Đồ án Chi Tiết Máy " THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC 2 CẤP ĐỒNG TRỤC -BÁNH RĂNG NGHIÊNG " pot



ĐỀ TÀI

THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC 2 CẤP ĐỒNG
TRỤC -BÁNH RĂNG NGHIÊNG






Giáo viên hướng dẫn :
Sinh viên thực hiện :



Đồ án Chi Tiết Máy


SVTH: Đặng Danh Huân Trang 1 Trường ĐHKT-KTCN
LỜI NÓI ĐẦU

Đồ án chi tiết máy là một trong những đồ án quan trọng nhất của sinh viên ngành cơ khí chế tạo
máy. Đồ án thể hiện những kiến thức cơ bản của sinh viên về vẽ kĩ thuật, dung sai lắp ghép và cơ sở thiểt
kế máy, giúp sinh viên làm quen với cách thực hiện đồ án một cách khoa học và tạo cơ sở cho các đồ án
tiếp theo.
Hộp giảm tốc là một cơ cấu đƣợc sử dụng rộng rãi trong ngành cơ khí nói riêng và công nghiệp nói
chung .
Trong môi trƣờng công nghiệp hiện đại ngày nay, việc thiết kế hộp giảm tốc sao cho tiết kiệm mà

vẫn đáp ứng độ bền là hết sức quan trọng.
Đƣợc sự phân công của Thầy, em thực hiện đồ án Thiết kế hộp giảm tốc đồng trục để ôn lại kiến
thức và để tổng hợp lý thuyết đã học vào một hệ thống cơ khí hoàn chỉnh.
Do yếu tố thời gian, kiến thức và các yếu tố khác nên chắc chắn có nhiều sai sót, rất mong nhận
đƣợc những nhận xét quý báu của các thầy.
Xin cám ơn các thầy hứơng dẫn và các thầy trong Khoa Cơ khí đã giúp đỡ chúng em hoàn thành đồ
án này!

SVTH: Đặng Danh Huân










Đồ án Chi Tiết Máy


SVTH: Đặng Danh Huân Trang 2 Trường ĐHKT-KTCN
THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC 2 CẤP ĐỒNG TRỤC -BÁNH RĂNG NGHIÊNG




1.Động cơ điện
2. Bộ truyền đai thang

3. Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục
4. Nối trục đàn hồi
5. Xích tải
Số liệu thiết kế:
Lực vòng trên xích tải: F = 5000N
Vận tốc xích tải: v = 0,5715 m/s
Số răng đĩa xích tải dẫn: z = 27
Bƣớc xích tải: p = 25,4 mm
Thời gian phục vụ: L = 24000 (h)
Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ
(1 năm làm việc 300 ngày, 1ca làm việc 8 giờ)
Chế độ tải: T
1
= T; T
2
= 0,9T; T
3
= 0,75T
t
1
= 15s ; t
2
= 48s ; t
3
= 12s

Đồ án Chi Tiết Máy


SVTH: Đặng Danh Huân Trang 3 Trường ĐHKT-KTCN

MỤC LỤC
PHẦN I : TÌM HIỂU VỀ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
PHẦN II : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
1. Chọn động cơ
2. Phân phối tỉ số truyền
PHẦN III : TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG
1. Chọn dạng đai
2. Tính đƣờng kính bánh đai nhỏ
3. Tính đƣờng kính bánh đai lớn
4. Xác định khoảng cách trục a và chiều dài đai l
5. Tính góc ôm đai nhỏ
6. Tính số đai z
7. Kích thƣớc chủ yếu của bánh đai
8. Lực tác dụng lên trục F
r
và lực căng ban đầu F
o

9. Đánh giá đai
10. Tuổi thọ đai
PHẦN IV : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
1. Tính toán cấp chậm
2. tính toán cấp nhanh
PHẦN V : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN THEN
1. Thiết kế trục
2. Tính then
PHẦN VI : CHỌN Ổ LĂN VÀ KHỚP NỐI TRỤC
1. Chọn ổ lăn
2. Khớp nối trục

PHẦN VII : THIẾT KẾ VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP
1.Thiết kế vỏ hộp giảm tốc
2.Các chi tiết phụ
3. Dung sai lắp ghép
PHẦN VIII : XÍCH TẢI

