đồ án chi tiêt máy gồm 40 đồ án

Đồ án chi tiết máy
Phần I : chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền.
I.Chọn động cơ :
1.Công suất cần thiết :
a.Xác định động cơ :
P
ct
=
1000
.vF
Ta có yêu cầu P
dc
> P
YC
P
YC
=

Pct
Trong đó :
_ hiệu suất của bộ truyền .
=
ol
3

br
2

k
.

.
x

ot

k
=1. Hiệu suất của khớp nối .

br
=0.97. Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ .

x
=0,96. Hiệu suất bộ truyền xchs để hở .

ol
=0,993. Hiệu suất của cặp ổ lăn .

ot
=0,98. Hiệu suất của cặp ổ trợt .

= 0,993
3
0,97
2
0,96.0,98.1 = 0,867
P
ct
Công suất cần thiết trên trục động cơ .
Với tải trọng thay đổi ta có :
=

ck
t
tTTtTT 2.)1/2(1.)1/1(
22
+
=
8
5.75,03.1
22
+
= 0,93.
P
ct
=
1000
63,0.7700
= 4.851(kw).
P
yc
=
867,0
93,0.851,4
=5,2(kw).
b.Xác định động cơ điện:
Ta có:n
sb
=n
ct
.u
sb

.
n
ct
_số vòng quay trên trục công tác.
với: n
ct
=
D
v
.
.60000


v_vận tốc của băng tải .
D_đờng kính tang quay.
Thay số ta đợc:
Võ Đình Phúc_ cơ điện tử 2_k49 giáo viên hớng dẫn Đỗ Đức Nam
1
Đồ án chi tiết máy
n
ct
=
340.14,3
63,0.60000
= 35,4 (vg/ph).
u
sb
=u
sbhộp
.u

sb btn
chọn: u
sb btn
=2,26
u
sb hộp
=12
vậy:u
sb
=2,26.12=27,12
nh thế ta có:
n
sb
=35,4.27,12=960(vg/ph).
2.Chọn động cơ :
Cần thoả mãn P
đc
> P
YC

n
đc


n
sb

dn
K
T

T
= K >
1
T
T
mm
= 1,4
1
1
T
T
= 1,4
Từ các thông số tính toán ở trên tra bảng P1.3 /T237.
ta chọn đông cơ điện có các thông số sau :
Kí hiệu :4A132S6Y3
Tốc độ : n = 968(v/ph)
Công suất động cơ : P
đc
=7,5kw
dn
K
T
T
=2
Đờng kính trục động cơ : d
dc
=38mm
II.Phân phối tỷ số truyền :
u
ch

=n
dc
/n
ct
thay số:u
ch
=
34,27
4.35
968
=
chọn u
ng
=2,28.
Lúc đó u
hộp
=
12
28,2
34,27
=
Theo yêu cầu bôi trơn , sử dụng hình 3.19(TTTKHDĐCK_T2/43) với

c
3
= 1,3
ta chọn đợc u
1
= 4,26
u

2
= 12/4,26 = 2,82.
III. Tính toán các thông số động học :
1.Tốc độ quay trên các trục :
Trục I : n
1
= n
đc
= 968 v/ph.
Trục II : n
2
= n
1
/u
1
= 968/4,26 = 227,23 v/ph .
Trục III : n
3
= n
2
/u
2
= 227,23/2,82 = 80,58 v/ph .
Trục của tang quay:
n
4
= n
3
/u
x

= 80,58/2,28 = 35,34 v/ph .
Võ Đình Phúc_ cơ điện tử 2_k49 giáo viên hớng dẫn Đỗ Đức Nam
2
Đồ án chi tiết máy
2.Công suất trên các trục :
Trục III : P
3
=
otx
Pct

=
98,0.96,0
851,4
= 5,16(kw).
Trục II : P
2
=
brol
P

3
=
97,0.993,0
16,5
= 5,36(kw).
Trục I : P
1
=
brol

P
2
2

=
97,0.97,0.993,0
36,5
=5,74(kw).
Trục động cơ:
P
dc
=P
1
/n
ol
.n
k
=
78,5
993,0
74,5
=
kw
3.Momem trên các trục :
T
i
=
i
i
n

P.10.55,9
6
.
T
dc
=
dc
dc
n
P.10.55,9
6
=
968
78,5.10.55,9
6
= 57024(Nmm).
T
1
=
968
74,205,3.10.55,9
6
=56629(Nmm).
T
2
=
23,227
36,5.10.55,9
6
= 225270(Nmm)

T
3
=
58,80
16,5.10.55,9
6
= 611541(Nmm)
T
ct
=
34,35
851,4.10.55,9
6
= 1310896(Nmm)
Từ đó ta có bảng:
Trục
T.số Động cơ Trục I Trục II Trục III Trục CT
U 1 4,26 2,82 2,28
P(Kw) 5,78 5,74/2 5,36 5,16 4,851
n(vg/ph) 968 968 227,23 80,58 45,34
T(Nmm) 57024 56629/2 225270 611541 1310896
Võ Đình Phúc_ cơ điện tử 2_k49 giáo viên hớng dẫn Đỗ Đức Nam
3
Đồ án chi tiết máy
Phần II .Tính toán thiết kế các chi tiết máy :
I.Thiết kế các bộ truyền :
1.Thiết kế bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc :
1.1.Tính cấp nhanh :
a.Chọn vật liệu :
Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hoá trong

thiết kế , ở đây ta chọn vật liệu cho 2 cấp bánh răng nh nhau .
Cụ thể theo bảng 6.1 ta chọn :
Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 285 có
b1
=850
MPa ,
ch1
= 580 MPa .
Bánh lớn : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192 240 có
b2
=750 MPa
,
ch2
= 450 MPa .
b.Xác định ứng suất cho phép :
b.1.ứng suất tiếp xúc cho phép :
ứng suất tiếp xúc cho phép đợc xác địng theo công thức sau :
[
H
] = (
Hlim
/ S
H
).Z
R
.Z
v
.K
XH
Trong đó :

S
H
là hệ số an toàn khi tiếp xúc
Z
R
là hệ số xét đến ảnh hởng của độ nhám bề mặt .
Z
V
là hệ số xét đến ảnh hởng của vạn tốc vòng .
K
XH
là hệ số xét đến ảnh hởng của kích thớc bánh răng .
Ta có:
Hlim
=
0
Hlim
.K
HL.
Chọn sơ bộ Z
R
.Z
V
.K
XH
=1 nên ta có :
[
H
] =
0

Hlim
.K
HL
/S
H
Trong đó :

0
Hlim
là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt bánh răng .
K
HL
là hệ số xét đến ảnh hởng của chu kì làm việc .
Theo bảng 6.2/94 TTTKHDĐCK-T1 với thép 45 tôi cải thiện và thờng
hoá đạt độ rắn HB 180 350 MPa , ta có :

0
Hlim
=2.HB + 70 ; S
H
= 1,1

0
Flim
=1,8.HB ; S
F
=1,75
Chọn độ rắn bánh nhỏ HB
1
=245 ; bánh lớn HB

2
=230, ta có :

