Đồ án Chi tiết máy HGT Phân đôi cấp nhanh kèm hướng dẫn làm đồ án đầy đủ 5

Đồ án chi tiết máy GVHD: Đoàn Yên Thế
Lời nói đầu
Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu
trong chơng trình đào tạo kỹ s cơ khí đặc biệt là đối với kỹ s nghành chế
tạo máy. Đồ án môn học Chi Tiết Máy là môn học giúp cho sinh viên có
thể hệ thống hoá lại các kiến thức của các môm học nh: Chi tiết máy, Sức
bền vật liệu, Dung sai, C, Vẽ kỹ thuật đồng thời giúp sinh viên làm
quen dần với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế
đồ án tốt nghiệp sau này.
Nhiệm vụ đợc giao là thiết kế hệ dẫn động thùng trộn gồm có hộp
giảm tốc phân đôi cấp chậm và bộ truyền xích. Hệ đợc dẫn động bằng
động cơ điện thông qua khớp nối đàn hồi, hộp giảm tốc và bộ truyền xích
sẽ truyền chuyển động tới thùng trộn.
Trong quá trình tính toán và thiết kế các chi tiết máy cho hộp giảm
tốc phân đôi cấp chậm em đã sử dụng và tra cứu các tài liệu sau:
Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lợng kiến thức tổng hợp
còn có những mảng cha nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo
các tài liệu và bài giảng của các môn có liên quan song bài làm của em
không thể tránh đợc những sai sót. Em rất mong đợc sự hớng dẫn và chỉ
bảo thêm của các thầy trong bộ môn để em cũng cố và hiểu sâu hơn ,
nắm vững hơn về những kiến thức đã học hỏi đợc.
Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy trong bộ môn, đặc biệt
là thầy Đoàn Yên Thế đã trợc tiếp hớng dẫn, chỉ bảo cho em hoàn thành
tốt nhiệm vụ đợc giao .
Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn ! ! !
Sinh viên : Trịnh Viết Diện
Lớp: 43M
1
Đồ án chi tiết máy GVHD: Đoàn Yên Thế
Trang
Mục lục

I Chọn động cơ 3
II- Phân phối tỷ số truyền 4
III- Thiết kế các bộ truyền 5
1- Chọn vật liệu 5
2- Xác định ứng xuất cho phép 5
3- Tính toán bộ truyền cấp nhanh 6
4- Tính toán bộ truyền cấp chậm 13
5- Thiết kế bộ truyền xích 20
IV- Tính toán trục của hộp giảm tốc 25
1- Chọn vật liệu 25
2- Sơ đồ động phân tích lực 25
3- Xác định sơ bộ đờng kính trục 26
4- Xác định chiều dài các trục 26
5- Xác định chính xác đờng kính trục 29
6 - Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 33
7 - Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh 36
IV- Tính toán gối đỡ trục 40
V- Tính chọn khớp nối 45
VI- Kết cấu vỏ hộp 46
VII- Tính chọn dầu mỡ bôi trơn 51
VIII- xác định và chọn kiểu lắp 53
IX- Phơng pháp lắp ráp hộp giảm tốc 55
1- Phơng pháp lắp ráp các tiết máy lên trục 55
2- Phơng pháp điều chỉnh ăn khớp bộ truyền 56
Tài liệu tham khảo 57
Sinh viên : Trịnh Viết Diện
Lớp: 43M
2
Đồ án chi tiết máy GVHD: Đoàn Yên Thế
A- Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền .

I- Chọn động cơ.
Chọn động cơ là công việc đầu tiên trong quá trình tính toán thiết kế
máy.Việc chọn động cơ phù hợp có ảnh hởng rất nhiều tới các công việc đợc tiến
hành sau này .Muốn chọn đợc động cơ đạt đợc yêu cầu mong muốn ,chúng ta cần
hiểu rõ đặc tính và phạm vi sử dụng của từng loại động cơ,cần chú ý tới các yêu
cầu làm việc cụ thể của thiết bị dẫn động .
Dựa vào đồ thị tải trọng thay đổi của động cơ ta xác định đợc tỉ số làm việc
của động cơ .
1-xác định công suất động cơ .
Công suất trên trục động cơ điện đợc xác định theo công thức sau:
Pct=.P
t
/
Trong đó : Pct-công suất cần thiết trên trục động cơ [kw].
Pt- công suất tính toán trên trục máy công tác [kw].
- Hiệu suất truyền động.
Theo (2.9)/1/:
=
3
o
.
k.
.
2
br
.
x
Trong đó :
o
=0.99 - Hiệu suất của một cặp ổ lăn .

br
=0.97- Hiệu suất của bộ truyền 1 cap bánh răng .

x
=0.92- Hiệu suất của bộ truyền xích .

o
=0.99 hieu suat 1 cap o lan
(o tren ta dựa vào bảng 2.3/1/ ta tra đợc hiệu suất của các bộ truyền)
Do đó ta có:
= (0,99)
3
0.99.0,97
2
.0,92 = 0,83
ta tinh t
s
%
= t
lv
/t
ck
.100% =( t
1
+t
2
) /2.100%=(2+1,5)/4.100%
=87,5% >60% Vay tai bien doi dai han
Ta có công suất tính toán là công suất làm việc trên trục máy công tác .