Đồ án Chi Tiết Máy


SVTH: Đặng Danh Huân Trang 4 Trường ĐHKT-KTCN



PHẦN I: TÌM HIỂU VỀ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
Xích tải là một loại của bộ truyền xích nó được sử dụng rất rộng rãi trong cuộc sống và trong sản
xuất với hiệu suất cao, không sảy ra hiện tượng trượt, khả năng tải cao, có thể chịu được quá tải khi
làm việc chính vì thế nó rất được ưa chuộn trong các băng chuyền trong sản xuất. Dưới đây là hình
ảnh về ứng dụng xích tải trong sản xuất:





Đồ án Chi Tiết Máy


SVTH: Đặng Danh Huân Trang 5 Trường ĐHKT-KTCN

Phần II: Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền.
1. Chọn động cơ
1.1. Xác định tải trọng tương đương
Gọi : P là công suất trên xích tải.


là hiệu suất chung của hệ thống dẫn động

t
P
là công suất tinh toán tren trục máy công tác
Ta có :

t
ct
P
P 
(kW) Theo (2.8)TL1
Công suất tƣơng đƣơng: (Trƣờng hợp tải trog thay đổi )

=
321
3
2
32
2
22
2
1

ttt
tPtPtP


Theo (.12 & 2.13)L1

Với:
3
12
1 ; 0,9 0,75
T
TT
T T T
  

=>
PP 
1

PP 9,0
2


PP 75,0
3


Trong đó : P = (F.v)/1000 = (5000.0,5715) / 1000 = 2,86 (KW)
Thay số vào ta đƣợc:kn
=

321
3
2
32
2
22
2
1

ttt
tPtPtP


= 2,57 (KW)


1.2. Xác định công suất cần thiết
Hiệu suất bộ truyền theo bảng 3.3
 
1

Chọn: - Hiệu suất của bộ truyền đai (để hở):
96.0
d


- Hiệu suất của cặp bánh răng trụ (đƣợc che kín) :
98.0
br


Đồ án Chi Tiết Máy


SVTH: Đặng Danh Huân Trang 6 Trường ĐHKT-KTCN
- Hiệu suất của cặp ổ lăn:
0,99
ol
η =
5
- Hiệu suất của khớp nối trục:
99.0
kn


- Hiệu suất của toàn bộ hệ thống
η
:

knolbrd


52


=
99,0.995,0.98,0.96.0
52
= 0,89

Công suất cần thiết:
=
89,2
89.0
57,2

(KW)
Số vòng quay của xích tải khi làm việc:

50
4,25.27
5715,0.60000
.
.60000

pz
v
n
lv

vòng/phút Theo (2.17) TL1

Số vòng quay sơ bộ của động cơ:


tlvsb
unn .
Theo (2.18) TL1
Theo bảng 2.4TL1 ta có :
- Bộ truyền đai = 4

- Bộ truyền bánh răng = 14
Ta chọn đuợc tỉ số truyền sơ bộ là:
brdt
uuu .
= 4.14 = 56
Vậy
280056.50 
sb
n
(v/ph)
Với những ĐK :
dn
kmm
sbdb
ctdc
T
T
T
T
nn
pP




Theo bảng (P.1.3 Tl1)
Chọn động cơ có số vòng quay đồng bộ n
đb
= 2838 (vòng/phút) (2p = 2 )
Động cơ loại 4A90L2Y3 (Do lien xô cũ chế tạo)

Ta chọn đƣợc động cơ với các thông số sau:



Đồ án Chi Tiết Máy


SVTH: Đặng Danh Huân Trang 7 Trường ĐHKT-KTCN

Kiểu động cơ
Công suất
Vận tốc
quay


%
k
dn
T
T


cos


4A90L2Y3
3 KW
2838
84,5
2,2

0,88






2. Phân phối tỷ số truyền
Tỷ số truyền chung: (Theo 3.23) TL1

76,56
50
2838

lv
dc
t
n
n
u

Mà u
t
= u
d
.u
h
Với u
d
là tỉ số truyền của đai

u
h
là tỉ số truyền của hộp giảm tốc
Chọn
4
d
u
,
19,14
4
76,56

d
t
h
u
u
u

u
h
= u
1
.u
2
( u
1
,u
2
là tỉ số truyền cấp nhanh và cấp chậm)

Đối với hộp giảm tốc đồng trục, để sử dụng hết khả năng tải của cặp bánh răng cấp nhanh ta chọn u
1
theo
công thức:
u
1
=
2
3
a1
2
3
a1
1
ba
hh
b
ba
h
b
uu
u