0
Hlim1
=2.245 + 70 = 560 (MPa)

0
Flim1
=1,8.245 = 441(MPa)

0
Hlim2
= 2.230 + 70 = 530 (MPa)

0
Flim2
= 1,8.230 = 414 (MPa)
.Tính K
HL
:
Võ Đình Phúc_ cơ điện tử 2_k49 giáo viên hớng dẫn Đỗ Đức Nam
4
Đồ án chi tiết máy
K
HL
=
H
m
HEHO

NN /
.
m
H
: Bậc của đờng cong mỏi mỗi khi thử về tiếp xúc , với HB<350

m
H
= 6
Số chu kì cơ sở N
HO
đợc xác định bởi công thức sau :
N
HO
= 30.HB
2,4
Suy ra : N
HO1
= 30.HB
1
2,4
=30.245
2,4
= 1,63.10
7
N
HO2
= 30.HB
2
2,4

= 30.230
2,4
= 1,39.10
7
Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng N
HE

đợc xác định nh sau :
N
HE
=60c
3
max
)/( TT
i

.t
i
.n
i
Trong đó :
c là số lần ăn khớp trong một vòng quay
T
i
là momen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét
t
i
là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét
Vậy với bánh răng lớn ( lắp trên trục II ) ta có :
N

HE2
= 60.c
3
max
)/(

TT
i
.
t
i
.n
i
Thay số vào công thức trên ta có :
N
HE2
= 60.1.






+
8
5
.1
8
3
.8,0

33
.227,23.19000 = 2,11.10
8
Tơng tự ta có : N
HE1
=60.1.






+
8
5
.1
8
3
.8,0
33
.968.19000 = 9,01.10
8
Với N
HE1
> N
HO1
nên ta lấy K
HL1
= 1
Với N

HE2
> N
HO2
nên ta lấy K
HL2
= 1
Vậy sơ bộ xác định đợc:
[
H
]
1
=
H
HL
H
S
K
1
1lim
0
.

=
1,1
1.560
= 509(MPa)

[
H
]

2
=
H
HL
H
S
K
2
2lim
0
.

=
1,1
1.530
= 481,8(MPa)
Với cấp nhanh sử dụng răng nghiêng:
[
H
]=
2
][][
21
H
H

+
=
2
8,481509 +

=495,4(MPa)
b.2.ứng suất uốn cho phép :
Đợc xác định bởi công thức sau :
[
F
] =
F
F
S
lim

.Y
R
.Y
S
.K
XH
.K
FC
Trong đó :
Võ Đình Phúc_ cơ điện tử 2_k49 giáo viên hớng dẫn Đỗ Đức Nam
5
Đồ án chi tiết máy

Flim
là giới hạn bền mỏi uốn ứng với chu kì tải trọng N
EF
.
S
F

là hệ số an toàn lấy bằng 1,75 do bề mặt đợc tôi cải thiện .
Y
S
= 1,08 0,16lgm là hệ số xét đến ảnh hởng của kích thớc răng .
K
XF
là hệ số xét đến ảnh hơng của kích thớc bánh răng .
Với bộ truyền quay 1 chiều K
FC
=1.
Chọn sơ bộ Y
R
.Y
S
.K
XF
=1

[
F
] =
Flim
/S
F
.
Do giới hạn bền mỏi uốn ứng với chu kì chịu tải
N
FE
đợc xác định nh sau :

Flim
=
0
Flim
.K
FL
Trong đó :

0
Flim
là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng .
K
FL
là hệ số xét đến ảnh hởng của chu kì làm việc .
Hệ số chu kì làm việc của bánh răng đợc xác định nh sau :
K
FL
=
6
/
FEFO
NN

Số chu kì cơ sở N
FO
= 6.10
6
đợc xác định cho mọi loại thép .
Còn số chu ki ứng suất thay đổi tơng đơng N
FE

đợc xác nh sau :
N
FE
= 60.c
i
.
( )

max
/TT
i
mF
t
i
.n
i
Trong đó :
c là số lần ăn khớp trong 1 vòng quay ta có c = 1 .
T
i
là momem xoắn ở chế độ thứ icủa bánh răng đang xét .
n
i
là số vòng quay ở chế độ thứ I của bánh răng đang xét .
m
F
là bậc của đờng cong mỏi khi thử về uốn , ở đây m
F
= 6 .
Vậy với bánh răng lớn ( lắp với trục II) ta có :

N
FE2
= 60.1.968.19000






+
8
5
.1
8
3
.8,0
66
= 7,9810
8


N
FE2
> N
FO2
= 6.10
6

K
FL2
=1
Ta có : N
FE1
=u
1
.N
FE2



N
FE1
> N
FO1


K
FL1
=1
Thay số vào ta sẽ xác định đợc ứng suất cho phép của bánh răng nh sau :
[
F
]
1
=
H
FL
F

S
K
1
1lim
0
.

=
75,1
1.441
= 252(MPa)

[
F
]
2
=
H
FL
F
S
K
2
2lim
0
.

=
75,1
1.414

= 236,57(MPa)
ứng suất quá tải cho phép :
Theo (6.10) và (6.11) :
Võ Đình Phúc_ cơ điện tử 2_k49 giáo viên hớng dẫn Đỗ Đức Nam
6
Đồ án chi tiết máy
[
H
]
max
=2,8.
ch2
=2,8.450 = 1260(MPa)
[
F1
]
max
=0,8.
ch1
=0,8.580 = 464(MPa)
[
F2
]
max
=0,8.
ch2
=0,8.450 = 360(MPa).
c.Tính khoảng cách trục :
.Xác định sơ bộ khoảng cách trục , theo (6.15)_I :
a

= k
a
(u
12
+1)
baH
H
u
kT
.][
.
12
2
1


.
Trong đó :
K
a
là hệ số phụ thuộc vào vật liệucủa cặp bánh răng và loại răng
tra theo bảng 6.5_I ta đợc k
a
= 43
T
1
=56629/2=28314,5 Nmm

ba

= b

/a

=const

ba
= 0,2 ( tra theo bảng 6.1_I )

bd
= 0,53.
ba
(u
12
+1) =0,53.0,2.(4,26+1) = 0,558
k
H

là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều
rộng vành răng khi tính về tiếp xúc . k
H

= 1,046 ( tra theo bảng 6.7-I bằng
phơng pháp nội suy ).


a

= 43(4,26+1)
3

2
2,0.26,4.4,495
046,1.5,28314
= 117,9(mm).
Lấy a

= 125mm
.Xác định các thông số ăn khớp :
Môđun pháp : m = (0,01 0.02) a

= (0,01 0,02)125 = 1,252,5
Theo bảng 6.8 chọn m=2
Chọn sơ bộ góc = 32
0


cos =0,848
Số răng bánh nhỏ : z
1
=
)1(
cos 2
+um
a


=
)126,4(2
32cos.125.2
0

+
= 20,15
Chọn z
1
= 20
Số răng bánh lớn : z
2
= z
1
.u
12
= 20.4,26 = 85,21
Chọn z
2
= 8 5
Khi đó tỷ số truyền thực u
12
=
1
2
Z
Z
=
20
85
=4,25
Góc đợc xác định:
cos =
84,0
125.2

