Đề tài: Thiết kế đồ án chi tiết máy pot

BÁO CÁO TỐT NGHIỆP

Đề tài
Thiết kế đồ án chi tiết máy


MỤC LỤC
BÁO CÁO TỐT NGHIỆP............................................................................................................1
Đề tài.............................................................................................................................................1
Thiết kế đồ án chi tiết máy...........................................................................................................1
MỤC LỤC....................................................................................................................................2

LỜI NÓI ĐẦU
Thiết kế đồ án Chi tiết máy là một môn học cơ bản của ngành cơ khí,mơn
học này khơng những giúp cho sinh viên có cái nhìn cụ thể, thực tế hơn với kiến
thức đã được học, mà nó cịn là cơ sở rất quan trọng cho các môn học chuyên
ngành sẽ được học sau này.


Đề tài của sinh viên được giao là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có hộp
giảm tốc hai cấp bánh răng trụ và bộ truyền đai thang. Hệ thống được đẫn động
bằng động cơ điện thông qua bộ truyền đai thang, hộp giảm tốc và khớp nối
truyền chuyển động tới băng tải. Trong q trình tính tốn và thiết kế các chi tiết
máy sinh viên đã sử dụng và tra cứu các tài liệu sau.
-Tập 1 và 2 Chi tiết máy của GS.TS- NGUYỄN TRỌNG HIỆP.
-Tập 1 và 2 Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí của PGS.TS.TRỊNH
CHẤT- TS. LÊ VĂN UYỂN.
-Dung sai và lắp ghép của GS.TS NINH ĐỨC TỐN.
Do là lần đầu tiên làm quen với cơng việc tính tốn, thiết kế chi tiết máy cùng
với sự hiểu biết còn hạn chế cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo tài liệu và bài
giảng của các mơn học có liên quan song bài làm của sinh viên khơng thể tránh

được những thiếu sót. Sinh viên kính mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo nhiệt
tình của các Thầy cơ bộ mơn giúp cho sinh viên ngày càng tiến bộ.
Cuối cùng sinh viên xin chân thành cảm ơn các Thầy cô bộ môn, đặc biệt là
Thầy NGUYỄN ANH TÚ đã trực tiếp hướng dẫn,chỉ bảo một cách tận tình giúp
sinh viên hồn thành tốt nhiệm vụ được giao.
Hà Nội năm 2008
Sinh viên : Kiều Văn Quyến

PHẦN I : TÍNH ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG
I.CHỌN ĐỘNG CƠ
1. Xác định công suất cần thiết của động cơ.
Công suất yêu cầu dặt lên trục động cơ xác định theo cơng thức (2.8)[1].
=β

Ρ ct
η

Pyc
Trong đó :
+,Cơng suất cơng tác Pct:


Theo cơng thức (2.11)[1]
Fv
8000 × 0.3
kw
Pct =
=
= 2.4
1000

1000
(trong đó F=8000 N Lực kéo băng tải
V=0.3 m/s vận tốc băng tải )
+,Hiệu suất hệ dẫn động η :
Theo công thức (2.9)[1] :
η = η1.η2 .η3 ...
Trong đó η1,η2,η3… là hiệu suất của các bộ truyền và các cặp ổ trong hệ
thống dẫn động.
Theo sơ đồ đề bài thì :
η = η k (ηbr ) 2 .η d .(η ol ) 4
η k : hiệu suất của khớp.
ηbr :hiệu suất một cặp bánh răng.
ηd :hiệu suất bộ truyền đai.
ηol :hiệu suất một cặp ổ lăn.

Tra bảng (2.3)[1], ta được các hiệu suất :
ηk = 1

ηbr = 0,97
η d = 0,95
ηol = 0,99
η = 1.(0,97) 2 .0,95.(0,99) 4 = 0.86
vậy
+,Hệ số xét đến sự thay đổi tải không đều β :
Theo công thức (2.14)[1] thì hệ số β được xác định ;
2

2

2

T  t
T  t T  t
2,6
2 5,4
β = ∑  i ÷ . i =  1 ÷ . 1 +  2 ÷ . 2 = 12.
+ ( 0,6 ) .
= 0,75
8
8
 T1  tck
 T1  tck  T1  tck
(Tmm được bỏ qua vì thời gian mở máy quá nhỏ so với một chu kỳ )
⇒ Công suất yêu cầu đặt lên trục động cơ là :
Ρ
0,75.2,4
Ρ yc = β ct =
= 2.1( kw )
η
0,86
2. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ điện.
- Số vòng quay trên trục công tác nlv :
Theo công thức (2.16)[1] ta có.
60000.v 60000.0,3
nlv =
=
= 16,37 v
ph
π .D
π .350

(trong đó v=0,3 m/s vận tốc băng tải, D=350 mm đường kính tang )
- Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động (sơ bộ) ut :
Theo cơng thức (2.15)[1] ta có :

( )


ut = un .uh
Trong đó
un là tỉ số truyền sơ bộ của đai thang
uh là tỉ số truyền của hộp giảm tốc .
Theo bảng 2.4[1] .
+, Truyền động bánh răng trụ , HGT bánh răng trụ 2 cấp uh=(8…40)
+, Truyển động đai thang un= uđ=(3…5)
⇒ chọn uh= 20
un=ud =4
⇒ ut = ud .uh = 4.20 = 80
- Số vòng quay trên trục động cơ nsb
Theo cơng thức (2.18)[1] ,ta có
nsb = nlv .nt = 16,38.80 = 1309,6 v
ph
⇒ Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ nsb=1500 v/ph.
3, Chọn động cơ.
Động cơ phải thỏa mãn điều kiện sau:
Ρ dc ≥ Ρ yc