Theo 3.21 [Tài liệu cơ sở TK Máy ĐHBKĐHQGTPHCM)

giá trị
2
a1
ba
b


thông thƣờng bằng 1,5 hoặc 1,6 ở đây ta chọn bằng 1,5
suy ra u
1
=
187,4
15,1.19,14
5,1.19,1419,14
3
3



; u
2
= 14,19 / 4,187 = 3,389
Công suất trên các trục:
Đồ án Chi Tiết Máy


SVTH: Đặng Danh Huân Trang 8 Trường ĐHKT-KTCN

)(609,2
99,0.995,0

57,2
.
3
KW
P
P
knol
td




)(676,2
98,0.995,0
609,2
.
3
2
KW
P
P
brol




)(744,2
98,0.995,0
676,2
.

2
1
KW
P
P
brol




)(873,2
96,0.995,0
744,2
.
1
KW
P
P
dol
dc





Số vòng quay trên các trục:

)/(50
389,3
453,169

)/(453,169
187,4
5,709
)/(5,709
4
2838
2
2
3
1
1
2
1
phvg
u
n
n
phvg
u
n
n
phvg
u
n
n
d
dc




Mômen xoắn trên các trục:
Ta có :
).(10095
2838
3
.10.55,9
.10.55,9
6
6
mmNT
n
P
T
dc
i
i
i



Tƣơng tự
1
T
= 36934,7 (N.mm)

2
T

= 150813,4 (N.mm)

3
T
= 498319 (N.mm)




Đồ án Chi Tiết Máy


SVTH: Đặng Danh Huân Trang 9 Trường ĐHKT-KTCN


Bảng thông số
Trục
Thông số

Động cơ

I

II

III
Tỷ số truyền
4
4,187
3,389

Công suất (kW)
2,873
2,744
2,676
2,609
Số vòng quay (vg/ph)
2838
709,5
169,453
50
Mômen T (Nmm)
10095
36934,7
150813,4
498319







Phần III: Tính toán, thiết kế bộ truyền đai thang.
1. Chọn dạng đai:
Các thông số của động cơ và tỷ số của bộ truyền đai:

)/(2838 phvn
dc


4
)(3


d
dc
u
KWP


Theo sơ đồ hình 4.2[TL1]
ta chọn loại đai là đai hình thang thƣờng loại A, ta chọn nhƣ sau:
(L = 560 - 4000, d
1
= 100 - 200)



Đồ án Chi Tiết Máy


SVTH: Đặng Danh Huân Trang 10 Trường ĐHKT-KTCN
Thông số cơ bản của bánh đai
Loại đai
Kích thƣớc mặt cắt, (mm)
Diện tích
A
1
(mm

2
)
b
t
b
H
y
0
Thang, A


11





13

8

2,8

81

2. Tính đường kính bánh đai nhỏ

3
3
11

10095)4,6 2,5().4,6 2,5(  Td
Theo 4.1 TL1
Với
1
d
= (102,4 …128,3)
Theo tiêu chuẩn chọn
1
125d mm=

Vận tốc dài của đai:

)/(56,18
60000
1
1
sm
nd
v 


Vận tốc đai nhỏ hơn vận tốc cho phép:

max
25 /v m s=

3. Đường kính bánh đai lớn
Đƣờng kính bánh đai lớn

21

. (1 )
d
d u d ξ=-
Theo 4.2 TL1

)(6,507)015,01/(4.125 mm

(Do sự trƣợt đàn hồi giữa đai và bánh đai.Trong đó

là hệ số trƣợt tƣơng đối, thƣờng

= 0,01

0,02 ta
chon
0,015ξ =
)

Theo tiêu chuẩn của bánh đai hình thang ta chọn

2
500d mm=

-Tỷ số truyền thực tế của bộ truyền đai là:
Đồ án Chi Tiết Máy


SVTH: Đặng Danh Huân Trang 11 Trường ĐHKT-KTCN

2

1
500
4
125
ttd
d
u
d
= = =
= u
d
Không co sai số của bộ truyền vậy các thông số bánh đai đƣợc thỏa mãn.