P
t
= p
td
=
1
1

Sinh viên : Trịnh Viết Diện
Lớp: 43M
3
Đồ án chi tiết máy GVHD: Đoàn Yên Thế
Với hệ thống băng tải ta có: Plv=
=> Plv = = 7,65 (kw) (2)
từ (1) và (2) ta có: Pct= = 9 (kw)
2- Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ.
Ta có : n
sb
= n
lv
.u
t
trong đó: n
sb
- số vòng quay đồng bộ .
n
lv
- số vòng của trục máy công tác ở đây là trục của tang
quay.
U

t
- tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống dẫn động.
Đối với hệ thống băng tải, theo (2.16)/1/ ta có :
n
lv
= 60.1000.v/(D.)=60.1000.0.9/(3.14 .320)=53,74 (v/ph)
trong đó : V - vận tốc băng tải (m/s)
D - đờng kính tang quay (mm)
Từ bảng 2.4/1/ chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng 2 cấp:
U
h
= 10, u
X
= 2,7
Số vòng quay sơ bộ của động cơ theo (2.18)/1/:
n
SB
= n
lv
. u
t
= 53,74.27=1451 (vg/ph)
Ta chọn số vòng quay đồng bộ là : nđb = 1500 (v/ph)
.
Theo bảng phụ lục P1.3/1/ với Pct = 3,39 (kw) và n
db
= 1500 (v/ph) ta chọn
đợc động cơ có :
Bảng 1
Ký hiệu 4A100LAY3 co cac thong so sau

Công suất động cơ Pđc = 4 (kw)
Vận tốc quay n = 1420 (v/ph)
cos=0.84
=0,84
T
K
/T
DN
=2

So với điều kiện trên ta có: Pđc = 4 > Pct = 3,39

3, Kiểm tra lại:
Sinh viên : Trịnh Viết Diện
Lớp: 43M
4
Đồ án chi tiết máy GVHD: Đoàn Yên Thế
Điều kiện mở máy:
theo đề ra ta có :
dn
k
dn
mm
T
T
T
T
=<= 24,1
Động cơ đã thoả mãn điều kiện mở máy,còn điều kiện về quá tải coi
nh đã thoả mãn.

Vậy động cơ đã chọn là phù hợp.
II- Phân phối tỷ số truyền cho hệ thống.
1. Tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống:
u
t
=
74,53
1420
=
lv
dc
n
n
= 26,42
2) Phân phoi TST cho HGT va bô truyên ngoài Un.
Un=u
h
.u
n
a- Da vào cấu tao HGT và bảng 2.4/21 ta chọn
Chọn u
h
= 10 nên u
n
= u
t
/u
h
=26,42/10=2,642
b-Phân phồi tỷ sô truyên cho tng bộ truyền

u
h
=u
1
.u
2
tứ bảng 3.1 ta có
u
1
=3,58
u
2
= 7,79
c-Tinh lai Uh
u
h
=
79,2.58,3
42,26
=2,645
3. Xác định : p(kw) , T(Nmm) , n(vg/ph) trên các trục.
Trên trục I :
p
I
=p
c

ol

k

=3,39.0,99.0,99 =3,323kn
n
I
=n
đc =
1420(vg/ph)
T
I
=9,55.10
6
.
1420
323,3
.10.55,9
6
=
I
I
n
p
= 22348,35(Nmm)
Trên trục II :
p
II
= p
I
.
br
.
ol

= 3,323. 0,99 . 0,97 =3,319(kw)
n
II
=
58,3
1420
=
I
I
u
n
=396,65(vg/ph)
Sinh viên : Trịnh Viết Diện
Lớp: 43M
5
Đồ án chi tiết máy GVHD: Đoàn Yên Thế
T
II
=
65,396
19,3
10.55,9.10.55,9
66
=
II
II
n
p
= 76804,5(Nmm)
Trên trục III :

p
III
= p
II
.
br
.
ol
=3,19.0,99.0,97 = 8,198(kw)
n
III
=
494,3
418
2
=
u
n
II
=3,06(vg/ph)
T
III
=
2,142
06,3
.10.55,9.10.55,9
66
=
III
III

n
p
=205506,33(Nmm)
Bảng 1 : Các giá trị công suất ,mômen xoắn,tỷ số truyền,số vòng quay
trên các trục
p(kw) - T(Nmm) - n(vg/ph) - u
Thon
g so
độnh
g cơ
Trục 1 Trục 2 Trụ
c3
Công
suất
4 3,323 3,19 3,0
6
Tỉ số
truyền
1 3,58 2,79
Số
vòng
quay
1420 1420 396,65 142
,2
Mô
men
xoắn
22348,3
5
76804,

5
205
506
,33
III-Thết kế các bộ truyền
1. Chọn vật liệu
Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hoá trong
thiết kế ,ở đây chọn vật liệu 2 cấp bánh răng nh nhau.
Cụ thể theo bảng 6.1/92 chọn
Bánh nhỏ : thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB1=245 có
b1
=850MPa ,

ch1
=850MPa.
Bánh lớn : thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB =230có
b2
=750MPa ,

ch2
=450MPa.
2. Xác định ứng suất cho phép.
Theo bảng 6.2 ứng vớ thép 45 , tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180 350,
Sinh viên : Trịnh Viết Diện
Lớp: 43M
6
Đồ án chi tiết máy GVHD: Đoàn Yên Thế
.75,1;8,1;1,1;70.2
limlim
===+=

F
o
FH
o
H
SHBSHB

PaMPaHB
o
F
o
H
441245.8,1;456070245.2702
1l im11lim
===+=+=


MPaMPaHB
o
F
o
H
414230.8,1;53070230.27022
2lim2lim
===+=+=

Theo công thức (6.5) N
H0
= 30
4,2

HB
H
do đó ;
N
H01
= 30.245
2,4
= 1.6 . 10
7
; N
H02
=30 . 245
2,4
=1,3910
7
N
H0
:Số chu kì cơ sở khi thử về ứng suất tiếp xúc
Theo công thức (6.6) thì số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng là :
N
HE2
= N
FE2
=60.c.n
2
.t

=60.c.