)2085(2
.2
)(
21
=
+
=
+
w
a
ZZm
Vậy ta có: Góc =32,86
0
(32
0
5136).
d.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :
Theo (6.33) :
Võ Đình Phúc_ cơ điện tử 2_k49 giáo viên hớng dẫn Đỗ Đức Nam
7
Đồ án chi tiết máy

H

=
1
M
Z
W
H

d
ZZ

)./()1.(.2
1 mmH
ubuKT

+
Trong đó :
Z
M
= 274MPa
1/3
là hệ số kể đến cơ tính của vật liệu ( theo bảng
6.5 )
Z
H
=


tb
2sin/cos.2
_ là hệ số kể đến hình dạng của bề mặt
tiếp xúc .
b

_ góc nghiêng trên hình trụ cơ sở .
tg
b

=cos
t
.tg . Với
t
là góc profin
Với bánh răng nghiêng = 32,86
0
Ta có :
t=

tw
=arctg(tg/cos)


t=

tw
= arctg(tg20/cos32,86
0
)=23,27
0
.
Vậy
b

= arctg(tg.cos
t
)
b

= arctg(tg32,86
0
.cos 23,427
0
)


b

=30,65
0
.

Z
H
=
0
0
427,23.2sin(
65,30cos.2
= 1,536
hệ số kể đến sự trùng khớp dọc :


=
m
b
w
.
sin.

.
Với b
w
=
ba
.a
w
=0,2.125=25mm



=
2.14,3
86,32sin.25
0
=2,16>1,1
Do đó hệ số trùng khớp đợc tính theo công thức:
Z

=


1
.
Trong đó :


=

[
1,88 3,2
]








+
21
11
zz
cos

=
[
1,88 3,2






+
85
1
20

1

]
cos32,86
0


=1,413

Z

=
413,4
1
= 0,841
Theo trên ta có K

H
= 1,046.
K
H


_ hệ số kể đến sự phân bố không đều các tải trọng cho các đôi răng
ăn khớp.
K
HV
_hệ số tải trọng động.
Võ Đình Phúc_ cơ điện tử 2_k49 giáo viên hớng dẫn Đỗ Đức Nam
8

Đồ án chi tiết máy
Đờng kính vòng lăn bánh 1 :
d

1
=
1
.2
+
m
u
a

=
125,4
125.2
+
= 47,62(mm)
Theo (6.40) : v = .d

1
.n
1
/60000 = 3,14.47,62.968/60000 =2,41(m/s)
Với v = 2,41m/s theo bảng 6.13 I chọn cấp chính xác 9 .
Với cấp chính xac 9 , bánh răng nghiêng và v = 2,14m/s
Tra bảng 6.14 ta có K
H

= 1,13.

K


HH
dbH
HV
KKT
wW
2
1
1

1!
+=
Trong đó:
Chiều rộng vành răng:b
w
=
ba
.a
w
=0,2.125=25
u
a
vg
w
oHH


=

Tra bảng 6.15 và bảng 6.16 ta đợc :
002,0=
H

.g
o
=73.
Thay các giá trị vào ta có:
H

=0,002.73.2,41.
25,4
125
=1,91
Vậy K
HV
=1+
13,1.046,1.5,28314.2
25.62,47.91,1
=1,034

K
H
= K
H

.K
H

.K

HV
=1,046.1,13.1.034 = 1,222.


H
=
62,47
841,0.536,1.274
.
25,4.25
)125,4(222,1.5,28314.2 +
= 434,64(MPa).
.Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :
Theo (6.1) với v=2,41m/s,cấp chính xác động học là 8, chọn cấp chính
xác về tiếp xúc là 8 . khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5 1,25 m
.Do đó hệ số ảnh hởng đến độ nhám Z
R
= 0,95 ;
Hệ số ảnh hởng đến vận tốc vòng:
Z
V
=0,85.V
0,1
=0,85.2,41
0,1
=0,9282.
với d
a
<700mm , K
xH

=1 do đó theo (6.1) và (6.1a) ta có :
[
H
] =[
H
].Z
V
.Z
R
.Z
XH
=495,4.0,95.0,9282 =436,84(MPa)
Nh vậy
H
<[
H
] và
[ ]
[ ]
H
H
H



=
84,436
63,43484,436
=0,005

bộ truyền cấp nhanh đạt độ bền tiếp xúc.
e.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :
Theo (6.43)_ I :

F

=
mdb
YYYKT
FF

2
1
11


Võ Đình Phúc_ cơ điện tử 2_k49 giáo viên hớng dẫn Đỗ Đức Nam
9
Đồ án chi tiết máy
Trong đó :
T
1
= 28314,5 Nmm
m = 2
b

1
= 25 mm
d

1
= 47,62 mm
K
F
= K
F

.K
F

.K
FV
K
F
:
hệ số tập trung tải trọng.
Tra bảng 6.7 và bằng phơng pháp nội suy ta có K
F

=1,157.
K
F
:
hệ số phân bố không đều tải trọng.
Tra bảng 6.14 với v<5m/s cấp chính xác 9 ta có: K
F

=1,37
K

FV
:hệ số tải trọng động.
K


FF
dbF
FV
KKT
wW
2
1
1

1!
+=
Trong đó:
u
a
vg
w
oFF


=
Tra bảng 6.15 và bảng 6.16 ta đợc :
006,0=
F

;g

o
=73.
Thay các giá trị vào ta có:
F

=0,006.73.2,41.
25,4
125
=5,725
Vậy K
FV
=1+
157,1.137,1.5,28314.2
25.62,47.725,5
=1,076

K
F
= K
F

.K
F

.K
FV
=1,076.1,137.1.157 = 1,415.
Với

= 1,413 .

Hệ số trùng khớp của răng Y

:
Y

=1/

=1/1,413 = 0,7077
Hệ số xét đến góc nghiêng của răng Y

:
Y

=1-
140
o

=1-
140
86,32
=0,765
Số răng tơng đơng :
Z
V1
=Z
1
/cos
3
=
3

84,0
20
=33,74.Chọn Z
V1
=34 răng.
Z
V2
=Z
2
/cos
3
=
3
84,0
85
=143,41.Chọn Z
V2
=143 răng.
Theo bảng 6.18 và phơng pháp nội suy ,với hệ số dịch chỉnh k=0.
Võ Đình Phúc_ cơ điện tử 2_k49 giáo viên hớng dẫn Đỗ Đức Nam
10
Đồ án chi tiết máy
Ta có: Y
F1
=3,76 ; Y
F2
=3,6
Với m=2,hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất.
Y
S

=1,08-0,0695lnm=1,08-0,0695ln2=1,032
Hệ số độ nhám mặt lợn chân răng Y
S
=1.
K
XF
hệ số xét đến kích thớc răng
Với d
a
<400mm K
XF
=1.
Do đó:
[
1F

]=[
1F

].Y
R
.Y
S
K
XF
=252.1.1,032.1=260,06(MPa).
[
2F

]=[

2F

].Y
R
.Y
S
K
XF
=236,5.1,032.1=244,07(MPa).
Thay các giá trị vào công thức ta đợc:
51,68
2.76,42.25
76,3.765,0.707,0.415,1.5,28314.2
1
==
F

MPa
Ta lại có:
21
2
1
F
F
F
F
Y
Y

=

59,65
76,3
6,3.51,68
2
==
F

MPa
Vậy
1F

< [
1F

] và
2F

<[
2F

] . Hai bánh răng thoả mãn điều kiện bên
uốn .
f.Kiểm nghiệm răng về quá tải :
Khi làm việc răng có thể bị quá tải với hệ số quá tải k
qt
= T
max
/T
dn
=2,2 .

Kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất
uốn cực đại .
+
Hmax
=
H
.
qt
k
[
H
]
max

H
= 434,63MPa
2,2.63,434
max
=
H

= 664,66MPa
max
H


< [
H
]
max

=1260(MPa)
+
maxF

=
F

.k
qt
[
F

]
max
max1F

=68,51.2,2 =150,722(MPa)
max1F

[
1F

]
max
=464(MPa)
max2F

=65,59.2,2 =144,298(MPa)
max2F

[
2F

]
max
=360(MPa)
Bộ truyền thoả mãn về điều kiện quá tải
g.Các thông số và kích thớc bộ truyền :
Khoảng cách trục a

= 125mm
Môđun pháp m = 2
Chiều rộng vành răng b


= 25mm
Võ Đình Phúc_ cơ điện tử 2_k49 giáo viên hớng dẫn Đỗ Đức Nam
11
Đồ án chi tiết máy
Tỷ số truyền u = 4,25
Số răng của bánh răng Z
1
=20,Z
2
=85 răng.
Góc prôfin gốc
0
20=

Góc prôfin răng

=
t

23
0
2537
Góc nghiêng của răng = 32
0
5136
Theo công thức trong bảng 6.11 , ta tính đựoc :
Đờng kính vòng chia :
d
1
= m.Z
1
/cos = 2.20/0,84 = 47,62(mm)
d
2
= m.Z
2
/cos = 2.85/0,84 = 202,38(mm)
Đờng kính đỉnh răng :
d
a1
= d
1
+ 2(1 + x
1
).m = 42 + 2.2 =51,62(mm)
d

a2
= d
2
+ 2(1 + x
2
).m = 202,38 + 2.2 = 206,38(mm)
Đờng kính đáy răng : d
f
= d (2,5-2x)m
d
f1
= 47,62-2,5.2=42,62(mm)
d
f2
= 202,38-2,5.2=197,38(mm)

1.2.Tính cấp chậm(bánh răng thẳng) :
a.Chọn vật liệu :
Theo bảng 6.1 ta chọn vật liệu cho cấp chậm. Nh sau :
Bánh nhỏ và Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 285
có
b
=850 MPa ,
ch
= 580 MPa .
b.Xác định ứng suất cho phép :
b.1.ứng suất tiếp xúc cho phép :
ứng suất tiếp xúc cho phép đợc xác địng theo công thức sau :
[
H

] = (
Hlim
/ S
H
).Z
R
.Z
v.
.K
XH
Trong đó :
S
H
là hệ số an toàn khi tiếp xúc
Z
R
là hệ số xét đến ảnh hởng của độ nhám bề mặt .
Z
V
là hệ số xét đến ảnh hởng của vận tốc vòng .
K
XH
là hệ số xét đến ảnh hởng của kích thớc bánh răng .
Ta có:
Hlim
=
0
Hlim
.K
HL.

Tính toán sơ bộ chọn Z
R
.Z
V
.K
XH
=1 nên ta có :
[
H
] =
0
Hlim
.K
HL
/S
H
Trong đó :

0
Hlim
là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt bánh răng .
K
HL
là hệ số xét đến ảnh hởng của chu kì làm việc .
Theo bảng 6.2/94 TTTKHDĐCK-T1 với thép 45 tôi cải thiện và thờng
hoá đạt độ rắn HB 180 350 MPa , ta có :

0
Hlim
=2.HB + 70 ; S

H
= 1,1

0
Flim
=1,8.HB ; S
F
=1,75
Võ Đình Phúc_ cơ điện tử 2_k49 giáo viên hớng dẫn Đỗ Đức Nam
12
Đồ án chi tiết máy
Chọn độ rắn bánh nhỏ HB
3
=265 ; bánh lớn HB
4
=250 , ta có :

0
Hlim3
=2.265 + 70 = 600 (MPa)

0
Flim3
=1,8.265 = 477(MPa)

0
Hlim4
= 2.250 + 70 = 570 (MPa)

0

Flim4
= 1,8.250 = 450 (MPa)
Tra bảng ta có S
H
=1,1
.Tính K
HL
:
K
HL
=
H
m
HEHO
NN /
.
m
H
: Bậc của đờng cong mỏi mỗi khi thử về tiếp xúc , với HB<350

m
H
= 6
Số chu kì cơ sở N
HO
đợc xác định bởi công thức sau :
N
HO
= 30.HB
2,4

Suy ra : N
HO3
= 30.HB
3
2,4
=30.265
2,4
= 1,96.10
7
N
HO4
= 30.HB
4
2,4
= 30.250
2,4
= 1,71.10
7
Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng N
HE
đợc xác định nh sau :
N
HE
=60c
3
max
)/( TT
i

.t

i
.n
i
Trong đó :
c là số lần ăn khớp trong một vòng quay
T
i
là momen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét
t
i
là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét
Vậy với bánh răng lớn ( lắp trên trục III ) ta có :
N
HE4
= 60.c
3
max
)/(

TT
i
.
t
i
.n
i
Thay số vào công thức trên ta có :
N
HE4
= 60.1.

+
8
5
.1
8
3
.8,0
33
.80,58.19000 = 7,5.10
7
Tơng tự ta có : N
HE3
=60.1.






+
8
5
.1
8

3
.8,0
33
.227,23.19000 = 2,12.10
8
Với N
HE3
> N
HO3
nên ta lấy K
HL3
= 1
Với N
HE4
> N
HO4
nên ta lấy K
HL4
= 1
Vậy sơ bộ xác định đợc:
[
H
]
3
=
H
HL
H
S
K

3
3lim
0
.

=
1,1
1.600
= 545,45(MPa)

[
H
]
4
=
H
HL
H
S
K
4
4lim
0
.