4. Xác định khoảng cách trục
a
và chiều dài đai
l

4.1 Chọn khoảng cách trục
a
.

   
1 2 1 2
2 0,55d d a d d h    
Theo 4.14 TL1

   
2 125 500 0,55 125 500 8a    
(h chiều cao tiết diện đai)

125075,351  a

Theo tiêu chuẩn ta chọn a = 475 mm (a/d2 = 0,95)
4.2 Chiều dài đai L

1 2 2 1
()
2.
24
d d d d
Laπ
a
+-
= + +
4.4[TL1]

)(2005
475.4
)125500(
2
)125500(14,3
475.2
2
mm





Theo tiêu chuẩn chọn L = 2000 (mm)
Xác định lại khoảng cách trục
a


4
8
22



a
4.5a[1]
Với
1018
2
)(
21



dd
L




21
500 125
187,5

22
dd
mm


   


)(4758,4714/)5,187.810181018(
22
mma 

Vậy a =475 (mm) đƣợc chọn thõa

5. Tính góc ôm đai nhỏ
Vì góc ôm bánh đai nhỏ trong trƣờng hợp này luôn nhỏ hơn góc ôm bánh đai lớn nên nếu góc ôm bánh đai
nhỏ thõa thì góc ôm bánh đai lớn cũng đƣợc thõa
Theo 4.7 TL1

0
12
00
1
135/)(57180  add


Đồ án Chi Tiết Máy


SVTH: Đặng Danh Huân Trang 12 Trường ĐHKT-KTCN

Vì
1 min
120
o
αα>=
thỏa mãn điều kiện không trƣợt trơn.

6. Tính số đai z
Ta có:
zul
d
CCCCP
KP
Z
].[
.
0
1


Theo 4.16 TL1
Với:
dc
P
: công suất trên trục bánh dẫn trƣờng hợp này cũng chính là công suất động cơ, kW(
dc
P
=3kW)

[ ]

o
p
: công suất có ích cho phép đƣợc xác định theo đồ thị hình 4.19[TL1]
[p
o
] = 2,4kw


C
: Hệ số xét đến ảnh hƣởng của góc ôm . Tra bảng 4.15 TL1


C
=1 – 0,0025(180 –
1

) = 0,875

u
C
: Hệ số xét đến ảnh hƣởng của tỉ số truyền, chọn
1,14
u
C =
( tra bảng 4.17 [TL1])

L
C
: hệ số xét đến ảnh hƣởng của chiều dài đai L
Ta có

17,1
1700
2000
0

l
l

Với L
0
là chiều dài thực nghiệm L
0
= 1700mm
Tra bảng 4.16 [TL1] =>
L
C
= 1

z
C
: hệ số ảnh hƣởng đến sự phân bố không đều của tải trọng giữa các dây đai
Z
2

3
4

6
Z >6
C

z
0,95
0,9
0,85
Chọn C
z
= 0,95 ( P1/[P] = 3/2,4 = 1,25 )
d
K
: Hệ số xét đến ảnh hƣởng tải trọng, theo bảng 4.7[TL1]
Chọn
d
K
= 1,35 (do cơ cấu phải làm việc 2 ca )
Thay các thông số vào ta có:
8,1
95,0.14,1.1.875,0.4,2
35,1.3
Z

chọn Z = 2

7. Định các kích thước chủ yếu của bánh đai
7.1 Chiều rộng bánh đai
Đồ án Chi Tiết Máy


SVTH: Đặng Danh Huân Trang 13 Trường ĐHKT-KTCN
Chiều rộng bánh đai:
( 1) 2B z t e= - +

4.17[2]
Với t và e tra bảng 4.21[TL1]
t = 15mm
e = 10mm

3,3
o
h =
mm
thay số vào ta đƣợc:
B = (2 – 1 ).15 + 2.10 = 35mm

7.2 Đường kính ngoài hai bánh đai:
Theo 4.16 [TL1]
Bánh dẫn :
6,5063,3.25002
011
 hdd
a

Bánh bị dẫn :
)(6,1313,3.21252
022
mmhdd
a




8. Lực tác dụng lên trục F

r
, và lực căng ban đầu F
o
.
Lực căng trên 1 đai:

0
1
780 .

dc d
v
α
pk
FF
v C Z
=+

Với K
d
: hệ số tải trọng động tra bảng 4.7[2] với loại truyền động xích tải lam việc 1ca ta chọn

1
P
= 3
K
d
= 1,35 trƣờng hợp này làm việc 2 ca nên

C


= 0,875 (đã tính ở trên)
V = 18,56
Z = 2
F
v
: lực căng do lực li tâm sinh ra.