ãm
i
T
T
3
.n
i
.t
i
N
HE2
=N
FE2
=60.1.396,65.12000








+
8

3
.
2
1
2
1
.1
3
3
=15 ,62.10
7
. > 1,6.10
7
Với t
i
=5.300.8= 12000h
K
HL2
= 1 mà N
HE1
= N
HE2.
u
1
> N
HE2
=1,6.10
7
K
HL1

= 1
Nh vậy theo công thức (6.1a) thì ứng suất cho phép tiếp xúc sơ bộ tính đợc .
[
H
] =
HHL
o
H
SK /.
lim

[
H
]
1
=
1,1
1.560
= 509 MPa
[
H
]
2
=
1,1
1.4530
= 481,8
MPa
Vớ cấp chậm và cấp nhanh đều sử dụng bánh răng trụ răng nghiêng nên ta
có :

[ ]
[ ] [ ]
2
8,481509
2
21
+
=
+
=
HH
H


=495,4 MPa
[
H
] =495,5 <1,25.[
H
]
2
=1,25.481,8= 602MPa
Vì N
FE2
> N
F0
=4.10
6
ma N
FE1

> N
FE2
> N
F0
K
FL2
= K
FL1
= 1
Với bộ truyền quay một chiều thì K
FC
= 1
Do đó theo công thức (6.2a) ta có ứng suất cho phép uốn sơ bộ là:
[ ]
F
FCHL
o
F
F
S
KK
.lim
.


=

[ ]
75,1
1.4411

.
1.11lim
1
==
F
FCHL
o
F
F
S
KK


= 252 MPa
Sinh viên : Trịnh Viết Diện
Lớp: 43M
7
Đồ án chi tiết máy GVHD: Đoàn Yên Thế
[ ]
75,1
1.1.414
.
2.22lim
2
==
F
FCHL
o
F
F

S
KK


=236 MPa
ứng suất quá tải cho phép : Theo công thức (6.13) và (6.14) :
[
H
]
max
= 2,8.
ch2
= 2,8.450 = 1260 MPa
[
F1
]
max
= 0,8.
ch1
=0,8. 450 = 360 MPa
[
F2
]
max
= 0,8.
ch2
=0,8.450 = 360 MPa
4. Tính toán bộ truyền cấp nhanh .
a, Xác định sơ bộ khoảng cách trục :
Theo công thức (6.15a) ta có:

( )
[ ]
3
1
2
1
11

.
1
baH
H
aw
u
KT
uKa


+=
ở đó :
a
w
: khoảng cách trục .
k
a
: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng ;
Theo bảng 6.5 /96với răng nghiêng ta chọn k
a
= 43

ba
: hệ số chiều rộng vành răng
Theo bảng 6.6 /97ta chọn
ba
= 0,3
Theo công thức (6.16) :

bd
= 0,53.
ba
(u
1
+ 1) = 0,53.0,3.(3, 58+ 1) = 0,73
Theo bảng 6.7 /98 ta có K
H

=1,1. (chọn sơ đồ 3 )
u
2
= 2,79
a
w1
= 43.4,58.
( )
3
2
3,0.58,3.4,495
1,1.35,22348
= 112,23(mm)
Lấy a

w1
= 112mm
b, Xác định các thông số ăn khớp .
Theo công thức (6.17) :
m = (0,01
ữ
0,02) a
w
= (0,01
ữ
0,02).112 = 1.12
ữ
2,24mm
Theo quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế , chọn môđun tiêu chuẩn của
bánh răng cấp chậm bằng môđun cấp nhanh m=2 mm .
ở đây ta chọn sơ bộ = 30 , do đó cos = o,866
Theo công thức (6.17) ta có :
Z
1
=
58,4.2
866,0.112.2
)1.(
cos 2
1
1
=
+um
a
w

= 21,17
Sinh viên : Trịnh Viết Diện
Lớp: 43M
8
Đồ án chi tiết máy GVHD: Đoàn Yên Thế
Lấy z
1
=21
Z
2
= z
1
.u
2
= 3,58.21 = 75,18
Lấy z
2
= 75
Khi đó tỷ số truyền thực là :
U
m
=
21
75
1
2
=
Z
Z

= 3,57
Do đó Cos =
( )
( )
112.2
75212
.2
2
43
+
=
+
w
a
ZZm
=0,857
suy ra = 31
o
c, Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :
Theo công thức (6.33) ta có
( )
2
1
122
wmw
mH
HMH
dub
uKT
ZZZ

+
=


Z
M
: hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp ,
theo bảng 6.5 /96 ta có trị số của
3
1
274 MPaZ
M
=
Z
H
: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc , trị số của Z
H
đợc tính theo
công thức :
tw
b
H
Z


2sin
cos2
=

b

: góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở .
Theo công thức (6.35):
tg
b
= cos
t
.tg
với
t
=
tw
= arctg








=








o

o
tg
arctg
tg
31cos
20
cos


=23
o
trong đó = 20
o
theo TCVN 1065 - 71
tg
b
= cos23
o
.tg31
o
= 0,553
b
=29
o
Do đó theo công thức (6.34) ta có

( )
o
H
Z

23.2sin
29cos.2
=
= 1,56
Z

: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng , đợc xác định nh sau :
với

=


2 2
31sin.112.3,0
.
sin
o
w
m
b
=
=1,39 >1 (vì phân đôI)
Sinh viên : Trịnh Viết Diện
Lớp: 43M
9
Đồ án chi tiết máy GVHD: Đoàn Yên Thế
ta dùng công thức (6.36c) :

1
=Z
ở đó :


: hệ số trùng khớp ngang , tính theo công thức:
31cos
75
1
21
1
2,388,1cos.
2
1
1
1
.2,388,1












+=

+=


ZZ
= 1,44

44,1
1
=

Z
=0,83
Dờng kính vòng lăn bánh nhỏ :
158,3
112.2
1
.2
1

1
+
=
+
=
m
w
w
u
a
d
=49 (mm)
Theo công thức (6.40) K
H

=1,16 ta có :
60000
1420.49.
60000

21


==
nd
v
w
=3,64 (m/s)
với v=3,64 <4 theo bảng 6.12 ta chọn cấp chíng xác động học 9 theo
bảng 6.13 và 6.14/107 với cấp chính xác tiếp xúc 9 và v =3,64

K
H

=1,16 K
F

=1,4
Theo công thức (6.42) :
1
1

u
a
vgv
w
oHH

=
ở đó :