( )

ndb ≈ nsb
TK Tmm

≥
Tdn
T
Ta có Pyc =2,1 kw

Tmm Tmm
=
= 1,4
T
T1

nsb= 1309,6 v/ph

+, Chọn động cơ.
- Để thuận tiện cho việc tìm kiếm, bảo dưỡng, sửa chữa và giá thành sản
phẩm không cao ta chọn động cơ điện loại DK.
Tra bảng P1.2[1] ta chọn được loại động cơ DK42-4 có các thơng số sau :
Pdc= 2,8 kw
nđb =1420 v/ph
TK
= 1,9
Tdn
Khối lượng 47 kg
-Đường kính trục động cơ :ddc= 25 mm (tra bảng 1.6[1] )
II, PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
-Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động được xác định theo công thức (3.23)[1]

uc =

ndc 1420

=
= 86,74
nlv 16.37

- Theo cơng thức (3.24)[1] ta có
Ta chọn ud= 3,15

uc = uh .un = uh .ud


⇒ uh =

uc 86,74
=
= 27,54
ud 3,15

Ta chọn tỷ số truyền bộ truyền cấp nhanh u1= 7
⇒ tỉ số truyền bộ truyền cấp chậm là :

u2 =

uh 27,54
=
= 3,93
u1
7

III, XÁC ĐỊNH CÁC THƠNG SỐ TRÊN CÁC TRỤC
1. Cơng suất tác dụng lên các trục.

+, trên trục công tác, Pct= 2,4 kw (đã tính )
+, Trục III :

Ρ3 =

Ρ ct
2,4
=
= 2,42 ( kw )
η k .η ol 1.0,99

+, Trục II ;

Ρ2 =
+, Trục I :

Ρ1 =

Ρ3
2,42
=
= 2,52 ( kw )
η br .η ol 0,97.0,99

Ρ2
2,52
=
= 2,62 ( kw )
η br .η ol 0,97.0,99

+, Trục động cơ :

Ρ1
2,62
=
= 2,79 ( kw )
η d .η ol 0,95.0,99

Ρ dc =

2. Số vòng quay trên các trục.
+, Tốc độ quay của động cơ
+, Tốc độ quay của trục I :

n1 =

ndc=1420 v/ph

ndc 1420
=
= 450,79 ( v ph )
ud 3,15

+,Tốc độ quay của trục II :

n2 =

n1 450,79
=
= 64,39 ( v ph )

u1
7

+, Tốc độ quay của Trục III:

n3 =

n2 64,39
=
= 16,38 ( v ph )
u2 3,93


+, Tốc độ quay của trục công tác :
nct= n3=16,38 v/ph
3,Mômen xoắn trên các trục.

Ti = 9,55.106.

Pi
ni

+, Trục I :

T1 = 9,55.106

P1
2,62
= 9,55.106
= 55504 ( N .mm )

n1
450,79

+, Trục II :

T2 = 9,55.106

P2
2,52
= 9,55.106
= 373754 ( N .mm )
n2
64,39

+, Trục III :

T3 = 9,55.106

P3
2,42
= 9.55.106
= 1410928 ( N .mm )
n3
16,38

+, Trục động cơ :

Tdc = 9,55.106

Pdc

2,79
= 9,55.106
= 18764 ( N .mm )
ndc
1420

+, Trục công tác :

Tct = 9,55.106

Pct
2,4
= 9,55.106
= 1399267 ( N .mm )
nct
16,38

IV. BẢNG KẾT QUẢ TÍNH TỐN.
Trục

Động cơ

I

II

III

Cơng tác

Thơng số
Tỉ số truyền u
ud=3,15
7
3,93
Khớp
Số vịng quay n (v/ph)
1420
450,79
64,39
16,38
16,38
Cơng suất
P (kw)
2,79
2,62
2,52
2,42
2,4
’
Momen xoắn T (N.mm)
18764
55504 T2 =186877 1410928 1399267
Trong đó :
T’2= T2/2=373754:2 = 186877 N.mm.


Phần II : TÍNH TỐN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY
I, TÍNH BỘ TRUYỀN ĐAI
1. Chọn đai.

- Chọn tiết diện đai
Theo hình 4.1[1].
Với Pdc=2,79 kw
ndc= 1420 v/ph
⇒ chọn tiết diện đai A với các thơng số sau :
Kí
hiệu
A

Kích thước tiết diện
(mm)
H
Y
bt
b
h
y0
11

13

8

2,8

81

100÷200

560÷4000

-Chọn đường kính đai nhỏ
Chọn d1 =180 (mm) theo bảng 4.21[1].
Kiểm tra vận tốc đai
π .d1.ndc π .180.1420
v=
=
= 13,38 ( m s ) < vmax = 25 ( m s )
60000
60000
-Chọn đường kính đai lớn
Theo cơng thức (4.2)[1] ta có

d2 =
Trong đó

d1.u
1−ε

u= uđ =3,15 ε = 0,02
180.3,15
⇒ d2 =
= 578,6 ( mm )
1 − 0,02
Theo bảng 4.21[1] chọn đường kính tiêu chuẩn :
d2=560 mm
Vậy tỷ số truyền thực tế :
560
d2

ut =
=
= 3,17
d1 .(1 − ε ) 180.(1 − 0,02)
u −u
.100 = 0,63 0 0 < 4 % thỏa mãn điều kiện
sai lệch tỷ số truyền : ∆u = t
u
*Chọn khoảng cách trục và chiều dài đai.
Theo bảng 4.14[1] chọn khoảng cách trục dựa theo tỉ số truyền u và đường kính
đai d2 .
a
=1 (ut=3,17 )
d2

⇒ a = d 2 = 560 ( mm )

Kiểm tra điều kiện a.
0,55.( d1 + d 2 ) + h ≤ a ≤ 2 ( d1 + d 2 )

⇒ 0,55.( 180 + 560 ) + 8 ≤ a ≤ 2.( 180 + 560 )