=
1,1
1.570
= 518,18(MPa)
Với cấp chậm sử dụng răng thẳng:

[
H
]= min([
H
]
3
,[
H
]
4
)=518,18(MPa)
Võ Đình Phúc_ cơ điện tử 2_k49 giáo viên hớng dẫn Đỗ Đức Nam
13
Đồ án chi tiết máy
b.2.ứng suất uốn cho phép đợc xác định bởi công thức sau :
[
F
] =
F
F
S
lim

.Y
R
.Y
S
.K
XH
.K

FC
Trong đó :

Flim
là giới hạn bền mỏi uốn ứng với chu kì tải trọng N
EF
.
S
F
là hệ số an toàn lấy bằng 1,75 do bề mặt đợc tôi cải thiện .
Y
S
= 1,08 0,16lgm là hệ số xét đến ảnh hởng của kích thớc
răng .
K
XF
là hệ số xét đến ảnh hơng của kích thớc bánh răng .
Với bộ truyền quay 1 chiều K
FC
=1.
Chọn sơ bộ Y
R
.Y
S
.K
XF
=1


[

F
] =
Flim
/S
F
Do giới hạn bền mỏi uốn ứng với chu kì chịu tải N
FE
đợc xác định nh sau :

Flim
=
0
Flim
.K
FL
Trong đó :

0
Flim
là giới hạn bền mỏi uốn của bề mặt răng .
K
FL
là hệ số xét đến ảnh hởng của chu kì làm việc .
Hệ số chu kì làm việc của bánh răng đợc xác định nh sau :
K
FL
=
6
/
FEFO

NN

Số chu kì cơ sở N
FO
= 6.10
6
đợc xác định cho mọi loại thép .
Còn số chu ki ứng suất thay đổi tơng đơng N
FE
đợc xác nh sau :
N
FE
= 60.c
i
.
( )

max
/TT
i
mF
t
i
.n
i
Trong đó :
c là số lần ăn khớp trong 1 vòng quay ta có c = 1 .
T
i
là momem xoắn ở chế độ thứ icủa bánh răng đang xét .

n
i
là số vòng quay ở chế độ thứ I của bánh răng đang xét .
m
F
là bậc của đờng cong mỏi khi thử về uốn , ở đây m
F
= 6 .
Vậy với bánh răng lớn ( lắp với trục III) ta có :
N
FE4
= 60.1.80,58.19000






+
8
5
.1
8
3
.8,0
66
= 6,64.10
7

N
FE4
> N
FO4
= 6.10
6



K
FL4
=1
Ta có : N
FE4
=u
23
.N
FE4



N
FE3
> N
FO3


K
FL3
=1

Thay số vào ta sẽ xác định đợc ứng suất cho phép của bánh răng nh sau :
[
F
]
3
=
H
FL
F
S
K
3
3lim
0
.

=
75,1
1.477
= 272,57(MPa)

Võ Đình Phúc_ cơ điện tử 2_k49 giáo viên hớng dẫn Đỗ Đức Nam
14
Đồ án chi tiết máy
[
F
]
4
=
H

FL
F
S
K
4
4lim
0
.

=
75,1
1.450
= 257,14(MPa)
ứng suất quá tải cho phép :
Theo (6.10) và (6.11) :
[
H
]
max
=2,8.
ch
=2,8.580 = 1624(MPa)
[
F3
]
max
=0,8.
ch
=0,8.580 = 464(MPa)
[

F4
]
max
=0,8.
ch
=0,8.580 = 464(MPa).
c.Tính khoảng cách trục :
.Xác định sơ bộ khoảng cách trục , theo (6.15)_I :
a

= k
a
(u
23
+ 1).
baH
H
u
KT


23
2
2
][
Trong đó :
K
a
là hệ số phụ thuộc vào vật liệucủa cặp bánh răng và loại răng
, tra theo bảng 6.5_I ta đợc k

a
= 49,5
T
2
= 225270 Nmm

ba
= b

/a

=const
Chọn
ba
= 0,4 ( tra theo bảng 6.1_I )

bd
= 0,53.
ba
(u
23
+1) =0,53.0,4.(2,82 + 1) = 0,8098
k
H

là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều
rộng vành răng khi tính về tiếp xúc .
k
H

= 1,021 ( tra theo bảng 6.7-I và bằng phơng pháp nội suy ).


a

= 49,5(2,82 + 1)
3
2
4,0.82,2.18,518
021,1.225270
= 172,51(mm).
.Xác định các thông số ăn khớp :
Môđun pháp : m = (0,01 0.02) a

= (0,01 0,02)172,51 = 1,72
3,45
Theo bảng 6.8 chọn m=2,5
Với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng , ta có = 0
0
Số răng bánh nhỏ : z
3
=
)1(
cos 2
23
+um
a


=

)182,2(5,2
0cos.51,172.2
0
+
= 36,13
Chọn z
3
= 36
Số răng bánh lớn : z
4
= z
3
.u
23
= 36.2,82 = 101,52
Chọn z
4
= 102
Khi đó tỷ số truyền thực u
23
=102/36 = 2,83
Võ Đình Phúc_ cơ điện tử 2_k49 giáo viên hớng dẫn Đỗ Đức Nam
15
Đồ án chi tiết máy
Số răng tổng là : z
t
= z
3
+ z
4

= 36 +102= 138
Tính lại khoảng cách trục a

:
a

= m.Z
t
/2 = 2,5.138/2 = 172,5 (mm)
Lấy a

=175 ( theo tiêu chuẩn ), do đó ta cần dịch chỉnh để tăng khoảng
cách trục từ 172,5mm lên 175mm.
Tính hệ số dịch tâm theo (6.22) :
y = a

/m 0,5(z
3
+z
4
) = 175/2 -0,5(36+102) = 1
Theo (6.23) , ky =1000y/z
t
=1000.1/138 =7,246
Theo bảng 6.10a và bằng phơng pháp nội suy ta tra đợc k
x
= 0,373 .
Do đó theo (6.24 ) hệ số giảm đỉnh răng :
y = k
x

.Z
t
/1000 = 0,373.138/1000 = 0,05
Theo ( 6.25 ) tổng hệ số dịch chỉnh :
x
t
= y +y = 1 + 0,05 = 1,05mm
Theo ( 6.26 ) hệ số dịch chỉnh bánh 3 :
x
1
= 0,5[x
t
(z
4
z
3
).y/z
t
] = 0,5[1,05 (102
36).0,5/138] = 0,29
Và hệ số dịch chỉnh bánh 4 :
x
2
= x
t
x
1
= 1,05 0,29 = 0,76
Theo (6.27) góc ăn khớp :
Cos

t
=z
t
.m.cos/(2a

) = 138.2,5.cos20
0
./(2.175) =0,9263
Do đó
t
= 22,14
0
.
d.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :
Theo (6.33) :

H

= Z
M
.Z
H
.Z

.
)./()1.(.22
2

dubuKT
mmH

+
Trong đó :
Z
M
= 274MPa
1/3
là hệ số kể đến cơ tính của vật liệu ( theo bảng
6.5 )
Z
H
=


t
2sin/.2
là hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp
xúc .

Z
H
=
)14,22.2sin(/2
0
= 1,693
Z

=
3
4

hệ số kể đến sự trùng khớp .
Trong đó :


= 1,88 3,2








+
43
11
zz
= 1,88 3,2






+
102
1
36

1
= 1,842

Z

=
3
842,14
= 0,848
Theo trên ta có K

H
= 1,021.
Võ Đình Phúc_ cơ điện tử 2_k49 giáo viên hớng dẫn Đỗ Đức Nam
16
Đồ án chi tiết máy
K
H


_ hệ số kể đến sự phân bố không đều các tải trọng cho các đôi răng
ăn khớp :
K
H

= 1 ( với bánh răng thẳng )
Đờng kính vòng lăn bánh 3 :
d

3

=
1
.2
23
+u
a

=
183,2
175.2
+
= 91,38(mm)
Theo (6.40) : v = .d

3
.n
2
/60000 = 3,14.91,38.227,23/60000 =1,09(m/s)
Với v = 1,09m/s theo bảng 6.13 I chọn cấp chính xác 9 .
K


HH
dbH
HV
KKT
wW
2
1
2

3!
+=
Trong đó:
Chiều rộng vành răng:b
w
=
ba
.a
w
=0,4.175=70
23

u
a
vg
w
oHH

=
Tra bảng 6.15 và bảng 6.16 ta đợc :
006,0=
H

.g
o
=73.
Thay các giá trị vào ta có:
H

=0,006.73.2,41.
83,2
175
=3,75
Vậy K
HV
=1+
1.021,1.225270.2
70.38,91.75,3
=1,052

K
H
= K
H

.K
H

.K
HV
=1,052.1.1,021= 1,074.