H
: hệ số kể đến ảnh hởng của các sai số ăn khớp,
theo bảng 6.15107 ta có :
H
=0,002
g
o
: hệ số kể đến ảnh hởng của sai lệch các bớc răng bánh 3 và bánh
4 , tra ở bảng 6.16/107 ta đợc: g
o

=73

58,3
112
.64,3.73.002,0=
H
v
=2,98
Do đó theo công thức (6.41) ta có :
K
Hv
=
2.06,1.16,1.35,22348
49.17.98,,2
1
2

1
1
1
+=+

HH
wwH
KKT
dbv
=1,04
Theo công thức (6.39) ta có :
K
H

=K
H

.K
H

.K
Hv
=1,06.1,16.1,04 =1,28
Thay các giá trị vừa tính đợc vào (6.33) ta đợc
Sinh viên : Trịnh Viết Diện
Lớp: 43M
10
Đồ án chi tiết máy GVHD: Đoàn Yên Thế
( )
2
49.584,3.17
59,4.28,351,22348.2
83,0.56,1.274=
H

=475(MPa)
- Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép
Theo công thức (6.1) với v = 3,64 < 5 m/s chọn Z
v
=1 , với cấp chính xác
động học 9 chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9 khi đó cần gia công
đạt độ nhám R
a
=2,5 ữ 1,25 àm do đó có Z

r
= 0,95 , với d
a
< 700 mm
K
xH
= 1
Theo công thức (6.1) và (6.1a) :
[ ] [ ]
1.1.95,0.4,495 ==
xHRvHH
KZZ

=470,6(MPa)
Nh vậy
H
=475 > [
H
] = 470,6
Tính sự chênh lệch ứng suất :
[ ]
%100.
475
6,470475
%100.

=

=
H

HH



=0,93% <4%
s chênh lêch nay cho phép
b
w
=b
w
(
[ ]
H
H


)
2
=17(475/470,6)=17,32 (mm)
d, Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn , theo công thức (6.43) :
mdb
YYYKT
ww
FF
F

2
11
1
1

=
2
11
2
.
ỳ
FF
F
Y
Y


=
T
1
: mômen xoắn trên bánh chủ động
m : môđun pháp
b
w
: bề rộng vành răng
d
w1
: đờng kính vòng lăn bánh chủ động
Y

: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng , với

= 1,44 là hệ số trùng

khớp ngang ta có Y

=
44,1
11
=


=0,69
Y

: hệ số kể đến độ nghiêng của răng , ta có
140
31
1
140
1
oo
Y ==


=0,78
33
1
1
857,0
21
cos
==

z
z
v
=33,4
33
2
857,0
75
cos
2
==

z
z
v
=113
Sinh viên : Trịnh Viết Diện
Lớp: 43M
11
Đồ án chi tiết máy GVHD: Đoàn Yên Thế
tra ở bảng 6.18/109 : Y
F1
=3,78 sau khi đã nội suy,Y
F2
=3,6
K
F
: hệ số tải trọng khi tính về uốn
K
F

=K
F

.K
F

.K
Fv
với : K
F

: là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên bề rộng
vành răng, theo bảng 6.7/98 K
F

=1,22
K
F

: hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều cho các đôi răng
đồng thời ăn khớp , theo bảng 6.14/107 với v<5 m/s và cấp chính xác 9 ta
có : K
F

=
1,4
K
Fv
: hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về
uốn :

FF
wwF
Fv
KKT
dbv
K
2
3
2
1 +=
với
u
a
vgv
w
oFF

=
theo bảng 6.15/107
F
=0,006
theo bảng 6.16/107 g
o
=73

58,3
112
64.3.73.006,0=
F

v
= 8,9

1,1
4,1.13,1.35,22348.2
49.17.9,8
1 =+=
Fv
K
Do đó : K
F
= 1,22.1.4.1,1 =1,88
thay các giá trị vào công thức (6.33) ta đợc :
2.49.17
78,3.78,0.694,0.88,1.35,22348.2
1
=
F

=103,2 (MPa)
78,3
6,3.2,103
2
=
F

=98,3 (MPa)
Tính chính xác ứng suất cho phép uốn .
[
F

] = [
F
].Y
R
.Y
S
.K
xF
với m = 2 mm Y
s
=1,08- 0,0695 ln2 = 1,03 , ở đây ta dùng bánh
răng phay nên ta có Y
R
= 1 , do d
a
< 400 K
xF
=1
Do đó ta có :
[
F1
] = 252.1.1,03.1 =259,6 (MPa)
[
F4
] = 236,5.1.1,03.1 =243,6 (MPa)
Nh vậy :
Sinh viên : Trịnh Viết Diện
Lớp: 43M
12
Đồ án chi tiết máy GVHD: Đoàn Yên Thế

F1
< [
F1
]

F2
< [
F2
]
e- Kiểm nghiệm quá tải:
Khi làm việc bánh răng có thể quá tải khi mở máy vì vậy ta cần phải
kiểm nghệm quá tải khi nở máy, với hệ số quá tải là:
K
qt
= 1,4
Cần kiểm nghiệm răng về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cực đại.
Để tránh biến dạng d hoặc gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực
đại không vợc ứng suất suất cho phép .
Theo (6.48):

H1max
=
H
.
qt
k
= 475 .
4,1
= 562 (MPa) < []

H
max = 1260 (HPa)
Để tránh biến dạng d hoặc phá hỏng tĩnh mặt lợn chân răng, ứng suất
cực đại Fmax tại mặt chân răng không đợc vợt quá một trị số cho phép .
Theo (6.49)/1/:

F1max
=
F1
.K
qt


F1max
= 103,2 . 1,4 = 144,5 (MPa)

F2max
=
F2
.K
qt
= 98,73 .1,4 = 138(MPa)
Vậy
F1max
<
[ ]
max1F

= 464 (MPa)

