ĐỒ án môn học CHI TIẾT máy TÍNH TOÁN THIẾT kế bộ TRUYỀN ĐAI hộp GIẢM tốc PHÂN đôi cấp NHANH, f= 1250n, v=0,25

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: Hồng Xn Khoa

Lời Nói Đầu
Hiện nay khoa học kỹ thuật đang phát triển rất nhanh, mang lại những lợi
ích cho con người về tất cả những lĩnh vực tinh thần và vật chất. Để nâng cao
đời sống nhân dân và để hòa nhập vào sự phát triển chung của các nước trong
khu vực cũng như trên thế giới. Đảng và Nhà nước ta đã đề ra những mục tiêu
trong những năm tới là nước ta sẽ trở thành nước công nghiệp theo hướng hiện
đại.
Để thực hiện được điều đó một trong những ngành cần quan tâm phát triển
đó là ngành cơ khí vì ngành cơ khí đóng vai trị quan trọng trong việc sản xuất
ra các thiết bị công cụ cho mọi ngành kinh tế quốc dân. Muốn thực hiện việc
phát triển ngành cơ khí cần đẩy mạnh đào tạo đội ngũ cán bộ kỹ thuật có trình
độ chun mơn đáp ứng được các u cầu của công nghệ tiên tiến, làm chủ
được các dây chuyền thiết bị, máy móc sản xuất hiện đại.
Đồ án chi tiết máy nói riêng và những mơn học khác mà em được học trong
trong trường nói chung đã cung cấp cho em những kiến thức ban đầu về ngành
cơ khí, là cơ sở để sau này có thể ứng dụng vào thực tế sản xuất.
Song với những hiểu biết cịn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực tế chưa
có nên đồ án của em cịn nhiều thiếu sót. Em rất mong được sự chỉ bảo của các
Thầy, Cô để bài làm của em được hoàn thiện hơn.
Cuối cùng Em xin chân thành cảm ơn sự quan tâm chỉ bảo tận tình của các
Thầy, Cơ và đặc biệt là sự hướng dẫn tận tình của thầy HỒNG XN KHOA
trong q trình làm đồ án.
Hà Nội, ngày 9, tháng 4, năm 2012
SVTH: phùng Văn Tuấn

Trang 1

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: Hoàng Xuân Khoa

A.CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN.
I. Xác định công suất cần thiết, số vịng quay sơ bộ hợp lí của động cơ điện.
Chọn động cơ điện.
- Công suất cần thiết được xác định theo cơng thức
Trong đó:
+ Pct là cơng suất cần thiết trên trục động cơ (kw).
+ Pt là cơng suất tính tốn trên trục máy cơng tác (kw).
+ β là hệ số giảm trị.
Pt =Plv
Trong đó:
Plv là cơng suất làm việc: Plv = = = 3,125 (kw)
Trong đó: F là lực kéo băng tải F=12500(N)
V là vận tốc băng tải V=0.25(m/s)
β= =
= 0,8
+ là hiệu suất truyền động η = ....
Trong đó:
ηđ là hiệu suất bộ truyền đai. Tra bảng ηđ = 0,96
ηbr = là hiệu suất bộ truyền bánh răng. Tra bảng ηbr = 0,98
ηol là hiệu suất một cặp ổ lăn. Tra bảng ηol = 0,99
ηk là hiệu suất của khớp nối. Tra bảng ηk = 0,99
là hiệu suất một cặp ổ trượt = 0,99
hiệu suất của các bộ truyền và ổ tra bảng (2.3 TTTKHTDĐCK)
Thay số ta có:
η = 0,96...0,99.0,99= 0,88

Pct = = 2,84 (kw)
- Xác định số vịng quay sơ bộ hợp lí của động cơ điện:
+ Dựa vào bảng 2.4 ta chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng hai cấp
Uh=20 và tỉ số truyền của bộ truyền ngoài( bộ truyền đai dẹt) Un=4
+ tỷ số truyền của hệ thống dẫn động.
=.=20.4=80
Trang 2