2
1vm
F q v
4.20[2]
q
m
: khối lƣợng trên 1m chiều dài đai tra bảng 4.22[2] ta đƣợc
q
m
= 0,105 kg/m


F
v
= 0,105.18,56
2
= 36,17 kgm/s
2

Đồ án Chi Tiết Máy

SVTH: Đặng Danh Huân Trang 14 Trường ĐHKT-KTCN


)(23017,36
2.875,0.56,18
35,1.3.780
0
NF 

Lực tác dụng lên trục: trục đƣợc tính nhƣ sau:


r
F
2F0.Z.sin(
)2/
1

= 850 (N)







Phần IV :Thiết kế bộ truyền bánh răng.
1. Tính toán cấp chậm.
1.1 Chọn vật liệu:
Đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ, hai cấp, chịu công suất nhỏ (Pdc =3KW), chỉ cần chọn vật liệu

nhóm I. Vì nhóm I có độ rắn HB<350, bánh răng đƣợc tôi cải thiện. Nhờ có độ rắn thấp nên có thể cắt răng
chính xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn. Dựa theo bảng 3.8 ( [1] ) chọn
45X và 40X Thép loại thép này rất thông dụng , rẻ tiền.Với phƣơng pháp tôi cải thiện tra bảng 6.1 ta đƣợc
các thông số sau:



Vật

liệu

Nhiệt

luyện
Giới
hạn


bền


2



b
N/mm

Giới
hạn

chảy



N/mm
2

ch


Độ
cứng


HB

Bánh


chủ
động


Thép


45
X

Tôi
c
ải

thiện




850



650




230…280
Bánh
b
ị

động

Thép

40X

Tôi cải
thiện


850


550


230…260

Đồ án Chi Tiết Máy


SVTH: Đặng Danh Huân Trang 15 Trường ĐHKT-KTCN

1.2 Xác định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uốn cho phép:
1.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép:
Chọn độ cứng HB
cđ
= 260 và HB
bđ
= 250.

Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho
phép:
CT 6.1 và 6.2[TL1tr91]

[σ
H
] = ( σ
0
Hlim
/ S
H
)
Z
R
Z
V
K
xH
K
HL
[σ
F
] = ( σ
0
Flim
/ S
F
)
Y
R
Y
V
K
xF

K
FC
K
FL
.

Trong tính toán sơ bộ nên ta chọn Z
R
Z
V
K
xH
= 1 và Y
R
Y
V
K
xF
= 1 do

đó chỉ còn :

[σ
H
] = ( σ
0
Hlim
/ S
H
) K

HL
[σ
F
] = ( σ
0
Flim
/ S
F
) K
FC
K
FL

Đồ án Chi Tiết Máy


SVTH: Đặng Danh Huân Trang 16
Trường ĐHKT-KTCN
Với σ
0
Hlim,
σ
0
Flim
: lần lƣợc là ứng suất tiếp cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với
số chu kì cơ sở.Tra bảng 6.2 [TL1 tr94]
ta đƣợc :σ
0
Hlim
= 2HB+70= 2x260+70 = 590 và
σ
0
Flim

= 1.8HB = 1.8x 260 = 468 (với bánh chủ động).

S
H
và S
F
là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. Tra bảng

6.2 [TL1 tr 94] ta đƣợc S
H
= 1.1 và S
F
= 1.75 (với bánh chủ động).
K
FC
hệ số xét đến ảnh hƣởng đặt tải.K
FL
= 1 khi đặt tải một chiều.

K
HL
và K
FL
hệ số tuổi thọ đƣợc tính

CT 6.3 và 6.4 [Tl1 tr 93]:



H

m
HEHOHL
NNK /
Và
F
m
FEFOFL
NNK /

ở đây : m
H
và m
F
– bậc của đƣờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc và
uốn

trong trƣờng hợp này m
H
= 6 và m
F
= 6 vì độ cứng mặt răng HB < 350.
N
HO
số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử tiếp xúc :


Theo 6.5 TL1 tr93 :
4,24,2
260.30.30 
HBHO

HN
=18752418
N
FO
= 4.10
6
đối với tất cả các loại thép.

N
FE
và N
HE
số chu kì thay đổi ứng suất tƣơng đƣơng :
Ta xét tải trọng thay đổi :




iiHE
tnTTiCN max)/( 60
3


ii
m
FE
tnTTiCN
F
max)/( 60 

Với c:số lần ăn khớp của rằng trong một vòng.Ở đây c = 1

n:số vòng quay bánh răng trong một phút ,n
cđ
= 169,6, n
bđ
=50


T
i
: mô men xoắn.
L=5 năm, mỗi năm 300 ngày, mỗi ngày 2 ca, mỗi ca 8h nên

Tổng số giờ làm việc :t
=5

.