F2max
<
[ ]
max2F

= 360 (MPa)
Bảng thống kê các thông số
Thông số Ký hiệu Trị số đơn vị
Môđun pháp m m=2 Mm
Số răng bánh răng Z Z
1
= 21
Z
2
= 75
răng
Tỷ số truyền U U
1
= 3,58
Sinh viên : Trịnh Viết Diện
Lớp: 43M
13
Đồ án chi tiết máy GVHD: Đoàn Yên Thế
Khoảng cách trục a
w
a
w
= 112 Mm
Chiều rộng vành răng b
w

b
w
=17 Mm
Góc nghiêng của răng

31
0
độ
đờng kính chia d d
1
= 49
d
2
= 175
Mm
Đờng kính đỉnh răng d
a
d
a1
= 53
d
a2
= 179
Mm
Đờng kính chân răng d
f
d
f1
= 44
d

f2
= 179
mm
4.Tính toán bộ truyền cấp cấp chậm.
a, Xác định sơ bộ khoảng cách trục :
Theo công thức (6.15a) ta có:
( )
[ ]
3
2
2
2
22

.
1
baH
H
aw
u
KT
uKa


+=
ở đó :
a
w
: khoảng cách trục .
k

a
: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng ;
Theo bảng 6.5 /96với răng nghiêng ta chọn k
a
= 49,5

ba
: hệ số chiều rộng vành răng
Theo bảng 6.6 /97ta chọn
ba
= 0,3
Theo công thức (6.16) :

bd
= 0,53.
ba
(u
1
+ 1) = 0,53.0,3.(2,79 + 1) = 0,6
Theo bảng 6.7 /98 ta có K
H

=1,03. (chọn sơ đồ 3 )
u
2
= 2,79
a
w1
= 49,5.3,79.
( )

3
2
3,0.79,2.8,481
03,1.5,76804
= 139(mm)
Lấy a
w1
= 139mm
b, Xác định các thông số ăn khớp .
Theo công thức (6.17) :
m = (0,01
ữ
0,02) a
w
= (0,01
ữ
0,02).139 = 1.39
ữ
2,78mm
Theo quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế , chọn môđun tiêu chuẩn của
bánh răng cấp chậm bằng môđun cấp nhanh m=2 mm .
Sinh viên : Trịnh Viết Diện
Lớp: 43M
14
Đồ án chi tiết máy GVHD: Đoàn Yên Thế
Theo công thức (6.17) ta có :
Z
1
=
79,3 2

139.2
)1.(
.2
1
2
=
+um
a
w
= 36,9
Lấy z
1
=37
Z
2
= z
1
.u
2
= 3,79.37 = 103,23
Lấy z
2
= 103
Khi đó tỷ số truyền thực là :
U
m
=
37
103
1

2
=
Z
Z
= 2,78
1402/)10337(22/)(
12
=+=+= zzma
w
vậy ta lấy a
w
=140. và không phảI dịch chỉnh.
c, Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :
Theo công thức (6.33) ta có
( )
2
1
122
wmw
mH
HMH
dub
uKT
ZZZ
+
=


Z
M

: hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp ,
theo bảng 6.5 /96 ta có trị số của
3
1
274 MPaZ
M
=
Z
H
: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc , trị số của Z
H
đợc tính theo
công thức :
tw
b
H
Z


2sin
cos2
=

b
: góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở .
Theo công thức (6.35):
với
t
=
tw

=20
o
trong đó = 20
o
theo TCVN 1065 - 71
Do đó theo công thức (6.34) ta có

( )
76,1
20.2sin
0cos.2
==
o
H
Z
Z

: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng , đợc xác định nh sau :

864,0
3
4
=

=



Z
Sinh viên : Trịnh Viết Diện

Lớp: 43M
15
Đồ án chi tiết máy GVHD: Đoàn Yên Thế
ở đó :

: hệ số trùng khớp ngang , tính theo công thức:
76,10cos
103
1
37
1
2,388,1cos.
11
.2,388,1
43
=












+=

+=


ZZ

Dờng kính vòng lăn bánh nhỏ :
74
79,3
140.2
1
.2
2
3
==
+
=
m

w
w
u
a
d
(mm)
Theo công thức (6.40) K
H

=1,16 ta có :
sm
nd
v
w
/53,1
60000
6,396.74.
60000

23
===


với
v=3,64 <4 theo bảng 6.12 ta chọn cấp chíng xác động học 9 theo bảng
6.13 và 6.14/107 với cấp chính xác tiếp xúc 9 và v =3,64 K
H

=1,16
K

F

=1,4
Theo công thức (6.42) :
1
1

u
a
vgv
w
oHH

=
ở đó :

H
: hệ số kể đến ảnh hởng của các sai số ăn khớp,
theo bảng 6.15107 ta có :
H
=0,006
g
o
: hệ số kể đến ảnh hởng của sai lệch các bớc răng bánh 3 và bánh
4 , tra ở bảng 6.16/107 ta đợc: g
o
=73

74,4
79,2

140
.53,1.73.006,0 ==
H
v

Do đó theo công thức (6.41) ta có :
K
Hv
=
08,1
13,1.03,1.76804.2
74.42.74,4
1
2

1
2
33
=+=+

HH
wwH
KKT
dbv
42140*3,0
3
==
w
b
K

H

=1,03
K
H

=1,13
Theo công thức (6.39) ta có :
K
H
=K
H

.K
H

.K
Hv
=1,03.1,13.1,08=126
Thay các giá trị vừa tính đợc vào (6.33) ta đợc
Sinh viên : Trịnh Viết Diện
Lớp: 43M
16
Đồ án chi tiết máy GVHD: Đoàn Yên Thế
( )
2
74.79,2.42
26,1.79,3.5,76804.2
864,0.176.274=
H

=445(MPa)
- Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép
Theo công thức (6.1) với v =1,53 < 5 m/s chọn Z
v
=1 , với cấp chính xác
động học 9 chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9 khi đó cần gia công
đạt độ nhám R
a
=2,5 ữ 1,25 àm do đó có Z
r
= 0,9 , với d
a
< 700 mm
K
xH
= 1
Theo công thức (6.1) và (6.1a) :
[ ] [ ]
1.1.9,0.8,481 ==
xHRvHH
KZZ

=433(MPa)
Nh vậy
H
=445 > [
H
] = 433
Tính sự chênh lệch ứng suất :

[ ]
%100.
445
433445
%100.