⇒ 415 ≤ a ≤ 1480
Thỏa mãn điều kiện
Từ khoảng cách trục a đã chọn theo cơng thức (4.4)[1] ta có :
(d1 − d 2 ) 2
l = 2.a + 0,5.п.(d1 + d2 ) +
4.a

π . ( 180 + 560 ) (560 − 180)2

⇒ l = 2.560 +
+
= 2346,85 ( mm )
2
4.560

Theo bảng 4.13[1] , chọn chiều dài đai tiêu chuẩn :
l = 2500 (mm)
Theo công thức (4.15)[1] ta kiểm nghiệm đai về tuổi thọ.
v 13,38
i= =
= 5,352 ( v s ) < imax = 10 ( v s )
l
2,5


2, Xác định các thông số của bộ truyền đai.
- Tính lại khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn l = 2500 mm theo cơng
thức (4.6)[1] ta có
a=

λ + (λ2 − 8.∆2 )
4

(180 + 560)
(d1 + d 2 )
= 2500 - π .
= 1337,61
2
2

(560 − 180)
(d − d )
Δ= 2 1 =
=190
2
2

với λ = l - π .

Do đó

1337,61 + (1337,612 − 8.1902 )
a=
= 640,63 ( mm )
4

* Góc ơm α1 trên bánh đai nhỏ.
Theo cơng thức (4.7)[1] ta có
57.(d 2 − d1 )
57
α 1 = 180 −
= 180 −
( 560 − 180 ) = 146,19o
a
640,63
⇒ α1 > α min = 1200 thỏa mãn điều kiện
3.Xác định số đai z:
-Số đai z được tính theo cơng thức 4.16[1] :
Pdc .K d
z=

[ Po ].Cα .Cl .Cu .C z
Theo bảng 4.7 (tttk) với đặc tính làm việc êm và số ca làm việc là 2 chọn
Kđ = 1,2( hệ dẫn động cơ nhóm II )
Cα : hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ơm α 1
Theo [1] trang 61 ta tính được: Cα = 0.915 với α1 = 146,190
l
2500
Với
=
= 1,47 ⇒ theo bảng 4.16 [1] suy ra C1=1,08
l0
1700
+, Cu : hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền
Theo bảng 4.17[1] và u = 3,17 > 3 nên C u = 1,14
+, [P0] : công suất cho phép (kw).
Tra bảng 4.19[1] → [P0] =3,1 kw
Với v= 13,38 m/s và d1=180 (mm)
P
2,79
⇒
=
= 0,9
[P0 ] 3,1
+Cz : hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai
Theo bảng 4.18[1] Cz ≈ 1 khi Pdc/[P0] = 0,9
2,79.1,2
z=
= 0,96
Do đó
3,1.0,915.1,08.1,14.1

Vậy chọn z = 1


* Chiều rộng đai :
Theo công thức 4.17[1] và bảng 4.21[1]:
Ta có : B = (z – 1).t +2.e
= (1 -1).15 + 2.10
= 20 (mm)
* Đường kính ngồi của bánh đai
da = d1 + 2.ho = 180 + 2.3,3 = 186,6 (mm)
4, Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục.
-Lực căng bánh đai.
Theo công thức (4.16)[1].
Fo =

780.Pdc .K d
+ Fv
v.Cα .z

Trong đó : Fv = qm.v2 (lực căng do lực li tâm gây ra )
với qm = 0,105 kg m ( theo bảng 4.22[1]. )
Fv = 0.105.13,382 = 18,79 (N)
780.2,79.1,2
⇒ F0 =
+ 18,79 = 231,1( N )
13,38.0,615.1
Vậy lực tác dụng lên trục :
Theo công thức 4.21(tttk) : Fr = 2.Fo.z.sin( α 1 2 )
= 2.231,1.1.sin(146,190 2 ) = 442,23 (N)
5, Bảng kết quả tính tốn.

Thơng số
Giá trị
Đường kính bánh đai nhỏ
Đường kính bánh đai lớn
Chiều rộng bánh đai
Chiều dài đai
Số đai
Khoảng cách trục
Lực tác dụng lên trục

d1(mm)
d2(mm)
B(mm)
l (mm)
z
a (mm)
Fr (N)

180
560
20
2500
1
640,63
442,23

II,THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CỦA HỘP GIẢM TỐC.
A, Thiết kế bộ truyền cấp nhanh (Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng)
+,Các thông số đầu vào.
P1=2.62 kw

n1=450,79 v/ph
u1=7
T1=55504 N.mm
1, chọn vật liệu
Theo bảng 6.1[1] chọn vật liệu cho cả 2 bánh là thép 45 ôi cải thiện


Bánh nhỏ có độ rắn HB 241…285 có giới hạn bền σb1=850 Mpa và giới hạn chảy
σch1=580 Mpa
Bánh lớn có độ rắn
HB 192…240 có giới hạn bền σb1=750 Mpa và giới hạn
chảy σch1=450 Mpa
2,Xác định ứng suất cho phép.
a, Ứng suất tiếp xúc cho phép.
0
(*)
[σ H ] = σ H lim K HL / S H
Dựa vào bảng 6.2[1] với thép tơi cải thiện ta có :
σ0Hlim=2HB +70 Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kì cơ sở.
SH=1,1 hệ số an tồn khi tính về tiếp xúc
Chọn độ rắn :Bánh nhỏ 250 HB
Bánh lớn 240 HB
0
→ σ Hlim1=2.250+70 =570 Mpa
σ0Hlim2= 2.240 +70 =550 Mpa
+, KHL là hệ số tuổi thọ xác định theo công thức (6.3)[1].
N
K HL = mH HO
N HE
Với mH : là bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc, do HB<350

