Đồ án chi tiết máy, thiết kế hệ dẫn động xích tải

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
PHẦN 1. TÍNH ĐỘNG HỌC
I.Chọn động cơ:
1.1. Xác định công suất đặt trên trục động cơ :

η
lv
yc
P
P =
(KW)
Trong đó :
1000
.vF
P
lv
=
(KW)
Với : F là lực kéo trên băng tải (N), v là vận tốc dài trên băng tải (m/s).
⇒

=
×
=
1000
02,12900
lv
P
2,958 (KW)
η : là hiệu suất truyền động :
1131

1

xbrolkn
k
i
m
i
ηηηηηη
==
∏
=
Tra bảng 2.3[I] - trang 19 ta có :
x
η
= 0,9 Hiệu suất bộ truyền xích để hở.
kn
η
= 0,99 Hiệu suất khớp nối.
ol
η
= 0,99 Hiệu suất một cặp ổ lăn được che kín.
br
η
= 0,96 Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ che kín.
⇒
η = 0,99 . 0,99
3
. 0,9 . 0,96 = 0,83
⇒

564,3
830,0
958,2
==
yc
P
(KW)
1.2. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ điện :
n
sb
= n
lv
.u
sb

Trong đó n
ct
: là tốc độ của bộ phận công tác
==
pz
n
lv
.
60000
46,78
65.12
60000
=
2 ( v/p )
1

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
u
sb
= u
x
. u
br
:Tỷ số truyền sơ bộ của hệ thống.
Tra bảng 2.4[I] - trang 21,ta chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc 1 cấp bánh
răng trụ: u
br
= 4 , u
x
=2,5
⇒
u
sb
= 4. 2,5 = 10.
⇒
n
sb
= n
lv
.u
sb
= 784,62 (vòng/phút).
Chọn tốc độ đồng bộ của động cơ điện : n
đb
= 750(vòng/phút).
1.3. Chọn động cơ.

Ta chọn động cơ thoả mãn : P
đc

≥
P
yc
(KW) ,
n
đc
≈n
đb
(vòng/phút).
Tra bảng P1.1[I] - trang 234,ta chọn loại động cơ điện có kí hiệu :
2
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
II. Phân phối tỷ số truyền.
2.1 Xác định tỉ số truyền chung cho cả hệ thống :
.176,9
462,78
720
===
lv
dc
ch
n
n
u

2.2 Phân phối tỉ số truyền trong hộp giảm tốc :
Chọn tỷ số của bộ truyền ngoài : u

br
= 4
⇒

294,2
4
176,9
===
br
ch
x
u
u
u
Vậy ta có: u
ch
= 9,176
u
x
= 2,294
u
br
= 4.
III. Xác định các thông số trên các trục :
3.1 Số vòng quay.
Số vòng quay trên trục động cơ là: n
dc
= 720 (vòng/phút).
Số vòng quay trục I : n
1

=n
dc
=720 (vòng/phút).
Số vòng quay trục II: n
2
=
br
u
n
1
=
4
720
=180 (vòng/phút).
Số vòng quay trên trục công tác: n
*
ct
=
x
u
n
2
=
294,2
180
=78,462 (vòng/phút).
3.2 Công suất trên các trục
Công suất trên trục công tác: P
ct
= 2,958(KW).

Công suất trên trục II: P
2
=
xol
ct
P
ηη
.
=
9,0.99,0
958,2
=3,32 (KW).
3
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Công suất trên trục I: P
1
=
brol
P
ηη
.
2
=
96,0.99,0
32,3
=3,493 (KW).
Công suất thực của trục động cơ:
564,3
0,99.0,99
3,493

.ηη
P
P
knol
1
*
dc
===
(KW).
3.3 Tính momen xoắn trên các trục.
Áp dụng công thức : T
i
=9,55.10
6
.
i
i
n
P
ta có:
Mô men xoắn trên trục động cơ :
T
đc
= 9,55. 10
6
.
15,47273
720
564,3
.10.55,9

6
==
dc
dc
n
P
(N.mm).
Mô men xoắn trên trục I:
T
1
=
41.46332
720
492,3
.10.55,9.10.55,9
6
1
1
6
==
n
P
(N.mm).
Mô men xoắn trên trục II:
T
2


=
4.176146

180
3,32
.,55.109
n
P
.10 9,55.
6
2
2
6
==
(N.mm).
Mô men xoắn trên trục công tác:
T
ct
= 9,55. 10
6
.
360035
78,462
2,958
.9,55.10
n
P
6
ct
ct
==
(N.mm).
3.4 Bảng thông số động học.