300

.

2

.
8 = 24000 (giờ)
Đồ án Chi Tiết Máy

SVTH: Đặng Danh Huân Trang 17
Trường ĐHKT-KTCN
Suy ra với bánh chủ động



207815322)
75
12
.75,0
75
48
.9,0
75
15
.1.(24000.5,169.1.60
333

HE
N



138865474)
75
12
.75,0
75
48
.9,0

75
15
.1.(24000.5,169.1.60
666

FE
N



Vì N
Hecđ
> N
HOcđ
và N
EFcđ
> N
FOcđ
nên K
HLcđ
=K
FLcđ
=1.
Suy
ra với bánh chủ động:
[σ
H
]
cđ
=590/1,1 = 536,4 Mpa

[σ
F
]
cđ
= 468/1,75 = 267,4 Mpa (N/mm
2
).

Đối với bánh bị động tương tự ta có :

σ
0
Hlim
= 2HB+70= 2.250+70=570 và
σ
0
Flim
= 1.8HB = 1,8.250 = 450

S
H
= 1.1 và S
F
= 1.75
Có
52852320)
75
12
.75,0

75
48
.9,0
75
15
.1.(24000.50.1.60
333

HE
N


40939114)
75
12
.75,0
75
48
.9,0
75
15
.1.(24000.50.1.60
666

FE
N



Vì N

Hebđ
> N
HObđ
và N
EFbđ
> N
FObđ
nên K
HLbđ
=K
FLbđ
=1.


Suy ra [σ
H
]
bđ
=570/1,1 = 518,2 MPa

[σ
F
]
bđ
= 450 / 1,75 = 257,1 MPa (N/mm
2
).

Vậy : [σ
H

]
cp
)(3,527
2
4,5362,518
2
][][
MPa
bdHcdH







[σ
H
]
bđ

1,25
[σ
H
]
bđ=647,75
Vậy thỏa mãn yêu cầu 6.12 TL1
Đồ án Chi Tiết Máy

SVTH: Đặng Danh Huân Trang 18
Trường ĐHKT-KTCN

1.3 Xác định khoảng cách trục a
w
Ta xác định độ bền tiếp xúc theo độ bền tiếp xúc của bánh chủ động.
3
2
1
][
.
)1(
baH
H
aW
u
KT
uKa



Theo 6.15a TL1
trong đó : dấu + khi ăn khớp ngoài, - khi ăn khớp
trong.


 Ka :hệ số phụ thuộc vật liệu cặp bánh răng và loại răng. Tra

bảng 6.5 [TL1 tr 96] đƣợc Ka = 43 (Mpa).

 Ψ
ba
:hệ số, tra bảng 6.6 [ 1 tr 97] và chọn 0,3.

Suy ra Ψ
bd
= 0,53 Ψ
ba
(u  1) = 0,53 .0,3(3.389 + 1)=0.698
(CT 6.16 [TL1 tr 97].

Tra bảng 6.7 với Ψ
bd
= 0.698 và ở sơ đồ 5 ta đƣợc K
Hβ
= 1,05.

 T
1
momen xoắn trên trục bánh chủ động T
1
= 150813 Nmm.

 [σ
H
] ứng suất tiếp cho phép [σ
H
] = 527,3 Mpa.

 U tỉ số truyền u = 3.389

Thay số vào => aW = 155,07


Theo tiêu chuẩn ta chọn a
w
= 150 mm

1.4 Môđun bánh răng.
Theo CT 6.17 TL12
m = (0,01…0,02)aW = 1,5 … 3,0
chọn m = 2 mm theo tiêu chuẩn

1.5 Số răng của bánh răng.
Vì răng nghiêng ta chọn

= 15
0

Theo CT 6.31 TL1:
01,33
)1389,3(2
15cos.150.2
)1(
cos.2
0
1






um
a
Z
W


Vậy ta chọn số răng bánh dẫn là 33
Vậy số răng bánh bị dẫn là
2
Z
= u.Z1 = 3,389.33 = 111,8
Đồ án Chi Tiết Máy