→ mH =6
+, NHO số chu kì thay đổi ứng xuất cơ sở khi thử về tiếp xúc
Theo cơng thức (6.5)[1] ta có:
NHO1=30HB12,4 =30.2502,4=17,1.106
NHO2=30HB22,4 =30.2402,4=15,5.106
+, NHE số chu kì thay đổi ứng xuất tương đương.
Theo cơng thức (6.7)[1] ta có
3

 T 
t
N HE1 = 60.c.∑ ti  i ÷ .ni . i
∑ ti
 Tmax 
5.4 
 2,6
6
N HE1 = 60.1.450,79.15000.13.
+ 0,63
÷ = 191.10
8 
 8
5,4 
 2,6
6
N HE 2 = 60.1.64.39.15000.13
+ 0,63
÷ = 27,3.10
8 
 8

⇒ N HE1 > N HO1 ⇒ K HL1 = 1
N HE 2 > N HO 2 ⇒ K HL 2 = 1
Thay vào(*) ta được
570.1

[σ H ]1 =
= 518,2 Mpa 
1,1

 ⇒ [σ H ]=500Mpa (vì bộ truyền bánh răng trụ răng
550.1
[σ H ]2 =
= 500 Mpa 

1,1

thẳng nên [σH]=min{[σH]1,[σH]2})


b, Ứng suất uốn cho phép.
0
[σ F ] = σ F lim K FC K FL / S F

Do trục quay 1 chiều nên KFC=1
Dựa vào bảng (6.2)[1] với thép 45 tôi cải thiện
σ0Flim=1,8HB
SF=1,75
→ σ0Flim1=1,8.HB1=1,8.250=450 (Mpa)
σ0Flim2=1,8.HB2=1,8.240=432 (Mpa)
- KFL là hệ số tuổi thọ.

theo cơng thức (6.4)[1] ta có.
K FL = mF

N FO
N FE

+,mF là bậc của đường cong mỏi mF=6
+, NFO :Số chu kì ứng suất cơ sở khi thử về uốn với thép NFO=4.106
Từ cơng thức (6.8)[1] ta có,
N FE

 T
= 60c ∑  i
T
 max

mF


 ni t i



5,4 
 2,6
6
N FE1 = 60.1.450.79.15000.16
+ 0,66
÷ = 144,6.10
8 

 8
N FE1 144,6.106
N FE 2 =
=
= 20,7.106
u1
7
N FE1 > N FO ⇒ K FL1 = 1
⇒
N FE 2 > N FO ⇒ K FL 2 = 1
σo lim
F
[ σF ] = S K FC K FL ;
Vậy :
F
450
.1.1= 257,1 (Mpa) ;
⇒ [σF]1 =
1,75
432
× × = 246,9(MPa) ;
11
[σF]2 =
1,75
c, Ứng suất quá tải cho phép.
[σH]max=2,8.σch ⇒ [σH]max=2,8.450=1260 Mpa
[σF]max=0,8.σch ⇒ [σF]max1=0,8.580=464 Mpa
[σH]max2=0,8.450=360 Mpa
3, Tính tốn bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng.
a, Khoảng cách sơ bộ trục.

Theo công thức (6.15)[1]
a w1 = K a (u1 + 1)3

Theo bảng 6.6[1] ta chọn ψba=0,3

T1 K Hβ
[σ H ] 2 u1ψ ba


Theo bảng 6.5[1] ta chọn ka=49,5 (răng thẳng )
ψ bd = (u1 + 1).0,53ψ ba . = (7 + 1).0,53.3 = 1,272
kHβ. Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng.
Tra bảng 6.7[1] ⇒ kHβ= 1.064
Với T1=55504 N.mm u1=7 ta có
55504.1,064
aw1 = 49,5(7 + 1) 3
= 191,2
5002.7.0,3
Ta chọn aω = 190mm
b, Xác định các thông số ăn khớp .
-chọn modun pháp theo công thức (6.17)[1]
mn = (0,01 ÷ 0,02) aw1 = (1,9 ÷ 3,80)( mm)
- Chọn modun theo bảng 6.8[1] mn=2,5
-Số răng bánh nhỏ 1:
Theo cơng thức (6.19)[1] ta có
2aw1
2.190
z1 =
=
= 19

m(u1 + 1) 2,5(7 + 1)
⇒ z2 = z1.u1 = 19.7 = 133
Theo cơng thức (6.21)[1] tính lại khoảng cách trục.
aw1 = m( z1 + z2 ) / 2 = 2,5(19 + 133) / 2 = 190( mm)
*,Xác định hệ số dịch chỉnh.
-Tính hệ số dịch tâm y.
a
190
y = ω1 − 0,5.( z1 + z2 ) =
− 0,5.( 19 + 133) = 0
m
2,5
⇒ ky = 0
⇒ Hệ số dịch chỉnh của cả 2 bánh là x1=x2=0
*Góc ăn khớp.
Theo cơng thức (6.27)[1] ta có
z .m.cosα
cosα tω = t
2aω1
Trong đó zt=z1+z2 α = 200
( 19 + 133) .2.5.cos200 = 0,94
Vậy ; cos α tω =
2.190
0
⇒ α tω = 20
4, Tính kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng trụ -răng thẳng.
a, Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
2
σ H = Z m Z H Z ε 2T1K H (um + 1) / (bw1um d w1
Trong đó :

+, Zm –Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp.
Tra bảng 6.5[1] ta có Zm=274 (Mpa)1/3


+, ZH – Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
Z H = 2cos βb / sin 2α tw = 2.1 / sin(2.20) = 1,76
Vì bánh răng trụ răng thẳng nên ta có βb
+,Zε - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
Zε = (4 − ε α ) / 3
Theo cơng thức (6.38b)[1] ta có
1 1
ε α = [1,88 − 3,2  + ÷]cosβ
 z1 z2 
1 
1
⇒ ε α = 1,88 − 3,2  +
÷ = 1,69
 19 133 
⇒ Z ε = (4 − ε α ) / 3 = (4 − 1,69) / 3 = 0,877
+, dω1 đường kính vịng lăn bánh nhỏ.
d w1 = 2aw1 / (u + 1) = 2.190 / (7 + 1) = 47,5( mm)
+, bω chiều rộng vành răng
bω1=ψba.aω1=0,3.190=57 (mm)
+, kH –Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
K H = K H β K Hα K HV
Với kHB=1,064
Vận tốc vành răng là
π d n π .47,5.450,79
v = w1 1 =
= 1,12( m / s )