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: Hồng Xn Khoa

Trong đó : là tỷ số truyền của hộp giảm tốc
là tỷ số truyền của bộ truyền đai dẹt
+ Theo công thức 2.17
nlv = = = 17,06(v/ph)
Trong đó: v là vận tốc băng tải (m/s).
D là đường kính băng tải (mm).
Ta có số vòng quay sơ bộ của động cơ
nsb = nlv.ut = 17,06.80=1364,8 (v/ph).
1.1.3 Chọn động cơ.
+Điều kiện chọn động cơ là
•

•

>

Dựa vào những số liệu tính tốn được và bảng P1.3 phần phụ lục ta chọn được

động cơ
4A100L4Y3
Với Pđc = 4,0 (kw);

nđc = 1420 (v/ph)

+ Kiểm tra điều quá tải
Theo bảng P1.3 ta có
Tk
Tdn

= 2,0 >

Tmm
T

= 1,8 và

T max
Tdn

= 2,2 >

Tmm
T

=1,8

Vậy động cơ đã chọn thỏa mãn điều kiện an toàn khi mở máy và khi làm việc.
II. Phân phối tỉ số truyền

- Xác định tỉ số truyền Ut của hệ thống dẫn động
Ut =
Trong đó: nđc là số vịng quay của động cơ (v/ph).
nlv là số vòng quay của băng tải (v/ph).
Trang 3


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Thay số ta được

GVHD: Hoàng Xuân Khoa

Ut = = 83,23

- Phân phối tỉ số truyền của hệ dẫn động Ut cho các bộ truyền
Ta có Ut = Un.Uh
Chọn sơ bộ Un = 4 Uh = = = 20,8
•

Xác định ,

Trong đó: U1 là tỉ số truyền của cặp bánh răng cấp nhanh.
U2 là tỉ số truyền của bộ truyền cấp chậm.
Theo công thức thực nghiệm ta có = (1,21,3) TTTKHTDĐCK
Chọn =1,3 =>= = 4

=1,3.4=5,2
Tính lại =

==4

III. Xác định cơng suất, momen và số vịng quay trên các trục.
- Công suất trên các trục

+ Trên trục 3: P3 =

+ Trên trục 2: P2 =

+ Trên trục 1: P1 =

Plv
η kn .η ol
P3
η br .η ol
P2
η br .η ol

+ Trục động cơ: = =

= = 3,188(kw)

=

= 3,28(kw)

=

= 3,38(kw)

= 3,52 (kw)

- Số vòng quay trên các trục
+ Trên trục 1:

==

= 335(v/p)

+ Trên trục 2:

=== 68,3(v/p)
Trang 4


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
==

+ Trên trục 3:

GVHD: Hoàng Xuân Khoa

= 17,06 (v/p)

- mômen xoắn trên các trục
+ Trên trục 1: T1 = 9,55.. = 9,55.. = 96355 (N.mm)
+ Trên trục 2: T2 =9,55.. = 9,55.. = 490971 (N.mm)
+ Trên trục 3: T3 = 9,55.. = 9,55.. = 1784607 (N.mm)
+ Trục động cơ: = 9,55.. = 9,55..

= 23673 (N.mm)

Dựa vào kết quả tính tốn ở trên ta có bảng sau

Trục
Động cơ

1

2

3

4

3,88

3,28

3,188

Thơng số
Cơng suất

P(kw)

Tỉ số truyền U
Số vịng quay n(v/p)
Momen xoắn T(Nmm)

4

4

5,2

1420

335

68,3

17,06

23673

96355

499071

1784607

B. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI.
I. Chọn loại đai và tiết diện đai.
II. Tính các thơng số của bộ truyền đai.
Căn cứ vào công suất của động cơ 3,52(kw), tỷ số truyền = 4 và điều kiện làm
việc ca đâp vừa ta chọn loại đai là đai vải cao su
1. Tính đường kính bánh đai, chiều rộng bánh đai, chiều dài đai, khoảng
cách trục.
- chọn đường kính bánh đai nhỏ
+ Mô men xoắn trên trục động cơ là: = 23673 (N.mm)