SVTH: Đặng Danh Huân Trang 19
Trường ĐHKT-KTCN
Ta chọn
2
Z
= 112
Tỉ số truyền sau khi chọn răng:
394,3
33
112
1
2

Z
Z

U
t

Sai số tỉ số truyền:
, 0100.
389,3
)389,3394,3(


U

Vậy số răng cặp bánh răng đƣợc thõa.
Tính lại góc

: ta có Cos

= m
t
aZ 2/
= 2.145/2.150 = 0,946
Vậy

= 14,8
00
20
Thỏa mãn với đk

]20;8[

1.6 Góc ăn khớp :
Theo ct 6.27 TL1

WttW
amZCos 2/cos



(Có
0
20

) =>
889.0150.2/20cos.2.145
0

tW
Cos


=>
0
7,24
tW



1.7 Kích thước bộ truyền bánh răng
Chiều rộng bánh răng :

45150.3,0.
1

WW
ab

mm
Đƣờng kính vòng chia:

1
d
= Z
1
.m /cos

= 68,3 mm

2
d
= Z
2
.m /cos

= 231,7mm
Đƣờng kính lăn :
d
1w
= 2aW/(u+1) = 68,3 mm

2W

d
= d
1w
.u = 68,3.3,394 = 231,8 mm
Đƣờng kính đỉnh răng :
d
1a
= d
w1
+ 2.m = 72,3 mm
d
2a
= d
w2
+ 2.m = 235,7 mm
Đƣờng kính vòng chân răng :
Đồ án Chi Tiết Máy


SVTH: Đặng Danh Huân Trang 20
Trường ĐHKT-KTCN
d
f1
= d
w1
– 2,5m = 63,3 mm
d
f2
= d
w2

– 2,5m = 226,7 mm

vận tốc bánh răng:

606,0
60000

11

nd
v
W


Theo bảng 6.13[TL2] ta chọn cấp chính xác của cặp bánh răng là cấp 9

1.8 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc.

][) /()1.( 2
1
2
1 H
W
WHHMH
dubuKTZZZ



theo 6.33 TL1
Với :

*
274
m
Z
: hệ số kể đến vật liệu của bánh răng ăn khớp. Tra bảng 6.5
TL1
* Z
H
– Hệ số xét đến ảnh hƣởng của hình dạng bề mặt tiếp xúc
Z
H
=
tWb

2sin/cos2
Theo 6.34 TL1
Với
b

góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở.
tg
b

= cos

tg
t
.

(

t

=
0
7,24
tW

Vì bánh răng ko dịch chỉnh)
tg
b

= cos24,7.tg14,8=0,24 Vậy
b

= 13,5
Z
H
=
7,24.2sin/5,13cos2
= 1,6
* Z

- Hệ số xét đến sự trùng khớp răng.
Theo 6.37 TL1
)/(


mSinb
W


= 45Sin14,8/

2
= 1,83




1 Theo 6.36c TL1 Z

=


/1

Áp dụng 6.38b TL1


=

sZZ cos)]/1/1(2,388,1[
21

= 1,696
=> Z

=
696,1/1
= 0,769

 K
H
- Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc.
Đồ án Chi Tiết Máy


SVTH: Đặng Danh Huân Trang 21
Trường ĐHKT-KTCN

HvHHH
KKKK



Trong đó
05,1

H
K



H
K
= 1,13 : hệ số phân bố ko đều tải trọng . Tra bảng 6.14 TL1

Hv
K
=


HH
WH
KKT
dbv
2

1
1
1


Trong đó
uavgv
WoHH
/


Tra bảng 6.15 TL1
73
002,0


o
g
H


=>
394,3/150606,0.73.002,0
H

v
= 0,58 (m/s)

Hv
K
=
05,1.13,1.150813.2
3,68.45.58,0
1
= 1,005
=> K
H
= 1,005.1,05.1,13 = 1,192

Vậy
)3,68.394,3.45/(394,4.192,1.150813.2769,0.6,1.274
2

H

= 502
MPa
=>
][
HH




Vậy độ bền tiếp xúc đƣợc thõa mãn.

Đồ án Chi Tiết Máy


SVTH: Đặng Danh Huân Trang 22
Trường ĐHKT-KTCN


1.9 Tính toán kiểm tra giá trị ứng suất uốn
CT 6.43.và 6.44 [TL1tr108]: σ
Fcđ
= 2T
1
K
F
Y
ε
Y
β

Y
F1
/(b
w
d
w1
m)  [σ
F
]cd.