60000
60000
Theo bảng 6.13[1] chọn cấp chính xác 9 theo bảng (6.14),(6.15)[1] ta chọn
được kHB=1,13 ,δH=0,004 , g0=73
υ H = δ H g 0v aw1 / um = 0,004.73.1,12 190 / 7 = 1,7
Theo cơng thức (6.41)[1] ta có
υ b d
1,7.57.47,5
K HV = 1 + H w1 w1 = 1 +
= 1,03
2T1 K H β K Hα
2.55504.1,064.1,13
K H = K H β K Hα K HV = 1,964.1,13.1,03 = 1,24
⇒ Ta tính được
σ H = 274.1,76.0,877 2.55504.1,24.(7 + 1) / (57.7.47,52 ) = 467,75 ( Mpa )
Theo công thức (6.1)[1] với v=1,12 m/s < 5 m/s thì Z v=1 với cấp chính xác
động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia cơng đạt
đọ nhám Ra=2,5…1,25 μm do đó ZR=0.95 với da <700 mm. KXH=1, do đó theo
(6.1)và (6.1a)[1] ta có
[σ H ]' = [σ H ]ZV .Z R Z XH = 500.1.0,95.1 = 475( MPa) > σ H
Vậy bánh răng thỏa mãn điều kiện về độ bền tiếp xúc.
b, Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
σ F = 2T1 K F Yε Yβ YF 1 /(bw1 d w1 m)


Ta có ψbd=1,272 tra bảng 6.7[1] ta có kFB=1,158
Với vận tốc v=1,12 m/s với cấp chính xác 9 tra bảng 6.14[1] ta có kFα=1,37
Tr bảng 6.15 và 6.16[1] ta có δ F= 0,011 (bánh rẳng thẳng, có vát đầu răng)và
g0=73
υ F = δ F g 0v aw1 / u1 = 0,011.73.1,12 190 / 7 = 4,69

-Hệ xét đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn.
υb d
4,69.57.47,5
K FV = 1 + F w1 w1 = 1 +
= 1,072
2T1 K F β K Fα
2.55504.1,158.1,37
- Hệ số tải trọng khi tính về uốn
K F = K F β K Fα K FV = 1,158.1,37.1,072 = 1,7
Với Z1=19 , Z2=133 hệ số dịch chỉnh x1=x2=0 theo bảng 6.18[1] ta có YF1=4,14
YF2=3,6
1
1
= 0,59 với bánh
-Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng Yε = =
ε α 1,69
răng thẳng ta có Yβ=1
σ F 1 = 2.55504.1,7.0,59.1.4,14 / (57.47,5.2,5) = 68,1 (Mpa)
Vậy
σ F 2 = σ F 1YF 1 / YF 2 = 68,1.4,14 / 3,6 = 78,3 ( Mpa )
Tính chính xác ứng suất uốn cho phép
[σ F ]' = [σ F ]YRYSYxF
YR :hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng YR=1
YxF : Hệ số xét đến kích thước bánh răng YxF1=1
YS hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu
YS = 1,08 − 0,095ln m = 1,08 − 0,0695ln 2,5 = 1,016
(Trang 92[1] )
Do đó
[σ F 1 ]' = 257,1.1.1,016.1 = 216,2 ( Mpa ) > σ F 1
[σ F 2 ]' = 246,9.1.1,016.1 = 250,9( MPa) > σ F 2

Vậy bánh răng thỏa mãn điều kiện độ bền uốn.
c,Kiểm nghiệm độ bền quá tải.
K qt = Tmax / T = 1,4

Ta cã

σ H max = σ H K qt = 467,75.. 1,4 = 553,45( MPa) < [σ H ]max

σ F 1max = σ F 1 K qt = 68,1.1,4 = 95,34( MPa) < [σ F 1 ]max
σ F 2max = σ F 2 K qt = 78,3.1,4 = 110,46( MPa ) < [σ F 2 ]max
Vậy bánh răng thỏa mãn điều kiện q tải.
5, Các thơng số và kích thước bộ truyn bỏnh rng cp nhanh.
-Khoảng cách trục: aw1 = 190( mm)
-Môđun pháp : m=2,5 (mm)
-Chiều rộng vành răng bw1 = 57( mm)
-TØ sè truyÒn: u1=7


-Số răng: z1=19 ; z2=133
-Hệ số dịch chỉnh : x1= x2=0
Theo bảng 6.11/104 [I] ta có:
+ Đờng kính vòng chia:
d1=mz1=2,5.19=47,5(mm);
d2=mz2=2,5.133=332,5(mm)
+ Đờng kính đỉnh răng:
d a 2 = d 2 + 2 = 334,5(mm)
+ Đờng kính chân răng:

d a1 = d1 + 2 = 49.5(mm)
d f 1 = d1 − 2,5 = 45( mm)

d f 2 = d 2 − 2,5 = 330(mm)
6. TÝnh c¸c lùc t¸c dơng
2T1 2.55504
=
= 2337( N )
d w1
47,5
Fr1 = Ftgα = 2337.tg 200 = 850,6( N )
t
B, Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm, (bánh răng trụ -răng nghiêng)
+, Các thông số đầu vào
P2=2.52 kw
n2= 64,39 v/ph
u2=3,93
T2=373754 N.mm
Vì hộp giảm tốc phân đơi cấp chậm nên.
P’2=2.62 kw
T’2=186877 N.mm
1, Chọn vật liệu.
Để đảm bảo tính thống nhất hóa ta chọn vật liệu cho bánh răng cấp chậm như
bánh răng cấp nhanh, thép 45 tôi cải thiện.
2, Xác định ứng xuất cho phép.
Vì chọn vật liệu như bộ truyền cấp nhanh nên
N HO
N
KHL= m H
và KFL= mF FO
N HE
N FE