=

=
H
HH



=2,56% <4%
sự chênh lêch nay cho phép
b
w2
=b
w2
(
[ ]
H
H


)
2
=42(445/433)=44,2 (mm)
d, Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn , theo công thức (6.43) :

mdb
YYYKT
ww
FF
F

2
3
2
3


=
3
43
4
.
ỳ
FF
F
Y
Y


=
T
2
: mômen xoắn trên bánh chủ động
m : môđun pháp
b

w
: bề rộng vành răng
d
w3
: đờng kính vòng lăn bánh chủ động
Y

: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng , với

= 1,76 là hệ số trùng
khớp ngang ta có Y

=
76,1
11
=


=0,57
Y

: hệ số kể đến độ nghiêng của răng , ta có
1=

Y
do =0
37
3
=
v

z
103
2
=
v
z

tra ở bảng 6.18/109 : Y
F1
=3,8 sau khi đã nội suy,Y
F2
=3,6
K
F
: hệ số tải trọng khi tính về uốn
Sinh viên : Trịnh Viết Diện
Lớp: 43M
17
Đồ án chi tiết máy GVHD: Đoàn Yên Thế
K
F
=K
F

.K
F

.K
Fv
với : K

F

: là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên bề rộng
vành răng, theo bảng 6.7/98 K
F

=1,22
K
F

: hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều cho các đôi răng
đồng thời ăn khớp , theo bảng 6.14/107 với v<5 m/s và cấp chính xác 9 ta
có : K
F

=
1,4
K
Fv
: hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về
uốn :

FF
wwF
Fv
KKT
dbv
K
2
3

2
1 +=
với
u
a
vgv
w
oFF

=
theo bảng 6.15/107
F
=0,016
theo bảng 6.16/107 g
o
=73

79,2
140
53,1.73.016,0=
F
v
= 12,66

18,1
37,1.08,1.5,47680.2
74.44.66,12
1 =

+=

Fv
K
Do đó : K
F
= 1,081,37.1,1 =1,74
thay các giá trị vào công thức (6.33) ta đợc :
2.74.44
8,3.1 57,0.74,1.5,76804.2
3
=
F

=89(MPa)
8,3
6,3.89
2
=
F

=84,3 (MPa)
Tính chính xác ứng suất cho phép uốn .
[
F
] = [
F
].Y
R
.Y
S
.K

xF
với m = 2 mm Y
s
=1,08- 0,0695 ln2 = 1,03 , ở đây ta dùng bánh
răng phay nên ta có Y
R
= 1 , do d
a
< 400 K
xF
=1
Do đó ta có :
[
F1
] = 252.1.1,03.1 =259,6 (MPa)
[
F4
] = 236,5.1.1,03.1 =243,6 (MPa)
Nh vậy :

F1
< [
F1
]

F2
< [
F2
]
Sinh viên : Trịnh Viết Diện

Lớp: 43M
18
Đồ án chi tiết máy GVHD: Đoàn Yên Thế
e- Kiểm nghiệm quá tải:
Khi làm việc bánh răng có thể quá tải khi mở máy vì vậy ta cần phải
kiểm nghệm quá tải khi nở máy, với hệ số quá tải là:
K
qt
= 1,4
Cần kiểm nghiệm răng về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cực đại.
Để tránh biến dạng d hoặc gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực
đại không vợc ứng suất suất cho phép .
Theo (6.48):

H3max
=
H3
qt
k
= 445.
4,1
= 526,53 (MPa) < []
H
max = 1260 (HPa)
Để tránh biến dạng d hoặc phá hỏng tĩnh mặt lợn chân răng, ứng suất
cực đại Fmax tại mặt chân răng không đợc vợt quá một trị số cho phép .
Theo (6.49)/1/:

F3max
=

F3
.K
qt


F3max
= 89 . 1,4 = 124,6 (MPa)

F4max
=
F4
.K
qt
= 84,3 .1,4 = 118(MPa)
Vậy
F1max
<
[ ]
max1F

= 464 (MPa)

F2max
<
[ ]
max2F

= 360 (MPa)
Bảng thống kê các thông số
Thông số Ký hiệu Trị số đơn vị

Môđun pháp m m=2 Mm
Số răng bánh răng Z Z
1
= 37
Z
2
= 103
răng
Tỷ số truyền U U
2
=2,79
Khoảng cách trục a
w
a
w
= 140 mm
Sinh viên : Trịnh Viết Diện
Lớp: 43M
19
Đồ án chi tiết máy GVHD: Đoàn Yên Thế
Chiều rộng vành răng b
w
b
w
=42 mm
Góc nghiêng của răng

0
0
độ

đờng kính chia d d
3
= 74
d
4
= 103
mm
Đờng kính đỉnh răng d
a
d
a3
= 78
d
a4
= 210
mm
Đờng kính chân răng d
f
d
f3
=69
d
f4
= 201
mm
5, thiết kế bộ truyền xích (bộ truyền ngoài).
a, Chọn loại xích.
Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp, không yêu cầu bộ truyền làm việc êm
ta chọn xích ống con lăn 1 dẵy mặt khác xích ống con lăn rẻ hơn xích
răng.

b, Xác định một số thông số của bộ truyền.
-Xác định số răng đĩa xích.
Với U
x
= 2,7 tra bảng 5.4/80 ta chọn đợc số răng đĩa xích nhỏ là Z
1
=
26 răng , do đó số răng đĩa xích lớn là :
Z
2
= U
x
.Z
1
= 2,7.26 = 70,2
chọn Z
2
= 70
Vậy số răng đĩa xích lớn là : Z
2
= 70 răng .
- xác định b ớc xích t .
Bớc xích t đợc xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề, điều
kiện đảm bảo độ bền mòn đợc viết dới dạng.
P
t
= P
III
.k.k
z