Từ những kết quả tính toán trên ta có bảng sau:
Trục
Thông số
T.S truyền
Động cơ I II Công tác
1 4 2,294
n (vg/ph) 720 720 180 78,462
4
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
P (KW) 3,564 3,492 3,320 2,958
T (N.mm) 47273 46332 176146 360035
5
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
PHẦN 2. TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY
I. TÍNH BỘ TRUYỀN XÍCH
Các thông số ban đầu:
P
2
=3.32 KW;
n
2
=180 vòng/phút ;
T
2
=176146 N.mm ;
u
x
=2,294
β
=60

0
1.1Chọn loại xích.
Vì tải trọng không lớn và vận tốc nhỏ, nên ta chọn xích ống con lăn.Xích
ống con lăn có ưu điểm là: độ bền mòn của xích ống con lăn cao hơn xích
ống, chế tạo nó không phức tạp; do đó, nó được dùng rất rộng rãi trong kĩ
thuật.
1.2.Chọn số răng đĩa xích.
Với u
x
=2,3, ta chọn số răng đĩa xích nhỏ là:
Z
1
= 29-2. u
x
=29-2.2,294 = 24,412> Z
min
=17.
Chọn Z
1
= 25 (răng)
Số răng đĩa xích lớn: Z
2
= u
x
.Z
1
=2,294.25 = 57,35< > Z
max
=120.
Chọn Z

2
= 57 (răng).
1.3.Xác định bước xích p.
Để đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích ta có:
P
t
= P.k.k
n.
.k
z
≤
[P].
Với + P : Là công suất cần truyền qua bộ truyền xích.P= P
2
=3.32 KW.
+k
n
:Là hệ số vòng quay. Chọn số vòng quay của đĩa cơ sở của đĩa nhỏ
là:
n
01
=200 (vòng/phút) → k
n
=n
01
/n
1
=200/180=1,11
6
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

+ k
z
:Là hệ số răng : k
z
=
1
25
25
1
01
==
Z
Z
+k = k
đ
.k
0
.k
a
.k
đc
.k
bt
.k
c
; trong đó:
k
đ
: hệ số tải trọng động. Đề bài cho tải trọng va đạp vua, nên ta chọn k
đ

=
1,35
k
0
: hệ số ảnh hưởng của kích thước bộ truyền.Do đường nối tâm các đĩa
xích trùng với phương ngang. Nên k
0
= 1.
k
a
: hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích ;chọn
a = (30-50).p; suy ra k
a
= 1.
k
đc
: hệ số kể đến việc điều chỉnh lực căng xích. Do điều chỉnh bằng một
trong các đĩa xích. Nên k
đc
= 1
k
bt
: hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn .Vì môi trường làm việc có bụi, bôi
trơn đạt yêu cầu nên chọn k
bt
=1,3.
k
c
: hệ số kể đén chế độ làm việc của bộ truyền ; k
c

= 1,25 (làm việc 2 ca)
⇒ k = 1,35.1.1,3.1,25.1.1,25 =2,19375
Như vậy ta có : P
t
= 3,32.1,11.1.2,19375= 8,092 kW
Tra bảng 5.5 tttk hdđck, với n
01
=200 vòng/phút.chọn bộ truyền xích một dãy
có:
bước xích : p = 25,4 mm ;
đường kính chốt : d
c
=7,95mm ;
chiều dài ống : B=22,61mm ;
công suất cho phép : [P]=11 kW.
Thỏa mãn điều kiện mòn: P
t
≤
[P]=11 kW
Đồng thời nhỏ hơn bước xích cho phép : p < p
max
1.4.Xác định khoảng cách trục và số mắt xích.
Khoảng cách trục sơ bộ: a=38p=38.25,4=965,2 mm
7
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Theo công thức 5.12 số mắt xích:
=> X=117,68
Lấy số mắt xích chẵn :
X
c

=118.
Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13:
a
*
=
( ) ( )
[ ]