Với
mH = 6;
mF = 6;
6
NHO1 = 17,1.10 ;
NFO1 = NFO2 = 4.106;
NHO2 = 15,5.106;
NFE1 = 177,4.106;
NHE1 = 187,33.106;
NFE2 = 46,68.106;
NHE2 = 49,3.106;
⇒ NHE1> NHO1 ; NHE2> NHO1 ⇒ KHL1 = KHL2 = 1;
NFE1> NFO1 ; NFE2> NFO1 ⇒ KFL1 = KFL2 = 1;
Ft1 =


Vậy

[ σH ] 1 = 518,2(MPa) [ σF ] 1 = 257,1(MPa)
Vµ
[ σH ] 2 = 500(MPa)
[ σF ] 2 = 246,9(MPa)

Vì bánh răng trụ răng nghiêng
[ σ ] + [ σH ] 2 = 518,2 + 500 =509,1 (MPa)
⇒ [ σH ] = H 1
2
2
Và [σH]max = 2,8.450=1260 Mpa
[σF]max1 = 0,8.580 = 464 Mpa ;

[σF]max2 = 0,8.450 = 360 Mpa
3, Tính tốn bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.
a, khoảng cách sơ bộ trục.
T2 .K Hβ
a w2 = K a .(u2 + 1). 3
(công thức 6.15[1])
2
[ σH ] .u1.ψ ba
Víi: T2: Momen xoắn trên trục chủ động , N.mm ; T’2 = 186877 N.mm
Ka: hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và cặp bánh răng ;
K a= 43 (vật liệu thép-thép, bánh răng nghiêng).
Ψba = bw/aw là hệ số chiều rộng vành răng theo bảng 6.6[1] do bộ truyền
bánh răng đặt không đối xứng so với các ổ trục nên chọn Ψba = 0,2 ;
ψbd = 0,53.ψba.(u2+1) = 0,53.0,2.(3,93 +1 ) = 0,52 (công thức 6.16[1])
Tra bảng (6.7)[1], ta có: KHβ = 1,062
186877.1,062
a 'w = 43.(3,93+1). 3
= 210,15 ( mm )
509,12. 3,93.0,2
Lấy a w2 = 225 (mm)
b, Xác định các thông số ăn khớp.
+, Để đảm bảo tính thống nhất hóa trong thiết kế ta chọn modun cấp chậm bằng
cấp nhanh mn = m = 2,5 mm
+, chọn sơ bộ β = 20o
⇒ Theo công thức 6.31[1] số răng bánh nhỏ là :
2a ω2 .Cosβ 2.225.Cos20o
=
= 34.3 ⇒ chọn z1 = 35 răng
z1 = Z1 =
m ( u2 + 1) 2,5. ( 3,93 + 1)

⇒ Số răng bánh lớn là: z2 = u.z1 = 3,93.35 = 137.55
⇒ chọn z2 = 138 răng
+, Tính chính xác tỉ số truyền um = z2/z1 = 138/35 = 3,94;
+, Tính chính xác β theo 6.32[1]
m. ( z1 + z 2 ) 2,5. ( 35 + 138 )
=
= 0,96
Cos β =
2.a ω2
2.225
⇒ β = 16,26 = 16o15’36”;
+, Chiều rộng bánh răng : bw = ψba .aw = 0,2.225 = 45 (mm) ;
4. Tính kiểm nghiệm độ truyền bánh răng trụ răng nghiêng


a, Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo công thøc (6.33)[1] :

σH

= ZM ZH Zε

2.T2' .K H .(u2 + 1)
b w2 .u2 .d 2 2
ω
Trong ®ã :
ZM : HƯ số xét đến ảnh hởng cơ tính vật liệu, với cặp vật liệu bánh
răng thép - thép ZM =274 Mp1/3
ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xóc;
2 cos βb

⇒ ZH =
sin 2α tw
Trong ®ã:
+, tgβ b = cos α t.tgβ
+, Răng nghiêng không dịch chỉnh
tgα
⇒ α tw = α t = arctg
=arctg
tgβ
tg20o
= 51,30
o
tg16.26
⇒ tg β b = cos51,3o.tg16,26o = 0,18 ⇒ β b =10,33
o
;
2cos10,33o
= 1.43
sin 2.51,3o
Zε : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;
o
= bω .sin β = 45.sin16,26 = 1.6 > 1
mπ
2,5.π
⇒ Zε = 1 / εα = 1 / 1,77 = 0,75
Víi:
εα = [1,88 - 3,2(1/z1 + 1/z2)].cosβ
εα
=
1,88 - 3,2(1/35 +

o
1/138)cos16,26 = 1.77
KH : HƯ sè t¶i träng khi tÝnh vỊ tiÕp xóc;
KH = KHβ. KHVKHα ;
KHβ : hƯ sè t¶i träng khi tÝnh vỊ tiÕp xóc; (b¶ng 6.7[1]) KHβ =
1,116;
KHV : hệ số tải trọng động trong vùng ăn khớp
.b .d
K Hv = 1 + H w w2
2.T2 K Hβ .K Hα
⇒ ZH =


víi : dW2 =

m/s

2.a w2
2.225
=
= 91,28 mm
u2 +1 3,94 +1
π.d w 2 .n 2 π.91,28.64,39
v=
=
= 0,31
60000
60000

v× v < 4 m/s tra bảng 6.13[1] chọn cấp chính xác 9

KH : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn
khớp; KH = 1,13;
H = δ H .g o .v.