Trang 5


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: Hồng Xn Khoa

- theo cơng thức =(5,2 = (5,2 = (149,3183,76) theo tiêu chuẩn bảng 15 tập bảng
tra chi tiết máy ta chọn = 160 (mm)
+ Nghiệm điều kiện vận tốc : v = = = 12 (m/s) ( 2530) (m/s)
- Đường kính bánh đai lớn theo công thức sau: = (1-)
+ Theo công thức 4.26 ta chọn = 0,02
+ Với U==4 => = 4.160.(1-0,02) = 627(mm)
Theo tiêu chuẩn bảng 15 tập bảng tra chi tiêt máy ta chọn 630 (mm)
- Tỉ số truyền thực tế
Ut = = = 4,02
Và

U = = 100% = 0,5 % < 4 %

- chọn sơ bộ khoảng cách trục a (1,52)(+) = (1,52)790 = (11851580) lấy a =
1200 (mm)
-Tính chiều dài đai
Theo cơng thức 4.4 ta có
l = 2a + + = 2.1200 + +
= 3686 mm
Cộng thêm 114 mm để nối đai vậy chiều dai đai là : l=3,8 m
Theo cơng thức 4.15 ta có
i = = = 3,16(1/s) < = 3 (1/s)
- Tính khoảng cách trục a theo chiều dài chuẩn l = 3800 mm

Theo công thức 4.6 ta có

a=

Trong đó λ = l - = 3800 - = 2559,7
= = = 235
Thay số ta được a = = 1258 mm
- Tính góc ơm đai
Trang 6


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: Hồng Xn Khoa

Theo cơng thức 4.7 ta có
α1 = 180 - = 180 – = > amin =
2. Xác định tiết diện đai .
- Theo cơng thức 4.8 ta có
A=b.
+ Trong đó : b và là chiều rộng và chiều dày đai, mm

== 4 mm theo bảng 4.1 dùng đai
tiêu chuẩn là = 4,5 với số lớp đai là 3

+ Theo bảng 4.8 tỉ số nên dùng là do đó
loại -800 khơng có lớp lót trị số

là lực vòng , N với =

= = 293 N

= = 3,52 kw
là hệ số tải trọng động theo bảng 4.7 ta chọn =1.1
là ứng suất có ích cho phép, M. Theo cơng thức 4.10 ta có :
= ... trong đó:
là ứng suất có ích cho phép được xác định bằng thực
nghiệm, theo cơng thức 4.11 ta có = Bộ truyền đạt nằm ngang, điều chỉnh định kỳ lực căng, chọn = 2,0 M, theo bảng
4.9, = 2,7, = 11, do đó = 2,7 –

= 2,39 M,

+ với là hệ số kể đến ảnh hưởng góc ơm trên bánh đai nhỏ đến khả năng kéo
của đai
+ Với α = 1590 ta có Cα = 1- 0,003(1800

- α) = 1- 0,003 (1800 – 1590) = 0,973

+ Với là hệ số kể đến ảnh hưởng của lực li tâm đến độ bám của đai trên bánh
đai trị số của được tính theo công thức sau = 1,04 – 0,0004. = 1,04 – 0,0004. =
0. 9824
+ Với là hệ số kể đến ảnh hưởng vị trí của bộ truyền trong khơng gian và góc
nghiêng của bộ truyền so với phương nằm ngang là phương pháp tự căng đai,
theo bảng 4.12 ta có = 1
Trang 7


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: Hoàng Xuân Khoa

=> = ... = 2,39.0,973.0,9824.1 = 2,28 M
Theo công thức 4.8, => chiều rộng bánh đai b =
chuẩn b = 40 mm

= = 31,8 mm lấy theo tiêu

3. Xác định lực căng ban đầu tác dụng lên trục.
- Theo công thức 4.12 lực căng ban đầu = ..b = 1,8.4,5.40 = 324 N
- Lực tác dụng lên trục
Fr = 2.Fo.sin() = 2.324.sin() = 637 N
Dựa vào các kết quả tính tốn ta có bảng sau
Thơng số