H
=
38,91
848,0.693,1.274
.
83,2.70
)183,2(074,1.225270.2 +

= 401,77(MPa).
.Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :
Theo (6.1) với v=1,09m/s,cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính
xác về tiếp xúc là 8 . khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5 1,25 m
.Do đó hệ số ảnh hởng đến độ nhám Z
R
= 0,95;
Hệ số ảnh hởng đến vận tốc vòng:
Z
V
=0,85.V
0,1
=0,85.1,09
0,1
=0,857.
với d
a
<700mm , K
XH
=1 do đó theo (6.1) và (6.1a) ta có :
[
H
] =[
H
].Z
V
.Z
R
.Z
XH

=518,18.0,95.0,857 =421,87(MPa)
Nh vậy
H
<[
H
] và
[ ]
[ ]
H
H
H



=
87,421
77,40187,421
=0,05


bộ truyền cấp nhanh đạt độ bền tiếp xúc.
e.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :
Theo (6.43)_ I :
Võ Đình Phúc_ cơ điện tử 2_k49 giáo viên hớng dẫn Đỗ Đức Nam
17
Đồ án chi tiết máy

F

=

mdb
YYYKT
FF

2
1
11


Trong đó :
T
2
= 225270 Nmm
m = 2,5
b

1
= 70 mm
d

3
= 91,38 mm
K
F
= K
F

.K
F

.K
FV
K
F
:
hệ số tập trung tải trọng.
Tra bảng 6.7 và bằng phơng pháp nội suy ta có K
F

=1,021.
K
F
:
hệ số phân bố không đều tải trọng.
Với bánh răng thẳng ta có: K
F

=1
K
FV
:hệ số tải trọng động.
K


FF
dbF
FV
KKT
wW
2

1
2

3!
+=
Trong đó:
u
a
vg
w
oFF


=
Tra bảng 6.15 và bảng 6.16 ta đợc :
016,0=
F

;g
o
=73.
Thay các giá trị vào ta có:
F

=0,016.73.1,09.
83,2
175
=10,01
Vậy K
FV

=1+
09,1.1.225270.2
70.38,91.01,10
=1,13

K
F
= K
F

.K
F

.K
FV
=1,13.1.1,.09 = 1,23
Với

= 1,413 .
Hệ số trùng khớp của răng Y

:
Y

=1/

=1/1,413 = 0,7077
Hệ số xét đến góc nghiêng của răng Y

:

Với
=

0
0
nên Y

=1
Theo bảng 6.18 và phơng pháp nội suy .
Ta có: Y
F3
=3,294 ; Y
F4
=3,478
Với m=2,5 .
Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất.
Y
S
=1,08-0,0695lnm=1,08-0,0695ln2,5=1,016
Hệ số độ nhám mặt lợn chân răng Y
S
=1.
K
XF
hệ số xét đến kích thớc răng
Với d
a
<400mm K
XF
=1.

Võ Đình Phúc_ cơ điện tử 2_k49 giáo viên hớng dẫn Đỗ Đức Nam
18
Đồ án chi tiết máy
Do đó:
[
3F

]=[
3F

].Y
R
.Y
S
K
XF
=272,57.1.1,016.1=276,93(MPa).
[
4F

]=[
4F

].Y
R
.Y
S
K
XF
=257,14.1,016.1=261,27(MPa).

Thay các giá trị vào công thức ta đợc:
8,61
5,2.38,91.70
294,3.765,0.707,0.23,1.225270.2
3
==
F

MPa
Ta lại có:
3
3
4
4 F
F
F
F
Y
Y

=
25,65
294,3
478,3.8,61
4
==
F

MPa
Vậy

3F

< [
3F

] và
4F

<[
4F

] .
Hai bánh răng thoả mãn điều kiện bên uốn .
f.Kiểm nghiệm răng về quá tải :
Khi làm việc răng có thể bị quá tải với hệ số quá tải k
qt
= T
max
/T
dn
=2,2 .
Kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất
uốn cực đại .
+
Hmax
=
H
.
qt
k

[
H
]
max

H
= 421,88MPa
2,2.88,421
max
=
H

= 625,75 MPa
max
H


< [
H
]
max
=1264(MPa)
+
maxF

=
F

.k
qt

[
F

]
max
max3F

=61,8.2,2 =135,96(MPa)
max3F

[
3F

]
max
=464(MPa)
max4F

=65,25.2,2 =143,55(MPa)
max4F

[
4F

]
max
=464(MPa)
Bộ truyền thoả mãn về điều kiện quá tải
g.Các thông số và kích thớc bộ truyền :
Khoảng cách trục a

= 175mm
Môđun pháp m = 2,5
Chiều rộng vành răng b


= 70mm
Tỷ số truyền u = 2,83
Góc nghiêng của răng = 0
0
Hệ số dịch chỉnh x
1
=0,29;x
2
=0,76
Góc prôfin răng
0
20=
t

Góc ăn khớp
''24'822
0
=
tw

Số răng của bánh răng Z
3
=36răng;Z
4

=102răng
Võ Đình Phúc_ cơ điện tử 2_k49 giáo viên hớng dẫn Đỗ Đức Nam
19
Đồ án chi tiết máy
Theo công thức trong bảng 6.11 , ta tính đựoc :
Đờng kính vòng chia :
d
3
= m.Z
3
/cos = 2,5.36 = 90(mm)
d
4
= m.Z
4
/cos = 2,5.102 = 255(mm)
Đờng kính đỉnh răng :
d
a3
= d
3
+ 2(1 + x
1
- y).m = 90 + 2(1 + 0,29 0,05).2,5 = 96,2(mm)
d
a4
= d
4
+ 2(1 + x
2

- y).m = 255 + 2(1 + 0,76 0,05).2,5 = 263,56(mm)
Đờng kính đáy răng : d
f
= d (2,5-2x)m
d
f3
=90-(2,5-2.0,29).2,5=85,2mm
d
f4
= 255-(2,5-2.0,76).2,5=252,55mm.
Ta kiểm tra điều kiện bôi trơn:
C =
12
22
d
d
=
38,202
255
= 1,26

(1,1 1,3)