a w2
225
= 0,002.73.0,31.
= 0,34 m/s
u2
3,93

(tra bảng 6.15 răng nghiêng đợc :H =0,002 )
(tra bảng 6.16 cấp chính xác là cấp 9 đợc :go =73 )
0,34.45.91,28
= 1,003
2.186877.1,062.1,13

KH =1,062.1,13.1,003 = 1,204
bw : Chiều rộng vành răng; b = 45 mm
dw2 : Đờng kính vòng chia của bánh chủ động; dw2 = 91,28 mm
T2 = 186877 N.mm

H
=
274.
1,43.
2.186877.1,204.(3,93 + 1)
= 360,6 ( Mpa )
45.3,93.(91,28)2

⇒

K Hv = 1 +

+, TÝnh chÝnh x¸c øng suÊt cho phÐp [ σH ]

[ σH ] = σ'H  .Z R .Z V .K xH
 
Do:

[ σH ] = ( σ°H lim

)

S H .Z R .Z V .K xH .K HL

v < 5 m/s nên : Zv = 1;
Ra = 2,5...1,25 àm nên : ZR = 0,95
da < 700 mm nªn : KXH = 1
⇒
[σH] = 509,1. 0,95. 1. 1 = 483,65 MPa ;
Ta có:
[H] > H
Vậy cặp bánh răng trụ thỏa mÃn bền tiếp xúc ;
b, Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Theo c«ng thøc ( 6.33) :
2.T2 .K F .Yε .Yβ .YF
σF =
;
b w2 .m.d ω2

trong ®ã :
+, T’2 = 186877 N.mm : mômem xoắn trên trục chủ động ;

0,75.

hay


+, m = 2,5 mm : môđun pháp ;
+, b = 45 mm : chiều rộng vành răng ;
+,dw2 = 91,28 mm : đờng kính vòng lăn của bánh chủ ®éng ;
+,Yβ : hƯ sè kĨ ®Õn ®é nghiªng cđa răng ;
Y = 1 - /140 = 1- 16,26/140 = 0,88
+,víi εα =1,77 → Yε =1/εα = 1/1,77 = 0,565
+,YF : hệ số dạng răng, tra bảng (6.18)[1] ta cã :
YF1 =3,7 ; YF2=3,60 (víi x1 = x2 = 0 vµ zV1 = 39.67, zv2 =155.97);
+, KF : hƯ sè t¶i träng khi tÝnh vỊ n :
KF = KFβ .KF .KFv ;
KF : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
KF =1,234 (Bng 6.7[1])
KF: hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp, tra bảng (6.14)[1] , ta đợc: KF = 1,37 ( víi v = 0,31 m/s)
KFV: hƯ sè t¶i trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp :
KF =1+F.bw.dm1/(2.T1.KFKF )
Theo 6.64 : ν F = δF .g0 .v. a w2 / u 2
δF = 0,006 b¶ng (6.15)
g0= 73
b¶ng (6.16)
⇒ ν F = 0,006.73.0,31. 225 / 3,93 = 1,03

Trong ®ã :

Do ®ã :
⇒ KFv = 1 + 1,03.67,5.91,28/(2. 186877. 1,234. 1,37) =1,01 ;
⇒ KF = 1,234.1,37.1,01 = 1,71;
2.186877.1,71.0,565.0,88.3,7
= 114.5(MPa) <[σF1] ;
⇒ σF1 =
45.2,5.91,28
σF2 = σF1 .YF2/YF1 = 114.5.3,60/ 3,7 = 111.4 (MPa) <[F2] ;
Nh vậy: điều kiện bền uốn đợc đảm bảo .
c, Kiểm nghiệm răng về quá tải
Theo (6.48) ,với hệ số quá tải : Kqt = 1,4 :
Hmax = σH . K qt = 302,02. 1,4 = 357,35 (MPa) < [σ H ]max
Theo (6.49) : σF1max = σF1.Kqt = 114,5.1,4 = 160,3 (MPa) < [σF1] max
σF2max = σF2.Kqt = 111,4.1,4 = 155.9 (MPa) < [σF2] max
⇒ Tho¶ m·n điều kiện về quá tải ;
5, Các thông số và kích thớc bộ truyền bánh răng trụ
Khoảng cách các trục
aw2 = 225 mm
Mô đun pháp
m = 2,5 mm
Chiều rộng vành răng
b2 = 45 mm
Tỷ số truyền
u2 = 3,94
Góc nghiêng của răng
= 16o1536;
Góc ăn khớp
= 20o

Số răng bánh răng
Z1 =35 răng
; Z2 = 138 răng
Hệ sè dÞch chØnh chiỊu cao x1 = 0
;
x2 = - 0
Đờng kính vòng chia
d1 = 91mm ;
d2 = 359 mm
Đờng kính đỉnh răng
da1 = 93mm ; da2 = 361 mm
Đờng kính đáy răng
df1 = 88.5 mm ;
df2 = 356,5 mm
6, Tính lực ăn khớp : khi ăn khớp lực ăn khớp đợc chia làm 3 thành phần :
Ft3 = Ft4 =2.T2 /dw2 =2.186877/91,28 = 4095 (N)
Fr3 = Fr4 = Ft3. tgα/cosβ = 4095. tg20o/cos34,69= 1813 (N)
Fa3 = Fa4 = Ft3.tgβ = 4095.tg34,690= 2834 (N)
C, Bảng thông số của bộ truyền bánh răng
Khoảng cách trục aw (mm)
Môđun pháp um
Chiều rộng vành răng bw (mm)
Tỷ số truyền ut
Góc nghiêng của răng β
x1
Hệ số dịch chỉnh
x2
z1