−
−+−++−
2
12
2
2112
.25,05,0.25,0
π
ZZ

ZZXZZXp
cc
=> a* =969,259
Để xích không chịu lực căng quá lớn ta phải giảm khoảng cách trục một
lượng
∆a = 0,003. a
*
= 0,003. 969,259=2,908 mm
Vậy lấy khoảng cách trục : a = a
*
- ∆a= 969,259 – 2,908 = 966,351 (mm).
Chọn a = 967 (mm).
Số lần va đập của bản lề xích trong một giây, tính theo công thức (5.14):
i =
54,2
118.15
180.25
.15
.
11
==
X
nZ
< i
max
=35 (bảng 5.9).
1.5.Tính kiểm nghiệm về độ bền xích.
Kiểm nghiệm quá tải theo hệ số an toàn (chịu tải trọng lớn khi mở máy và
chịu va đập khi vận hành)
Theo công thức (5.15) : S =

vtd
FFFk
Q
++
0
.
≥
[S]
Trong đó
Theo bảng ( 5.2 ) tttk hdđ ck T1, ta có: Q = 65700 N ; q
1
= 2,6 kg
Hệ số tải trọng động: k
đ
= 1,2
F
t
–lực vòng ;
8
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
v =
60000
11
PnZ
= 25.25,4.180/60000=1,905 m/s
F
t
=1000P/v = 1000.3,32/1,905 = 1742,78 N
F
v

:lực căng do lực li tâm gây ra: F
v
= q.v
2
= 2,6. 1,905
2
= 9,4354 N
F
0
:lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra :
F
0
= 9,81.k
f
.q.a = 9,81.2.2,6.967 = 49,33 N
(hệ số võng : k
f
= 2 do bộ truyền nghiêng 60
0
)
Do đó: S = 30,56
⇒ S >[S] = 8,2 (theo bảng 5.10)
Vậy bộ truyền xích làm việc đủ bền
1.6 Xác định thông số của đĩa xích
Theo công thức ( 5.17 ) và bảng (3.4),
Đường kính vòng chia:
d
1
=
1

sin
Z
p
π
=
=
)
25
sin(
4,25
π
202,65
d
2
=
)sin(
2
Z
p
π
=
=
)
57
sin(
4,25
π
461,08mm
Đường kính vòng đỉnh đĩa xích:
d

a1
= p.[0,5 + cotg(180/Z
1
)] =25,4.[ 0,5 + cotg(
π
/25)] = 213,76 mm
d
a2
= p.[0,5 + cotg(180/Z
2
)] = 25,4.[ 0,5 + cotg(
π
/57)] = 437,08mm
Bán kính đáy: r = 0,5025d
l
+ 0,05 =0,5025.15,88+0,05 = 8,03mm
Với d
l
= 15,88 mm ( tra bảng 5.2/78)
Đường kính vòng chân đĩa xích:
d
f1
= d
1
- 2r = 202,65 – 2.8,03 = 186,6 (mm)
d
f2
= d
2
- 2r =461,08-2.8,03 = 445,02 (mm)

9
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
-Kiểm nghiệm răng đĩa xích về độ bền tiếp xúc:
Theo công thức (5.18) :
σ
H1
= 0,47
( )
.
.

d
vddtr
kA
EFKFK +
≤ [σ
H1
]
Trong đó:
[σ
H1
]- Ứng suất tiếp xúc cho phép
Chọn vật liệu là thép 45 , tôi cải thiện sẽ đạt được độ rắn HB=210 ta có
[σ
H1
]=600 Mpa
Lực va đập : F
vd
= 13.10
-7

.n
1
.p
3
.m = 13.10
-7
.180.25,4
3
.1 = 3,83N
Hệ số tải trọng động : K
đ
=1,3 (bảng 5.6)
k
đ
=1(sử dụng 1 dãy xích).
Hệ số ảnh hưởng của số răng đến đĩa xích : K
r
= 0,42 (vì Z
1
=25 )
Diện tích bản lề : A = 180 mm
2
(tra bảng (5.12)với p=25,4 mm, xích ống
con lăn một dãy)
Mô dun đàn hồi: E = 2,1.10
5
Mpa
⇒
1.180
10.1,2

).83,335,1.78,1742.(42,047,0
5
1
+=
H
σ
=505,04 MPa
⇒
σ
H1
<[σ
H
] : nghĩa là đĩa xích 1 đảm bảo độ bền tiếp xúc .
Tương tự cho đĩa xích 2 với cùng vật liệu và chế độ nhiệt luyện. Hệ số ảnh
hưởng của số răng đến đĩa xích K
r
=0,23 (vì Z
2
=57) Ta có:
⇒
1.180
10.1,2
).83,335,1.78,1742.(23,047,0
5
2
+=
H
σ
=107,69 MPa
Đĩa xích 2 cũng đảm bảo độ bền tiếp xúc

