q
x
y
Q
-

+
+
-
-
823,9
1338,9
3639
14595,5
125568,8
168075,5
1306
1306
61708,5
129294
258588
-
308,9
35351,7
104812,55
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC
22


*Tính sức bền trục
*Xác định phản lực
*Theo phương ngang
56
5
(2 ) ( ) 0

1306
1306
xFx
Fx
Ex
Me paR abc pabc
Rp N
RN
Σ=−+ ++− ++=
⇒==
⇒=

*Theo phương đứng

(
)
56
5
.( )2 46,16(2 )0
4977,9
2 308,5
yr r x Fy
Fy
Ey r x Fy
ME pap abc R abc R abc
RN
RpRR N
Σ=−− ++− +++ + ++=
⇒=
⇒=− −+=

*Tính momem uoná tại các thiết diện nguy hiểm
-Tại thiết diện (I-I)

22 2 2
()
35351,75 61708,5 71117,4
UI I UY UX
MMM
−
=+= + =

-Tại thiết diện II-II

22 2 2
125568,8 61708,5
139912,3
uII II UY UX
M
MM Nmm
Nmm
−
=+= +
=

*Tính đường kính trục:
-Tại thiết diên I-I ta có
()
3
0,1.[ ]

td I I
II
M
d
σ
−
−
≥

+Tra bảng 7-2 với vật liệu thép 45 ta có
2
2
50
600
mm/N
Nmm][
b
=σ
=σ

22
()
3
71117,4 0,75.(129294) 132647,6
132647,6
29,8
0,1.50
TD I I
II
M

Nmm
dmm
−
−
=+ =
==

Vì trục có rãnh then nên ta lấy
d
I-I
= 42 mm để đảm bảo bền
Tại thiết diện II-II

22
()
3
139912,3 0,75.(258588) 264057,3
264057,3
37,5
0,1.50
TD II II
II II
M
Nmm
dmm
−
−
=+ =
==

-Vì trên trục có rẵnh then để đảm bảo bền ta chọn d
II-II
= 42 mm
III.Tính chính xác
Các yếu tố ảnh hưởng đến sức bền trục
1. kiểm nghiện sức bền trục I

- Theo công thức (7-5) ta có
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC
23


]n[
n.n
n.n
n
22
≥=
στ
τσ

-Vì trục quay nên ứng suất pháp tay đổi theo chu kỳ đối xứng

ω
=σ=σ=σ
u
minmaxa
M

Vậy

a
1
.
.
k
ε
εβ
σ
=σ
σ
σ
−
σ

-Vì bộ truyền làm việc 1 chiều nên ứng suất tiếp thay đổi theo chu kỳ mạch động

max
0
x
am
M
τττ
ω
== =

Vậy

ma

1

.
k
τψ+τ
εβ
τ
=τ
τ
τ
τ
−
σ

-Vơi giới hạn mỏi uốn

b1
.45,0 σ=σ
−


b
., σ=τ
−
250
1

-Trục làm bằng thép các bon 45
ta có

2
b
mm/N600=σ


2
1
mm/N270600.45,0 ==σ
−


2
1
150600250 mm/N., ==τ
−


ω
=σ
u
a
M

-Theo bảng (7-3b) trang 122 với đường kính trục 28 mm ta có: w
0
=4010 mm
3

W=1855 mm
3

M
u
= 46229,2 Nmm
M
x
=24237 Nmm
Vậy
2
46229,2
24,92 /
1855
u
a
M
Nmm
w
σ
== =

2
0
25554
31,86 /
2 2 4010
x
a
M
Nmm
wx

τ
== =

-Chọn giới hạn mỏi ứng với chu kỳ mạch động

050
10
,
,
=ψ
=ψ
τ
σ


-Hệ số tăng bền

1=β

+ Theo bảng (7-4)trang 123 ta chọn
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC
24

0,88
0,77
σ
τ
ε
ε

=
=

+ Theo bảng (7-8) hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then

51
631
,k
,k
=
=
τ
σ

+ Các tỷ số

1, 63
1, 85
0,88
k
σ
σ
ε
==


1, 5
1, 95
0,77
k

τ
τ
ε
==

-Tập trung ứng suất do lắp căng , áp lực lên bề mặt lấy

2
30 mm/Np ≥

+ Tra bảng (7-10) ta có

2,6
k
σ
σ
ε
=


10,6 1 1,96
kk
τσ
τσ
εε
⎛⎞
=+ − =
⎜⎟
⎝⎠

-Thay cá trị số tìm đuợc vào công thức (7-6) và(7-7)

270
4,17
2,6 24,92
n
x
σ
==


150
2,34
1,96 31,86 0,05.31,86
n
x
τ
==
+

+ Vậy hệ số an tồn

22 2 2
.
4,17 2,34
2,04 [ ]
4,17 2,34
[] 1,5 2,5
nn
x

nn
nn
n
στ
στ
== =≥
++
=→

+ Vậty thỏa điều kiện

]n[n ≥

2. kiểm nghiệm sức bền trục II
+Tại thiết diện (I-I) và với d=30 mm
-Theo công thức (7-5) ta có

]n[
n.n
n.n
n
22
≥=
στ
τσ

-Vì trục quay nên ứng suất pháp tay đổi theo chu kỳ đối xứng

w
M

u
minmaxa
=σ=σ=σ

Vậy

a
1
.
.
k
ε
εβ
σ
=σ
σ
σ
−
σ

-Vì bộ truyền làm việc 1 chiều nên ứng suất tiếp thay đổi theo chu kỳ mạch động
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC
25


max
0
x
am

M
w
τττ
== =

Vậy

ma
1

.
k
τψ+τ
εβ
τ
=τ
τ
τ
τ
−
σ

-Vơi giới hạn mỏi uốn

b1
.45,0 σ=σ
−


b

., σ=τ
−
450
1

-Trục làm bằng thép các bon 45
ta có

2
b
mm/N600=σ


2
1
mm/N270600.45,0 ==σ
−


2
1
mm/N150600.45,0 ==τ
−


w
M
u
a
=σ

-Theo bảng (7-3b) trang 122 với đường kính trục 30 mm ta có
w=2320 mm
3

w
o
=4970 mm
3

M
u
=89002,3Nmm
M
x
=42445 Nmm
Vậy

2
89002,3
38,36 /
2320
u
a
M
Nmm
w
σ
== =

2
0
42445
8,54 /
4970
x
a
M
Nmm
w
τ
== =

-Chọn giới hạn mõi ứng với chu kỳ mạch động

05,0
1,0
=ψ
=ψ
τ
σ


-Hệ số tăng bền

1=β

+ Theo bảng (7-4)trang 123 ta chọn

0,86
0,75
σ
τ
ε
ε
=
=

+ Theo bảng (7-8) hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then
51
631
,k
,
k
=τ
=
σ

+ Các tỷ số

1, 63
1, 9
0,86
k
σ
σ
ε
==