Số răng bánh răng
z2
d1 (mm)
Đường kính chia
d2 (mm)
df1 (mm)
Đường kính đáy răng
df2 (mm)
da1 (mm)
Đường kính đỉnh răng
da2 (mm)

cấp nhanh
190
2,5
57
7
0
0
0
19
133
47,5
332,5
45
330
49,5
334,5

cấp chậm

225
2,5
45
3,94
o
16 15’36”;
0
0
35
138
91
359
88,5
356,5
93
361

III,THIẾT KẾ TRỤC.
1,Chọn vật liệu.
Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 tơi thường hóa có giới hạn bền σb=600
và giới hạn chảy σch=340
2, Xác định tải trọng tác dụng lên trục.
Lực tác dụng lên hệ dẫn động.
-Trên bánh đai Fr=442,23 (N)
-Trên cặp bánh răng trụ.
+,Cặp bánh răng trụ- răng thẳng.
Ft1=Ft2=2337 (N)
Fr1=Ft2=850,6 (N)
+,Cặp bánh răng trụ răng nghiêng.
Ft3=Ft4=Ft5=Ft6= 4095 (N)

Fr3=Fr4=Fr5=Fr6= 1813 (N)


Fa3=Fa4=Fa5=Fa6=2834 (N)

z
Fa4
x

y

Fd
Ft4

Fr5

Fr4
Fa5

Ft5

Ft1

Fr2

Fr1

Ft6
Ft2
Fr3

Fa6
Fr6
Ft3 Fa3

F
v

3,Tính thiết kế trục
a, Xác định sơ bộ đường kính trục
Theo cơng thức 10.9(tttk) đường kính trục thứ k với k = 1…3
Tk
dk = 3
0,2.[τ ]
ứng suất cho phép [τ ] = 15…30 MPa
lấy giá trị nhỏ đối với trục vào của hộp giảm tốc , trị số lớn đối với trục ra (ở đây
trục vào là trục I và trục ra là trục III )
55504
T
= 24 ( mm )
chọn [τ ] = 20
d1 = 3 1 = 3
0,2.20
0,2.20
chọn [τ ] = 25

d2 =

3

T2
=
0,2.25

3

186877
= 33,4 ( mm )
0,2.25

chọn [τ ] = 27

d3 =

3

T3
=
0,2.27

3

1410928
= 63,16 ( mm )
0,2.28

Vậy ta chọn sơ bộ đường kính trục như sau :


d1 = 25 (mm) ; d2 = 35 (mm) ; d3 = 65(mm)

Từ đường kính d và bảng 10.2[1] ta xác định được chiều rộng ổ lăn lần lượt như
sau.
b01=17 (mm)
b02=21(mm)
b03=33(mm)
b, Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và im t lc.
Khoảng cách mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong hộp: k1 = 8 mm
Khoảng cách mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp :
k2 = 8 mm
Khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến lắp ổ :
k3 = 10 mm
Chiều
cao
lắp
ổ
và
đầu
bu
lông
:
hn = 15 mm
- Chiu di mayơ và bánh răng trụ (trên trục I)
lm12=lm13=(1,2..1,5).d1=(30 ÷ 37,5) mm
Ta chọn lm12=30 mm và lm13=35 mm
-Chiều dài mayơ bánh răng trụ răng nghiêng (trên trục II)
lm22=lm23=lm24=(1,2 ÷ 1,5)d2=( 42 ÷ 52,5) mm
Chọn lm22=45 mm, lm23=50 mm và lm24= 45 mm
-Chiều dài mayơ bánh răng trụ răng nghiêng (trên trục III)
lm32=lm33=lm34=(1,2 ÷ 1,5)d3=( 78 ÷ 97,5) mm
Chọn lm32=lm34=90 mm, lm33=80 mm

*Chiều dài các đoạn trục.
-Trục II.
l22=0,5(lm22 + b02) +k1 +k2= 0,5.(45 +21) +8+8 =49 mm
⇒ chọn l22=55 mm
l23= l22 +0,5.(lm22 +lm23) +k1=55 +0,5.(45 +50) +8 =10,5 mm
⇒ chọn l23=115 mm
l24=2l23 –l22= 2.115 -55=175 mm
l21=2l23= 2.104,5 =230 mm
-Trục III.
l33=-lc33=0,5(lm33 + b03) +k3 +hn= 0,5.(80 +33) + 10 +15=81,5 mm
⇒ chọn l33=85 mm
l32=l22=55 mm
l34=l24=175 mm
l31=l34 + l32 =230 mm
-Trục I.
l12=lc12=0,5.(lm12 +b01) +k3 +hn=0,5,(30 +17) +10 +15 =48,5 mm
⇒ chọn l12=50 mm
l13=l23=115 mm


l11
2 42. 0 00
0

l13

l12=-lc12

l12
2 42. 0 00

0

241 . 91 4
1

l23

l24

12 0. 5 00
7

l22
56. 000
0

lc33
47 . 50 0

l32
59. 000
0

l34
18 3. 0 00

l31
2 42. 0 00
0

l11=2l13=230 mm
4.Tính tốn thiết kế trục I.
a,Các lực tác dụng lên trục.
Fyđ=Fđ.cos450=442,23.1/√2=312,7 N
Fxđ= Fđ.sin450=442,23.1/√2=312,7 N
Ft1=2337 N
Fr1=850,6 N
b, Vẽ biểu đồ mơmen
*xét trên mặt phẳng z0y có
∑ Fy = 0 ⇒ Fyd + Fy10 − Fr1 + Fy11 = 0

∑m

A

= 0 ⇒ Fyd .l12 + Fr1.l13 − Fy11.l11 = 0

⇒ Fy11 =

Fyd .l12 + Fr1.l13
l11

=

312,7.50 + 850,6.115
= 493,3 ( N )
230

Fy10 = Fr1 − Fy11 − Fyd = 44,6 ( N )
*Xét trên mặt phẳng x0z có