1.7 Xác định lực tác dụng lên trục
Theo công thức (5.20):
F
r
= k
x
.F
t
; trong đó:
k
x
:hệ số xét đến tải trọng của xích
10
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
k
x
= 1,05 - (do bộ truyền năm nghiêng 60
0
);
F
r
= 1,05.1742,71= 1829,85 (N).
1.8.Các thông số của bộ truyền xích :
P
2
=3,32 KW;
n
2
=180 vòng/phút ;
T

2
= 176146 N.mm ;
u
x
=2,294;
β
=60
0
Bảng kết quả tính toán thiết kế xích
Thông số
Ký
hiệu Giá trị
Đơn
vị
Thông số cơ bản
Bước xích p 25,4
mm
số răng đĩa xích chủ động z1 25
số răng đĩa xích bị động z2 57
tỷ số truyền thực tế uth 2,28
khoảng cách trục a 967
mm
Thông số hình học
Đường kính vòng chia đĩa xích chủ động d1 202,66
mm
Đường kính vòng chia đĩa xích bị động d2 461,08 mm
Đường kính vòng đỉnh đĩa xích chủ động da1 213,76 mm
Đường kính vòng đỉnh đĩa xích bị động da2 473,08 mm
Đường kính vòng đáy đĩa xích chủ động df1 186,6 mm
Đường kính vòng đáy đĩa xích bị động df2 445,02 mm

Đường kính con lăn dcl 15,88 mm
11
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
II.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH TRỤ RĂNG
NGHIÊNG.
Thông số đầu vào:
P = P
I
= 3,942 (KW)
T
1
= T
I
= 46332 (N.mm)
n
1
= n
I
= 720 (vòng/phút)
u = u
br
= 4
L
h
= 13000 (giờ)
2.1. Chọn vật liệu bánh răng:
Hộp giảm tốc chịu công suất nhỏ , nên chọn vật lịêu có độ rắn HB ≤ 350,
bánh răng được thường hoá hoặc tôi cải thiện.Tra bảng 6.1/92 tttkhddck tập
1 ta có:
Với

)1510(
21
÷+≥
HBHB
Bánh lớn: + Nhãn hiệu thép: thép 45
+ Chế độ nhiệt luyện: tôi cải thiện
+Độ rắn: HB=192…240
+Chọn HB
2
=230
+Giới hạn bền:
.750
2
MPa
b
=
σ
+Giới hạn chảy:
.450
2
MPa
ch
=
σ
Bánh nhỏ : + Nhãn hiệu thép: thép 45
+ Chế độ nhiệt luyện: tôi cải thiện
+Độ rắn: HB=241 285
+Chọn HB
1
=245

+Giới hạn bền:
2b
σ
=850 Mpa
+Giới hạn chảy:
.580
2
MPa
ch
=
σ
12
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
2.2.Xác định ứng suất cho phép
2.2.1.Ứng suất tiếp xúc cho phép[σ
H
] và ứng suất uốn cho phép [σ
F
]
theo công thức 6.1 và 6.2:
HLxHvRH
H
H
KKZZS ).(][
lim
0
σσ
=
FLxFsRF
F

F
KKYYS ).(][
lim
0
σσ
=
Trong đó:
Z
R
-hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng làm việc
Z
v
- hệ xố xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
K
xH
– hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh ăng
Y
R
– hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng
Y
S
–hệ số xét đến độ hạy của vật liệu đối với tập chung ưngs suất
K
xF
–hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.
Tính thiế kế, ta lấy sơ bộ:
1
1
=
=

xFSR
xHVR
KYY
KZZ
S
H
, S
F
–hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. tra bảng 6.2 ta có :Bánh
chủ động: S
H1
=1,1; S
F1
=1,75.
Bánh bị động: S
H2
=1,1; S
F2
=1,75.
lim
0
lim
0
;
FH
σσ
-Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với chu kì cơ
sở
Ta có
+Bánh chủ động:

=+== 70.2
1
lim
0
lim
0
31
HB
HH
σσ
2.245 + 70 = 560 (Mpa)
===
1
lim
0
lim
0
.8,1
31
HB
FF
σσ
1,8.245 = 441 (Mpa)
+Bánh bị động:

=+== 70.2
2
lim
0
lim

0
42
HB
HH
σσ
2.230 + 70 = 530 (Mpa)
13
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
===
2
lim
0
lim
0
.8,1
42
HB
FF
σσ
1,8.230 = 414 (Mpa)
K
HL
, K
FL
-hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ
tải trọng của bộ truyền, xác định theo công thức 6.3 và 6.4:
F
m
FE
FO

FL
N
N
K =
m
H
, m
F
-bậc của đường cong mỏi khi thử về độ bền tiếp xúc và uốn.
Vì HB < 350: m
H
= 6, m
F
= 6.
N
HO
, N
FO
– số chu kì ứng suất khi thử về độ bền tiếp xúc và uốn.
4,2
.30
HB
HN
HO
=
→
.
1
=
HO

N
30.245
2,4

=1,6.10
7


=
2
HO
N
30.230
2,4

= 1,39.10
7
N
FO
=4.10
6
.
N
HE
, N
FE
- số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.
Do tải trọng tĩnh nên ta có:
N
HE

= N
FE
=60.c.n.
Σ
t
i
Trong đó:
c- số lần ăn khớp trong một vòng quay (c=1)
n- vận tốc vòng của bánh răng
L
h
=
Σ
t
i
- Tổng số giờ làm việc (thời hạn phục vụ)
L
h
=13000 (giờ).
Ta có: N
HE1
= N
FE1
=60.c.n
1.
L
h
= 60.1.720.13000 = 56,16.10
7
N

HE2
= N
FE2
=60.c.n
2.
L
h
= 60.1.720/4.13000 =14,04.10
7


Do:
N
HE1
= 56,16. 10
7
> N
HO1
= 1,6. 10
7
Suy ra K
HL1
= 1
14
H
m
HE
HO
HL
N

N
K
=
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
N
HE2
= 14,04. 10
7
> N
HO2
= 1,39. 10
7
Suy ra K
HL2
= 1
N
FE1
= 56,16. 10
7
> N
FO1
= 4. 10
6
Suy ra K
FL1
= 1
N
FE2
= 14,04. 10
7

> N
FO2
= 4. 10
6
Suy ra K
FL2
= 1

Do đó, ta có:
][
1H
σ
=560/1,1.1.1=509 MPa
][
2H
σ
=530/1,1.1.1=481,8 MPa
][
1F
σ
=441,1/1,75.1.1=252 MPa
][
2F
σ
=414/1,75.1.1=236,5 Mpa
Do đây là bộ truyền bánh trụ răng nghiêng nên suy ra:

][
H
σ

=(
][
1H
σ
+
][
2H
σ
)/2=(509+481,8)/2=495,4 ( MPa).
2.2.2.Ứng suất cho phép khi quá tải

,max(.8,2][
1max chH
σσ
=

σ
ch2
) =2,8.

σ
ch1
= 2,8.450 = 1260 (Mpa)

][
F
σ
1max
= 0,8
σ

ch1
=0,8.580= 464 ( Mpa)

][
F
σ
2max
= 0,8
σ
ch2
=0,8.450=360 (Mpa)
2.3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục.
Theo công thức (6.15a):
3
2
1
][
.
).1.(
baH
H
aw
u
kT
uka
ψσ
β
+=

1

T
là mômen xoắn trên trục chủ động. T
1
= T
I
= 46332 (N.mm)

][
H
σ
- ứng suất tiếp xúc cho phép.
][
H
σ
= 495,4 ( MPa).
K
a,
– hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng.
tra Bảng 6.5 ta có: K
a
=43
ba
ψ
-hệ số chọn theo bảng 6.6:
5,03,0
÷=
ba
ψ
.chọn
ba

ψ
=0,3
Chọn theo bảng 6.7 với
)1.(.5,0 += u
babd
ψψ
=0,5.0,3.(4+1)=0,75
15
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
β
H
k
- hệ số khi xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng khi
tính theo sức bền tiếp xúc và uốn.Tra bảng 6.7/98 [1] với

bd
ψ
=0,75 và sơ đồ bố trí là sơ đồ 6 .Chọn được:
β
H
K
= 1,04 ;
β
F
K
= 1,07
⇒

].[2,117
3,0.4.)4,495(

03,1.46332
).14.(43
3
2
mma
w
=+=
Chọn a
w
=120 (mm).
2.4 Xác định các thông số ăn khớp.
2.4.1.Xác định môđun pháp m:
m = (0,01
÷
0,02) a
w
= 1,1
÷
2,2
Chọn m = 1,5.
2.4.2.Xác định số răng.
Chọn sơ bộ góc nghiêng
β
=14
0
.Suy ra cos
β
=0,970296
Công thức 6.31 ta có:
Số răng bánh nhỏ:

04,31
)14(5,1
97096,0.120.2
)1.(
cos 2
1
=
+
=
+
=
um
a
Z
w
β
Chọn Z
1
=31 (răng)
Số răng bánh lớn
12
.ZuZ
=
=4.31=124 (răng)
Tỷ số truyền thực u
t
=: Z
2
/ Z
1

=124/31=4
.
2.4.3.Xác định góc nghiêng của răng.
Tính lại góc
β
16
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
96875,0
120.2
)12431.(5,1
.2
).(
cos
21
=
+
=
+
=
w
a
ZZm
β

→

β
=arcos
β

= 14,36 (thỏa mãn 8
0

<
β

< 20
0
Góc ăn khớp α
tw
59,20
36,14cos
20
cos
=






=









==
tg
arctg
tg
arctg
ttw
β
α
αα
0
Góc nghiêng của răng trên mặt trụ cơ sở
βαβ
tgtg
tb
.cos=
48,13
23972,0))'36,14().'59,20(cos(
=→
==→
b
b
tgaarct
β
β
2.5. Xác định các hệ số và một số thông số động học
Tỷ số truyền thực tế: u
t
= 4
Đưòng kính vòng lăn cặp bánh răng:
d

w1
=2a
w
(u
t
+1) = 2.120/(4+1)=48( mm)
d
w2
=2a
w
- d
w1
= 192 (mm)
Vận tốc vòng của bánh răng:
v=πd
w1
n
1
/60000 = 3,14.48.720/60000= 1,808 (m/s)
Với bánh răng trụ răng nghiêng và v = 1,808 (m/s) tra bảng 6.13/106 [1] ta
đựoc cấp chính xác của vbộ truyền là: CCX=9.
Tra phụ lục 2.3/250[1], với: +CCX=9
+HB<350
+v= 1,808 (m/s)
Nội suy tuyến tính ta được:
K
Hv
= 1,02
K
Fv

= 1,05
Chọn : R
a
= 2,5 1,25 (µm)
⇒
Z
R
= 0,95.
17
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
HB<350 , v= 1,65(m/s) <5 m/s; suy ra Z
V
= 1.
với d
a
= d
w2
= 192 (mm)< 700mm suy ra K
xH
=1
Chọn Y
R
= 1
Y
S
= 1,08- 0,0695.ln(m)= 1,08-0,0695.ln(1,5)= 1,051 suy ra K
xF
=1
Với CCX=9, v= 1,808 (m/s), tra bảng 6.14/107[1], ta được:

α
H
K
=1,13

α
F
K
=1,37
Hệ số tập trung tải trọng:
β
H
K
= 1,04 ;
β
F
K
= 1,07(chọn ở mục 2.3).
2.6.Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng.
2.6.1.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Công thức 6.33:
].[

)1.( 2

2
1
1
H
wt

H
HMH
dub
uKT
ZZZ
σσ
ε
≤
+
=
Z
M
–Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu bánh răng
Bảng 6.5: Z
m
= 274[MPa]
1/3

.
Z
H
–hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
twbH
Z
αβ
2sin/cos.2=

( )
.
715,1

59,20.2sin
36,14cos.2
==
H
Z
Z
ε
-hệ số xét đến sự trùng khớp của hai bánh răng , xác định theo hệ số trùng
khớp dọc
β
ε
tính theo công thức:
π
β
ε
β
.
sin.
1
m
b
w
=
; với b
w
là bề rộng vành răng.
.36120.3,0. ===
wbaw
ab
ψ

89,1
.5,1
36,14sin.36
==
π
ε
β
>1
18
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Khi đó theo công thức (6.36c):
α
ε
ε
1
=
Z
.
và hệ số trùng khớp ngang ε
α
có thể tính gần đúng theo công thức:

803,1
120
1
28
1
2,388,1
11
2,388,1

21
=












−−=














−−=

zz
α
ε
.745,0
803,1
1
==→
ε
Z
K
H
–hệ số tải trọng khi tính toán tiếp xúc

HvHHH
KKKK
αβ
=

=
H
K
1,04.1,13.1,02 = 1,198
Thay vào ta được:
][453
44.36.4
)14.(198,1.46332.2
.745,0.715,1.274
2
MPa
H