.k
n
[P].
Trong đó: P
t
, P
III
,[P] lần lợc là công xuất tính toán, công xuất trên
trục III, công xuất cho phép ,kw.
K
z
- Hệ số số răng , k
z
= z
01
/ z
1
= 25/26 =0,96
K
n
- Hệ số số vòng quay, k
n
= n
01
/ n
III
= 200/ 142,2= 1,4
Với đĩa xích tiêu chuẩn của bộ truyền xích có số răng
đĩa xích nhỏ Z
01

= 26, và chọn số vòng quay đĩa nhỏ
theo dãy tiêu chuẩn n
01
= 200 [v/ph].
K- Đợc tính từ các hệ số thành phần.
K= k
0
.k
a
. k
đc
. k
1t
. K
đ
. k
c
.
Sinh viên : Trịnh Viết Diện
Lớp: 43M
20
Đồ án chi tiết máy GVHD: Đoàn Yên Thế
K
0
- Hệ số kể đến ảnh hởng của vị trí bộ truyền, giả sử đờng nối hai
tâm đĩa xích so với phơng nằm ngang nhỏ hơn 60
0

tra bảng 5.6/80 đợc k
0

= 1.
K
a
- Hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích, giả sửkhoảng
cách trục a =30p, tra bảng 5.6 đợc k
a
= 1.
K
đc
- Hệ số kể đến ảnh hởng của việc điều chỉnh lực căng xích, ở đây
chọn vị trí trục đợc điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích trabảng 5.6 đ-
ợc k
đc
= 1.
K
bt
- Hệ số kể đến ảnh hởng của bôi trơn, ở đây môi trờng làm việc có
bụi , chất lợng bôi trơn II, tra bảng 5.7 đợc K
1t
= 1,3.
K
đ
- hệ số tải trọng động, kể đến tính chất tải trọng, ở đây cho tải
trọng không đổi làm việc êm bảng 5.6 đợc k
đ
= 1,4.
K
c
- Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền, ở đây chọn bộ
truyền làm việc một ca, tra bảng 5.6 đợc k

c
= 2,25.
Vậy K = k
0
.k
a
. k
đc
. k
bt
. K
đ
. k
c
= 1,25.1.1,4.1.1,3.1 = 2,28.
P
t
= P
III
.k.k
z
.k
n
= 3,06.2,28.0,96.1,4 =9,38 (kw).
Với n
01
= 200 vg/ph tra bảng 5.5/81 chọn đợc bớc xích p = 25,4(mm)
và công suất cho phép [P] = 11kw, thoả mãn điều kiện.
P
t

= 9,38 < [P] = 11 [kw].
Đồng thời theo bảng 5.8/83 có p < p
max
, cũng theo bảng 5.5/81 với
P = 25,4mm ta tra đựơc đờng kính chốt d
c
= 7,95 mm và chiều dài
ống
B = 22,61 mm .
-Xác định khoảng cách trục a.
Nh trên đã chọn a = 40.p
a=40.25,4 = 1016 (mm).
-Xác định số mắt xích x.
Số mắt xích đợc xác định theo công thức sau.
X =
1016.14,3.4
4,25.)2670(
2
7026
4,25
1016.2
4
.)(
2
.2
2
2
2
2
1221

+
+
+=


+
+
+
a
tzzzz
P
a
=130 (mm).
Chọn số mắt xích chẵn X = 130 mm.
Tính lại khoảng cách trục a.
Sinh viên : Trịnh Viết Diện
Lớp: 43M
21
Đồ án chi tiết máy GVHD: Đoàn Yên Thế
a= 0,25.p
[ ]

+++
2
12
2
2112
.2)(5,0)(5,0
zz
zzxzzx
a=0,25.31,75x
[ ]

+++
2
2
14,3
2670
.2)7026(5,0130)2670(5,0130
=1026
Để xích không chịu lực căng quá lớn, khoảng cách trục a tính đợc
cần giảm bớt một lợng a =0,003.a , ở đây ta giảm một lợng
a = 0,0021026 =2 (mm).
Do đó a = 1026 - 2 = 1024(mm).
- Kiểm nghiệm số lần va đập của bản lề xích trong một giây.
i =
][
.15
.
1
i
x
nz
III

.

Với [i] là số lần va đập cho phép, tra bảng 5.9 đợc [i] = 25 1/s
i =
130.15
2,142.26
.15
.
1
=
x
nz
III
= 1,8. (1/s)
Vậy i < [i].
c. Tính kiểm nghiệm xích về độ bền uốn.
Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thờng xuyên
chịu tải va đập trong quá trình làm việc, cần tiến hành kiểm nghiệm về
quá tải theo hệ số an toàn s, ở đây ta kiểm nghiệm về quá tải khi mở máy
S =
][
.
0
s
FFFk
Q
vtd

++
Trong đó :
Q-Tải trọng phá hỏng, tra bảng 5.2/78 đợc Q = 56,7 kN
K

đ
- Hệ số tải trọng động, ở đây ta có
T
T
mm
= 1,4k
đ
= 1,7.
F
t
- lực vòng , F
t
=
V
P
III
.1000
V=
60000
2,142.4,25.256
60000

1
=
III
ntz
= 1,57 (m/s).
F
t
=

V
P
III
.1000
=
57,1
06,3.1000
= 1949 (N)
Sinh viên : Trịnh Viết Diện
Lớp: 43M
22
Đồ án chi tiết máy GVHD: Đoàn Yên Thế
F
v
Lực căng do lực ly tâm sinh ra,
F
v
= q.v
2
= 2,6.(1,57)
2
= 6,4 (N)
q- Khối lợng 1 mét xích, tra bảng 5.2 đợc q = 2,6 (kg/m).
F
0
- Lực căng do trọng lợng nhánh xích bị động sinh ra
F
0
= 9,81.k
f