Thoả mãn điều kiện về bôi trơn .
2.Thiết kế bộ truyền ngoài . Bộ truyền xích
Tính lại tỷ số truyền của bộ truyền xích :
u
x
=
h

ch
u
u
=
21
uu
u
ch
=
83,2.25,4
34,27
= 2,27
Các thông số của bộ truyền :
P = P
3
=5,16Kw
n = n
3
= 80,58 v/ph
= 30
0
,u = 2,5
Tải trọng va đập vừa
2.1.Chọn loại xích :
Do vận tốc thấp nên ta chọn loại xích ống con lăn ( xích con lăn ) vì xích
con lăn có độ bền mòn cao hơn xích ống , chế tạo không phức tạp,giá thành
rẻ .
2.2Xác định các thông số của xích :
Dạng hỏng chủ yếu và nguy hiểm nhất của xích là mòn , do đó ta tính
xích theo độ bền mòn .

a.Chọn số răng đĩa xích :
Với u = 2,5 , theo bảng 5.4 ta chọn số răng đĩa xích nh sau :
Đĩa xích nhỏ : Z
1
= 25(răng)
Đĩa xích lớn : Z
2
= u
x
.Z
1
= 2,5.25 = 56,75 (thoả mãn Z
2
<Z
max
= 120)
Chọn số răng Z
2
=57 răng.
b.Xác định bớc xích p :
Bớc xích p đợc xác định theo công suất tính toán Pt :
Pt = P
3
.K
Z
.K
n
.K [P]
K
Z

là hệ số răng
K
Z
= Z
01
/Z
1
, với Z
01
là số răng đĩa dẫn bộ truyền xích tiêu chuẩn Z
01
=25
Võ Đình Phúc_ cơ điện tử 2_k49 giáo viên hớng dẫn Đỗ Đức Nam
20
Đồ án chi tiết máy

K
Z
= 25/25 =1
K
n
là hệ số vòng quay .
K
n
=n
01
/n
1
=50/80,58 = 0,62 với n
01

= 50(v/ph)
K hệ số điều kiện sử dụng xích
K = K
0
.K
a
.K
đc
.K
đ
.K
c
.K
b
Tra bảng 5.6 ta có :
K
0
hệ số xét đến ảnh hởng của vị trí bộ truyền . Do đờng nối tâm 2 đĩa
xích với đờng nằm ngang tạo góc < 60
0


K
0
=1
K
a
hệ số xét đến khoảng cách trục và chiều dài xích : K
a
= 1( a = 40p )

K
đc
hệ số xét đến ảnh hởng của việc điều chỉnh lực căng xích : K
đc
=1
K
b
hệ số xét đến ảnh hởng của điều kiện bôi trơn , lấy K
b
=1
K
c
hệ số xét đến chế độ làm việc của bộ truyền . Với bộ truyền làm việc 2
ca K
c
=1,25
K
đ
hệ số tải trọng động , kể đến tính chất của tải trọng .
Với tải trọng va đập vừa K
đ
=1,2

K = K
0
.K
a
.K
đc
.K

bt
.K
đ
.K
c
= 1,2.1.1.1.1.1,25 = 1,5
Thay các thông số trên vào công thức tính Pt ta đợc :
Pt = P.K.K
Z
.K
a
= 5,16.1,5.1.0,62 = 4,80(kw)
Theo bảng 5.5 với n
01
=50(v/ph) , ta chọn loại xích 1 dãy có bớc xích p =
31,75(mm) thoả mãn điều kiện bền mòn Pt < [P] =5,83(kw) và điều kiện p <
p
max
c.Xác định khoảng cách trục sơ bộ :
a = 40.p = 40.31,75 = 1270(mm)
d.Xác định số mắt xích :
Từ khoảng cách trục a chọn ở trên , ta có số mắt xich X :
X =
p
a2
+
2
21
ZZ +
+

( )
a
pZZ
2
2
12
4


=
75,31
1270.2
+
2
5725 +
+
1270.4
75,31.)2557(
2
2


= 121,65
Ta chọn số mắt xích chẵn là X
c
= 122 .
Tính lại khoảng cách trục a theo công thức :
a = 0,25p

+
+
+

2
12
2

2121
2
22
ZZZZ
X
ZZ
X
CC
a = 0,25.

+
+
+

22
2557
2
2
5725
122
2
5725
122
a =1275,62(mm)
Để xích không phải chịu lực căng quá lớn ta giảm khoảng cách trục một
lợng :
Võ Đình Phúc_ cơ điện tử 2_k49 giáo viên hớng dẫn Đỗ Đức Nam
21
Đồ án chi tiết máy
a =0,003.a =1275,62.0,003=3,83(mm)
Vậy ta có: a=1275,62-3,83=1271,79mm
Do đó ta lấy a = 1272(mm)
e.Đờng kính đĩa xích :
Ta có :
Đờng kính vòng chia đĩa xích dẫn :
d

1
= p/sin(

/Z
1
) = 31,75/sin(

/25) = 253,32(mm)
Đờng kính vòng chia đĩa xích bị dẫn
d
2
= p/sin(

/Z
2
) = 31,75/sin(

/57) = 576,35(mm)
Đờng kính vòng đỉnh đĩa xích :
d
a1
= p[0,5 + cotg(/Z
1
)] = 31,75.[0,5 + cotg(/25)] =267,20(mm)
d
a2
= p[0,5 + cotg(/Z
2
)] = 31,75.[0,5 + cotg(/57)] =591,35(mm)
Đờng kính vòng đáy đĩa xích :

d
f1
= d
1
- 2r = 253,32 2.9,62= 234,08(mm)
d
f2
= d
2
2r = 576,35-2.9,62=557,11(mm)
Với r = 0,5025d
1
+ 0,05 = 0,5025.19,05 + 0,05 = 9,62(mm)
Và d
1
=19,05 ( bảng 5.2 )
2.3.Kiểm nghiệm xích về độ bền :
*Số lần va đập của xích trong 1 giây :
i =
1,1
122.15
58,80.25
.15
11
==
X
nZ
< [i] =25 (bảng 5,9)
*Kiểm nghiệm xích về quá tải theo hệ số an toàn :
s = Q/(K

đ
.F
t
+ F
o
+ F
V
) > [s]
[s] hệ số an toàn cho phép , [s] =7 (bảng 5.10)
Q tải trọng phá hỏng , tra bảng 5.2 với p = 31,75

Q = 88500(N)
Khối lợng 1 mét xích q = 3,8(kg)
Hệ số tải trọng động:K
đ
= 1,2
v = Z
1
.p.n
1
/60000 = 25.31,75.80,58/60000 = 1,066(m/s)
Ft lực vòng : Ft = 1000P
3
/v = 1000.5,16/1,066 = 4840(N)
F
V
lực căng do lực li tâm sinh ra
F
V
= q.v

2
với q là khối lợng 1 mét xích
F
V
= 3,8.1,066
2
= 4,32(N)
F
0
lực căng do trọng lợng nhánh xích bị động sing ra :
F
0
= 9,81k
f
.q.a = 9,81.4.3,8.1,272 = 189,67(N)
Thay các đại lợng vào công thức ta đợc :
s =
32,467,1894640.7,1
88500
++
= 10,51
Nh vậy s > [s] , xích đảm bảo về quá tải
2.4.Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của xích :
Võ Đình Phúc_ cơ điện tử 2_k49 giáo viên hớng dẫn Đỗ Đức Nam
22
Đồ án chi tiết máy