=
+
=
σ
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép ;
Ứng suất tiếp xúc cho phép[σ
H
] được tính theo công thức
xHvRmHH
KZZ ][][
12
σσ
=
=495,4.0,95.1.1=470,6 MPa
Ta thấy
σ
H
<
][
H
σ
và(
][
H
σ
-

σ
H
).100%/

][
H
σ
=3,73%<10%
do vậy bánh răng đủ bền.
2.6 2. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn .
Công thức :
[ ]
1
1
1.1
1

2
F
ww
FF
F
mdb
YYYKT
σσ
βε
≤=
][
2
1
21
2
F
F

FF
F
Y
Y
σ
σ
σ
≤=
19
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
trong đó
554,0
803,1
11
===
α
ε
ε
Y
(hệ số kể đén sự trùng khớp, với ε
α
là hệ số trùng
khớp ngang).
897,0
140
36,14
1
140
1
0

=−=−=
β
β
Y
(hệ số kể đến độ nghiêng của răng).
21
,
FF
YY
- hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng tương đương
09,34
36,14cos
31
cos
33
1
1
===
β
Z
Z
v
38,136
36,14cos
124
cos
33
2
2
===

β
Z
Z
v
.
Tra bảng 6.18,với hệ số dịch chỉnh x=0, ta có:
{
.60,3
.80,3
2
1
=
=
F
F
Y
Y
F
K
- hệ số tải trọng khi tính về uốn.
FvFFF
KKKK
αβ
=
.
==
FvFFF
KKKK
αβ
1,1.1,37.1.05=1,582

Vậy:

][8,106
5,1.48.36
8,3.897,0.554,0.582,1.46332.2
1
MPa
F
==
σ
Và:

][17,101
80,3
60,3.8,106
2
MPa
F
==
σ
Do : σ
F1
=106,8 MPa

< [σ
F1
]
1
=[σ
F1

].Y
R
.Y
s
.Y
xF
=264,8
σ
F2
=101,17MPa

< [σ
F2
]
2
=[σ
F2
].Y
R
.Y
s
.Y
xF
=248,03
Do vậy bánh răng đảm bảo điều kiện bền về uốn.
2.6.3.Kiểm nghiệm về quá tải:
Ứng suất tiếp xúc cực đại:
20
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
.][.

maxmax HqtHH
k
σσσ
≤=
qt
k
- hệ số quá tải :
2,2
max
==
dn
qt
T
T
k
→
max max
375,48. 2,2 556,9 [ ] 1260[ ]
H H
MPa MPa
σ σ
= = ≤ =
Ứng suất uốn cực đại
1 1 1
max max
. 63,99.2,2 140,77[ ] [ ] 360[ ].
F F qt F
k MPa MPa
σ σ σ
= = = ≤ =

].272][][364,1332,2.62,60.
max2max
22
MPaMPak
FqtFF
=≤===
σσσ
2.7. Các thông số hình học của cặp bánh răng:
- Đường kính vòng chia :
==
==
β
β
cos
.
cos
.
2
2
1
1
zm
d
zm
d
192
36,14cos
124.5,1
48
36,14cos

31.5,1
=
=
- Đường kính đỉnh răng :
mmmdd
mmmdd
a
a
195.2
51.2
2
1
2
1
=+=
=+=
-Đường kính vòng cơ sở:
d
b1
=d
1
cosα=48.cos20
0
=45,1mm
d
b2
=d
2
cosα=192.cos20
0

=180,4 mm
-Khoảng cách trục chia: a=( d
1
+d
2
)/2 = 120 (mm)
-Đường kính chân răng :
1 1
2,5. 43,55 2,5.1,5 39,8
f
d d m mm
= − = − =

2 2
2,5. 169, 44 2,5.1,5 162,8
f
d d m mm
= − = − =
2.8. Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng nghiêng
Như vậy ta có bảng thông số chính của bộ truyền:
Thông số Kí hiệu Giá trị
Khoảng cách trục chia a 120 mm
21
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Khoảng cách trục a
w
120 mm
Số răng Z
1
31 răng

Z
2
124 răng
Đường kính vòng chia d
1
48 mm
d
2
192 mm
Đường kính chân răng d
f1
44,25 mm
d
f2
188,25 mm
Đường kính vòng lăn d
w1
48 mm
d
w2
192 mm
Đường kính đỉnh răng d
a1
48 mm
d
a2
192 mm
Đưòng kính cơ sở d
b1
45,1 mm

d
b2
180,4 mm
Hệ số dịch chỉnh x
1
0
x
2
0
Góc profin gốc α 20
0
Góc profin răng α
t
20,59
Góc ăn khớp α
tw
20,59’
Hệ số trùng khớp ngang ε
α
1,803
Hệ số trùng khớp dọc
β
ε
1,89
Mô đun pháp m 1,5 mm
Góc nghiêng của răng
β
14,36
III. CHỌN KHỚP NỐI
3.1. Mô men xoắn cần truyền.