.q.a= 9,81.4.2,6.l,026=104,7 (N)
Với bộ truyền nằm ngang ta lấy k
f
= 4
Vậy S =
41,67,1041949.7,1
56700
.
0
++
=
++
vtd
FFFk
Q
=16,6
Theo bảng 5.10với n =200 vg/ph tra đợc [s] = 8,2
Vậy S > [S] , bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.
d, Tính các thông số của bộ truyền xích.
-Đ ờng kính vòng chia đĩa xích d.
d
1
=
26
sin
4,25
sin
1

=

Z
t
= 211 (mm)
d
2
=
63
sin
4,25
sin
2

=

z
t
=566(mm)
-Xác định đ ờng kính đỉnh đĩa xích .
d
a1
= p.(0,5 + cotg
1
z

) =25,4.(0,5 + cotg
26

) =222 (mm)
d

a2
= p.(0,5 + cotg
2
z

) = 25,4.(0,5 + cotg
70

) = 579(mm).
-Xác định đ ờng kính vòng đáy.
d
f
= d- 2.r.
r = 0,5025.d
L
+ 0,05.
Trong đó:
d
l
: Đờng kính ống con lăn, tra bảng 5.2 đợc
d
L
= 15 ,9 mm
r = 0,5025.d
L
+ 0,05 = 0,05025.15,9 + 0,05 = 8 (mm).
d
f1
= d
1

-2.r =211- 2.8= 195 (mm).
d
f2
= d
2
-2.r = 566-16=550 (mm).
e, Kiểm nghiệm răng đĩa xích về độ bền tiếp xúc.
Sinh viên : Trịnh Viết Diện
Lớp: 43M
23
Đồ án chi tiết máy GVHD: Đoàn Yên Thế
ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng đĩa xích phải thoả mãn điều
kiện sau:

H
= 0,47.
d
vddtr
KA
EFKFk
.
) ( +
[
H
].
Trong đó : [
H
]- ứng suất tiếp xúc cho phép .
F
t

- Lực vòng , F
t
= 1949 N (tính ở trên).
F
vd
- Lực va đập trên m dãy xích, ở đây dùng một dãy xích.
F
vd1
= 13.10
7
.n
III
.p
2
.m = 13.10
7
.142,2.25,4
3
.1 = 4,7 (N) .
F
vd2
= 13.10
7
.n
VI
.p
2
.m = 13.10
7
.46.31,75

3
.1 = 2 (N)
K
d
- Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy,K
d
=1(1 dãy)
K
đ
- Hệ số tải trọng động, K
đ
= 1 (đã chọ ở phần trên ).
K
r
- Hệ số kể đến ảnh hởng của số răng đĩa xích,
K
r1
= 0,43 (vì z
1
= 26 răng), K
r2
= 0,225 (vì z
2
=70 răng).
A-Diện tích chiếu của bản lề, tra bảng 5.12 đợc A=2180
mm
E- Mô đun đàn hồi của vật liêu, E= 2,1.10
5
[Mpa].
=>

H1
= 0,47.
d
vddtr
KA
EFKFk
.
) (
1
+
=0,47.
180
10.1,2).7,41.1949.(43,0
5
+
=465,3 (MPa)

H2
= 0,47.
d
vddtr
KA
EFKFk
.
) (
2
+
=0,47.
1.180
10.1,2).21.1949(225,0

5
+
= 297,6 (MPa)
Để đảm bảo tính thống nhất trong thiết kế ta chọn vật liệu hai đĩa xích
là nh nhau.Theo bảng 5.11 ta dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB =
210, sẽ đạt đợc ứng suất tiếp xúc cho phép [
H1
]= 800 (Mpa) để chế tạo
đĩa xích
f, Xác định lực tác dụng lên trục.
F
r
= K
x
.F
Trong đó: F
t
- Lực vòng, F
t
= 1949 N ( Xác định ở trên).
Sinh viên : Trịnh Viết Diện
Lớp: 43M
24
Đồ án chi tiết máy GVHD: Đoàn Yên Thế
K
x
- hệ số kể đến trọng lợng xích,với bộ truyền nằm
ngang lấy K
x
= 1,15

F
r
= 1,15.1949 = 2014,35 (N).
III- tính toán trục của hộp giảm tốc.
1. chọn vật liệu chế tạo trục .
trục là bộ phận quan trọng trong hộp giảm tốc có tác dụng truyền chuyển
động quay giữa bánh răng ăn khóp . đòng thời trục còn tiếp nhận cả mô men
uốn và xoắn.vì vậy trục cần đảm bảo độ cứng vững,ổn định và đạt độ chính
xác cao.
vì ở đây tải trọng trung bình nên ta dùng thép 45 thờng hoá, có
1
= 600
Mpa , ứng suất xoắn cho phép = (12 30) Mpa.
2. Xác định sơ bộ đờng kính trục .
d
K
=
3
].[2,0

k
T
.
Trong đó: d
k
- Đờng kính trục thứ k.
[]- Mômen xoắn cho phép .
T
k
- Mômen xoắn trên trục thứ k.

T
I
= 22348,35(N.mm).
T
II
= 76804,5 )N.mm).
T
III
=205506,33(N.mm).
Vì trục I nối với động cơ qua nối trục đàn hồi nên theo điều kiện d
không nhỏ hơn 0,8d
đc
, theo bảng p1.7 với động cơ đã chọn ứng với d
đc
=28
mm nên chọnđờng kính đầu vào của trục một là d=25
Với trục I
Chọn [] =20 d
s12


3
1
].[2,0

I
T
=17,7
Chọn d
s12

=30(mm).
Chọn [] =17 d
s12


3
].[2,0

II
T
=
3
20.2,0
5,76804
= 27 (mm),
chọn d
s12
= 40 (mm).
d
s13

3
].[2,0

III
T
=
3
20.2,0
33,20506

= 37,18(mm),
Sinh viên : Trịnh Viết Diện
Lớp: 43M
25