σ
Fbđ
= σ
F1
Y
F2
/Y
F1
 [ σ
F2
]bd.

Trong đó : Y
ε
= 1/ ε
α
= 1/1.696 = 0.59:hệ số kể đến sự trùng khớp
của răng.

Với :
Y
β
= 1-β/140 = 1- 14,8/140 =0,894.

Y
F1
,Y
F2
hệ số dạng răng của bánh chủ động và bị động.

Tra bảng 6.18 với hệ số dịch chỉnh x
1

=0, x
2
=0 và z
v1
=z
1/

3
cos
=36,5 ; z
v2
= z
2/

3
cos
= 124 và suy ra đƣợc Y
F1
= 3,7; Y
F2
= 3,6.

K
F
= K
Fβ
K
Fα
K
Fv

CT 6.45 TL1



K
Fβ
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên
chiều


rộng vành răng, tra bảng 6.7 [TL1 tr 98] với sơ đồ 4 suy ta có K
Fβ
= 1,12.
K
Fα
: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp khi tính về uốn, với bánh răng nghiêng. Tra bảng 6.14 TL1
K
Fα
= 1,37


K
Fv
hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn
khớp khi tính về
uốn: Theo CT 6.46 TL1




FF
WF
Fv
KKT
dbv
K
2

1
1
1





Với

uavgv
WoFF
/











006,0
73
606,0
F
o
g
v



Đồ án Chi Tiết Máy


SVTH: Đặng Danh Huân Trang 23 Trường ĐHKT-KTCN

394,3/150606,0.73.006,0
F
v
= 1,75


01,1
37,1.12,1.150813.2
3,68.45.75,1
1 
Fv
K

Suy ra K

F
= 1,01.1,12.1,37 = 1,55

Suy ra σ
Fcđ
= 2.150813.1,55.0,59.0,894.3,42/(45.68,3.2) = 148 MPa

MPa  [σ
Fcđ
] = 267,4 MPa.

σ
Fbđ
= 148.3,6/3,7=144  [σ
Fbđ
] =257
Mpa.


Vậy bánh răng cấp chậm đạt yêu cầu về độ bền uốn và độ bền tiếp xúc.

1.10 Kiểm nghiệm quá tải :
Adct 6.48 TL1
maxmax
][.
HqtHH
K



Theo CT 6.13TL1
1820650.8,2.8,2][
max

chH



2,2/
max
 TTK
qt

=>
maxmax
][7442,2.502
HH


Vậy thỏa mãn quá tải về tiếp xúc.
Adct 6.49 TL1
maxmax
][.
FqtFF
K



Theo CT 6.14 TL1
520650.8,0.8,0][

max

chF


=>
maxmax
][8,3162,2.144
FF


Vậy thỏa mãn quá tải về uốn.



2 : Tính toán cấp nhanh.
2.1 Chọn vật liệu:
So với bộ truyền bánh răng cấp chậm, bộ truyền cấp chậm có tỉ số truyền cao hơn, nhƣng chênh lệch
không lớn nên ta chọn vật liệu cấp nhanh giống cấp chậm.





Đồ án Chi Tiết Máy


SVTH: Đặng Danh Huân Trang 24 Trường ĐHKT-KTCN

Vật

liệu

Nhiệt

luyện
Giới
hạn


bền


2



b
N/mm

Giới
hạn


chảy



N/mm

2

ch


Độ
cứng


HB

Bánh


chủ
động


Thép


45
X


Tôi
c
ải

thiện

850



650




230…280
Bánh
b
ị

động

Thép


40X

Tôi cải
thiện


850

550


230…260





2.2 Xác định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uốn cho phép:
2.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép:
Chọn độ cứng HB
cđ
= 260 và HB
bđ
= 250.

Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho
phép:
CT 6.1 và 6.2[TL1tr91]
[σ
H
] = ( σ
0
Hlim
/ S
H
)

Z
R
Z
V
K
xH
K
HL
[σ
F
] = ( σ
0
Flim
/ S
F
)
Y
R
Y
V
K
xF
K
FC
K
FL
.

Trong tính toán sơ bộ nên ta chọn Z
R

Z
V
K
xH
= 1 và Y
R
Y
V
K
xF
= 1 do

đó chỉ còn :

[σ
H
] = ( σ
0
Hlim
/ S
H
) K
HL
[σ
F
] = ( σ
0
Flim
/ S
F

) K
FC
K
F