T=T
đc
=47273Nm;
Mômen tính T
t
=k.T=1,2.47273=56727 Nm.
Trong đó (k là hệ số tải trọng động chọn theo bảng 9-1)
Chọn k= 1,2
Tra bảng phụ lục P1.7 với động cơ 4A132S8Y3 ta có :
d
đc
= d
1
= 38 mm.
22
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Đường kính trục cần tính: d
t
= d
đc
=38 mm
Tra bảng B16.10./68 với: T
t
=56378,2 Nmm

<
cf
kn
T
d

t
= 38 mm <
cf
kn
d
ta chọn nối trục có các thông số kích thước chủ yếu sau :
T
Nm
d
D d
m
L
l
d
1
D
0
Z n
max
B B
1
l
1
D
3
l
2
250 40 140 80 175 110 71 105 6 3800 5 42 30 28 32
Kích thước vòng đàn hồi
d

c
d
1
D
2
l
14 M10 20 62
l
1
l
2
34 15 28
l
3
3.2. Chọn vật liệu:
Nối trục làm bằng gang CЧ21-40; chốt bằng thép 45 thường hóa, vòng đàn
hồi bằng caosu.
ứng suất dập cho phép của vòng caosu:[σ]
d
=2
÷
4 (N/mm
2
)
ứng suất uốn cho phép của chốt: [σ]
u
=60
÷
80(N/mm
2

)
3.3. Kiểm nghiệm sức bền đập của vòng caosu:
23
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
[ ]
=≤=
d
c
d
dlDZ
TK
σσ
30
.
2
[ ]
d
σ
<=
45,0
28.14.105.6
10.273,47.2,1.2
3
thoả mãn.
3.4. Kiểm nghiệm sức bề uốn của chốt:
==
0
3
1
1,0

.
DZd
lKT
c
d
σ
[ ]
u
σ
<=
15,11
6.14.105.1,0
34.10.273,47.2,1
3
3
thoả mãn.
3.5. Lực tác dụng lên trục.
F
kn
=0,2. F
t
Với F
t
= 2.T/D
0
= 2.47273/ 105 = 900,4 N
Suy ra

F
kn

= 0,2.900,4= 180,08 N.
IV. TÍNH TRỤC
4.1. Tính sơ bộ đường kính trục
4.1.1. Chọn vật liệu.
Sử dụng thép 45 có σ
b
= 600 Mpa Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 30 Mpa
4.1.2. Tính sơ bộ đường kính trục

[ ]
3
0,2
k
ksb
T
d
τ
=
(mm)
-Trục I chọn [τ] = 15Mpa, T
I
= 46332 N.mm
-Trục II chọn [τ] = 28 Mpa, T
II
= 176137 N.mm
Suy ra:

3
15.2,0
46332

=
sb
d
= 24,9(mm)

3
28.2,0
176137
=
sb
d
= 31,56 (mm)
Chọn sơ bộ đường kính trục là:
-Chọn d
1sb
=25mm, theo bảng (10.2), ta được chiều rộng ổ lăn b
10
=17mm.
-Chọn d
2sb
=35mm, theo bảng (10.2), ta được chiều rộng ổ lăn b
10
=19mm.
4.2. Xác định lực tác dụng lên trục và bánh răng
24
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
-Lực tác dụng lên bộ truyền xích: F
x
= 1829,85 N
F

x
chia làm 2 thành phần F
xx
và F
xy
F
xx
= F
x
.cos60=914,925
F
xy
= F
x
.sin60=1584,696
-Lực tác dụng lên trục từ khớp nối: F
kn
=180,08 N
-Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng:
F
t1
= F
t2
=
N 5,1930
48
2.46332
d
2T
1

1
=−=
w

F
r1
= F
r2
=
748,63N
cos114,36
,591930,5tg20
βCos
αFt1.tg
1
ωt
==
F
a1
= F
a2
=
N 23,494.tg12,595,1930β.tgF
t1
==
25