H
=
d

vddtr
KA
EFKFK
.
) ( +
< [
H
]
F
vđ
lực va đập trên m dãy xích
F
vđ1
= 13.10
-3
.n
1
.p
3
.m = 13.10
-3
80,58.31,75
3
.1 = 6,70(N)
F
vđ2
= 13.10
-3
.n
2

.p
3
.m = 13.10
-3
.35,49.31,75
3
.1 = 2,95(N)
K
d
hệ số phân bố không đều tải trọng do các dãy xích , với 2dãy xích

K
d
= 1,7
K
đ
hệ số tải trọng động , tra bảng 5.6

K
đ
= 1,2 (tải trọng va đập vừa)
K
r
hệ số kể đến ảnh hởng của răng đĩa xích :
Z
1
= 25

K
r1

= 0,42
Z
2
= 57

K
r2
= 0,226
E môđun đàn hồi của vật liệu E=2,1.105(MPa)
A diện tích chiếu của bản lề . Bảng 5.12

với p =31,75 ta có A =
446(mm
2
)
Thay các thông số trên vào công thức ta có :

H1
= 0,47
7,1.446
10.1,2).7,62,1.4840(42,0
5
+
= 386,55MPa

H2
= 0,47
7,1.446
10.1,2).95,22,1.4840(226,0
5

+
= 283,46MPa
Nh vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 210 sẽ đạt ứng suất tiếp
xúc cho phép [
H
] = 600MPa đảm bảo độ bền tiếp xúc cho đĩa răng 1 . Tơng
tự cho đĩa xích hai với cùng vật liệu và phơng pháp nhiệt luyện nh đĩa xích 1
ta cũng có đợc
H2
<[
H
]
2.5.Tính lực tác dụng lên trục :
F
r
=K
x
.F
t
Với bộ truyền nghiêng 1góc <40
0
ta có:K
x
=1,15

F
r
=1,15.4840=5560(N).
II.Tính thiết kế trục then :
1.Chọn vật liệu :

Chọn vật liệu chế tạo trục là théo 45 có
b
= 600MPa , ứng suất xoắn cho
phép [

]=12 20MPa .
2.Tải trọng tác dụng lên trục :
Sơ đồ đặt lực :
3.Tính thiết kế trục
3.1.Xác định sơ bộ đờng kính trục
.Đờng kính trục 1 (d
1
) :
Trục 1 là trục vào của hộp giảm tốc.chọn [
1

]=15MPa
Đờng kính trục đợc xác định :
Võ Đình Phúc_ cơ điện tử 2_k49 giáo viên hớng dẫn Đỗ Đức Nam
23
Đồ án chi tiết máy
d
1sb

] [.2,0
3
1
1

T

với T
1
=28314,5(N.mm).
Thay số ta đợc:
d
1sb

15.2,0
5,28314
3
=21,13mm
Đờng kính trục 1 đợc xác định dựa trên đờng kính của trục động cơ d
đc
.
Ta có :
d
1
= (0,8 1,2)d
đc
= (0,8 1,2).38 = 30,4 45,6 (mm)
Ta chọn theo chiều dài tiêu chuẩn d
1
= 40mm
.Đờng kính trục 2 là trục trung gian chọn [
2

]=15MPa:
d
2sb

3
2
2
][2,0

T
T
2
_ momen xoắn tác dụng lên trục 2 (Nmm)
T
2
=225270Nmm
[
2

]_ ứng suất cho phép (MPa)
d
2sb

3
15.2,0
225270
= 42,18(mm)
Chọn d
2
= 50mm.
.Đờng kính trục 3 là trục ra của hộp giảm tốc chọn [
3

]=18MPa :

d
3sb

3
3
3
][2,0

T
=
3
18.2,0
611541
= 55,38(mm)
Chọn d
3sb
= 60mm,
3.2.Xác định khoảng cách các điểm đặt lực và giữa các gối đỡ :
.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm dặt lực :
Chiêu dài trục cũng nh khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực phụ
thuộc vào sơ đồ động , chiều dài may ơ của các chi tiết quay , chiều rộng ổ
và khe hở cần thiết .
.chiều rộng ổ lăn và các chiều dài mayer:
Sơ bộ chiều rộng ổ lăn:
b
01
=23mm. b
02
=27mm .b
03

=31mm.
Chiều dài mayer:
-Đĩa xích:
l
m33
=(1,2 1,5)d
3sb
=(1,2 1,5)60
l
m33
=70mm
-Bánh răng trụ răng nghiêng trên trục II:
l
m13
=(1,2 1,5)d
2sb
=(1,2 1,5)50
Lấy l
m22
=65mm
Võ Đình Phúc_ cơ điện tử 2_k49 giáo viên hớng dẫn Đỗ Đức Nam
24
Đồ án chi tiết máy
-Bánh răng trụ răng thẳng trên trục II:
l
m23
=(1,2 1,5)d
2sb
=(1,2 1,5)50
Lấy l

m23
=75mm
-Bánh răng trụ răng thẳng trên trục III:
l
m32
=(1,2 1,5)d
3sb
=(1,2 1,5)60
Lấy l
m32
=75mm
-nửa khớp nối:
l
m12
=(1,4 2,5)d
1sb
=(1,4 2,5)40
lấy l
m12
=70mm.
.Các kích thớc liên quan đến chiều dài trục chọn :
Khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến thành trong của hộp k
1
=
10mm.
Khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp k
2
= 10mm.
Khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến nắp ổ k
3

= 15mm.
Chiều cao nắp ổ và đâu bulông h
n
=18mm.
Dựa vào các công thức trong bảng 10.4 và hình 10.7 ta xác định khoảng
cách các điểm đặt lực cho trục hai rồi dựa vào kết cấu của hộp giảm tốc ta
xác định khoảng cách các điểm đặt lực cho các trục còn lại .
.Trục II :
l
22
= 0,5(l
m22
+ b
02
) + k
1
+ k
2

l
m22
_chiều dài mayer bánh răng trụ
l
m22
= (1,2 1,5)d
2
= 42 52,5(mm)
chọn l
m22
= 50mm

nên l
22
= 0,5(65 + 27) + 10 +10 = 66 (mm).
ta lấy l
22
= 65mm
l
23
= l
22
+ 0,5( l
m22
+ l
m23
) +k
1
= 65 + 0,5(65 +75) + 10 = 145(mm)
l
24
= 2.l
23
-l
22
=2.135-65=225(mm)

l
21
=2.l
23
=2.145=290mm

Theo điều kiện kết cấu ta tính đợc khoảng cánh các điểm đặt lực cho trục
1 và 3
.trục I :
l
13
= l
22
= 65mm
l
11
= l
21
= 290mm
l
12
= 0,5(l
m12
+ b
01
) + k
3
+ h
n
= 0,5(70 +23) +15 + 18 = 79,5
lấy l
12
= 80mm
l
14
=l

24
=225(mm)
.Trục III :
l
32
= l
23
= 145mm
l
31
= l
21
= 290mm
l
33
= 2.l
32
+ l
c33
= 2.145 + 82 = 372mm
l
c33
=0,5(l
m33
+b
03
)+k
3
+h
n

Võ Đình Phúc_ cơ điện tử 2_k49 giáo viên hớng dẫn Đỗ Đức Nam
25