Kích thước

Loại đai

Đai thang thường loại B

Đường kính bánh đai nhỏ

d1, mm

160

Đường kính bánh đai lớn

d2, mm

630

Chiều rộng bánh đai

B, mm

40

Chiều dài đai

l, mm

3800

Khoảng cách trục

a, mm

1200

z

3

Fr, N

637

Số đai
Lực tác dụng

C. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG.
I. Chọn vật liệu.
- Với đặc tính của động cơ cùng với yêu cầu làm việc và dựa vào bảng (6.1
TTTKHTDĐCK) ta chọn vật liệu cho 2 cấp bánh răng như sau
+ Bánh nhỏ: Thép 45 tơi cải thiện có
Trang 8


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: Hoàng Xuân Khoa

HB = 241285; = 850 MPa; = 580MPa
+ Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện có
HB = 192240; = 750 MPa; = 450MPa
+ Trong đó:
HB là độ rắn , là giới hạn bền, là giới hạn chảy
II. Xác đinh ứng suất cho phép.
- Theo bảng 6.2 với thép 45 tơi cải thiện có độ rắn HB = 180350 thì
= 2HB + 70; SH = 1,1;

= 1,8HB;

SF = 1,75

- Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 245; độ rắn bánh lớn HB2 = 230 khi đó ta có
= 2HB1 + 70 = 2.245 + 70 = 560 MPa
= 1,8HB1 = 1,8.245 =441 MPa
= 2HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 MPa

= 1,8HB2 = 1,8.230 =414 MPa
- ứng suất tiếp xúc cho phép
Theo cơng thức (6.1TTTKHTDĐCK) ta có = .
Trong đó: là ứng suất tiếp xúc cho phép
là hệ số an toàn tiếp xúc
hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc
hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng
Trong thiết kế sơ bộ lấy = 1
=> = (6.1a)
hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ

bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc lấy = 6 vì độ rắn HB 350
Trang 9


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: Hoàng Xuân Khoa

số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
Theo cơng thức 6.5 ta có NHO = 30
Ta có:
NHO1 = 30 =30.2452,4 = 1,6.107 và NHO2 = 30 = 30.2302,4 = 1,39.107
- Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương NHE được tính theo cơng thức 6.7
+ NHE = 60c .ni.ti với c ,ni,Ti, ti lần lượt là số lần ăn khớp trong một vịng
quay,số vịng quay, mơ men xoắn, tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh
răng đang xét .
Ta có NHE2 =60c
Vì n khơng đổi và quay 1 vịng bánh răng ăn khớp một lần nên c = 1

NHE2 = 60.1. .12000.(13.2,8+ 0,783.3,6) =27,2.107 > NHO2 = 1,39.107
do đó KHL2 = 1
Tương tự ta có NHE1 > NHO1 do đó KHL1 = 1
- Theo công thức (6.1a) sơ bộ ta xác định được ứng suất tiếp xúc cho phép
=
Vậy 1 = 560. = 509 MPa và 2 = 530. = 482 MPa
- Vì bộ truyền cấp nhanh sử dụng bánh răng nghiêng nên = = (509+482)/2 =
495,5 MPa
- Với cấp chậm dùng răng thẳng và tính ra đều lớn hơn nên = 1, do đó = =
482 MPa
- Ứng suất uốn cho phép : = . KFL. KFC / SF
+ Tính ứng suất uốn cho phép với chu kỳ cơ sở = 1,8.HB
=> = 1,8 . 245 = 441 (MPa)

= 1,8 . 230 = 414 (MPa)
+ Hệ số tuổi thọ xét đến chế độ tải trọng
Trang 10


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: Hoàng Xuân Khoa

KFL =
+ là bậc đường cong mỏi khi thử về uốn lấy = 6
+ Số chu kỳ thay đỏi ứng suất cơ sở khi thử về uốn ; = 4.
+ Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương NFE1 = 60.c.

NFE2 = 60.c. .
= 60.1..(16.2,8+ 0,786.3,6) .12000 = 21,8.

Vì > nên lấy =
Tương tự

⇒

⇒

KFL2 = 1

KFL1 = 1.

+ Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải = 1 do tải đặt một phía(bộ truyền quay mơt
chiều)
+ Hệ số an tồn khi tính về uốn = 1,75
+ theo cơng thức (6.2a) ta có:
ứng suất uốn cho phép =. KFL1. KFC1 / SF = 441.1. = 252 (MPa)

ứng

suất uốn cho phép = . KFL2. KFC2 / SF = 414.1. = 236,6(MPa)
- Ứng suất quá tải cho phép: theo (6.10) và (6.11)
= 2,8.= 2,8 . 580 = 1624(MPa)
= 2,8. = 2,8 . 450 = 1260 (MPa)
= 0,8.= 0,8 . 580 = 464 (MPa)
= 0,8. = 0,8 . 450 = 360 (MPa)
III. Tính bộ truyền cấp nhanh( Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng).
1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục.
aw1 = Ka . (u1 + 1) .
Trong đó
Trang 11

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: Hoàng Xuân Khoa

- Ka là hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng.
Tra bảng 6.5 ta được Ka =43(MPa)1/3
- T0 là momen xoắn trên trục bánh chủ động. Ta có = = = 48177 N.mm
- u1 là tỷ số truyền bánh 1 = 5,2
- Theo bảng 6.6 ta chọn = 0,3 0,5.(5,2+1) = 0,5.0.3(5,2+1) = 0,93

- Theo bảng 6.7 ta chọn hệ số phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành
răng ( sơ đồ 3)
- Ứng suất tiếp xúc cho phép là = 495,5 MPa
Thay số ta có

= 43(5,2+1) = 139,92mm

Lấy aw1 = 145 mm
2. Xác định các thông số ăn khớp, mô đun.
- Theo công thức 6.17
m = (0,010,02) aw = (0,010,02).145 = 1,452,9
Theo tiêu chuẩn bảng 6.8 ta chọn m = 2,5
- chọn sơ bộ = do đó theo (6.31) số răng bánh nhỏ
= 2 aw/ = 2.145./2,5.(5,2+1) = 16,2Lấy
= 16
Số răng bánh lớn:
= . = 5,2.16 = 83,2
Chọn

= 83

Do đó tỉ số truyền thực tế là = 83/16 = 5,18
= m(+ )/(2) =2,5.(16+83)/2.145 = 0,8534
Suy ra

=

+ hệ số dịch chỉnh : với 14dùng dịch chỉnh chiều cao với = 0,3, = - 0,3, khi ấy
khoảng cách trục = a, góc ăn khớp = = =
Trang 12


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: Hoàng Xuân Khoa

3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
+ Theo (6.33), ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc
=
+ Theo bảng 6.5, là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp
= 274
+ hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
=

với - góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở = = . =

0,562=> = =
= = 1,59

+ – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Vì >1 nên ta chọn cơng thức (6.36c) = = = 0,84
Hệ số trùng khớp dọc theo cơng thức (6.37) ta có = = 0,3.145. = 2,887
+ theo cơng thức (6.38b) ta có hệ số trùng khớp ngang = [1,88-3,2(] = [1,883,2(1/16+1/83)] = 1,4
+ theo công thức ở bảng (6.11)ta có đương kính vịng lăn bánh nhỏ = 2.145/
(5,18+1) = 46,9mm
+ –hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
=
+ Vận tốc vòng v = = = 0,82 m/s theo bảng 6.13 dùng cấp chính xác 9, và v<
2,5 m/s,
+ theo bảng (6.14) ta có hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều
rộng vành răng = 1,13
+ là số vòng quay bánh chủ động = trục 1 = 335 m/s
+Theo (6.42) ta có = theo bảng 6.15 = 0,002,bảng 6.16 = 73 => =
0,002.73.0,82. = 0,63
+ là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp theo công thức
6.41 ta có : = 1+ = 1 + = 1,01
Trang 13


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: Hoàng Xuân Khoa

+ = = 1,15.1,13.1,01 = 1,31 ta thay các giá trị vừa tính được vào (6.33) ta có =
274.1,6.0,84. = 461,8 MPa
+ Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:
Theo (6.1) với V = 0,82 m/s < 5 m/s, = 1; với cấp chính xác động học là 9,chọn
cấp chính xac về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia cơng đạt độ nhám m, do đó
= 0,95; với < 700mm, = 1 do đó theo (6.1) và (6.2)

= 495.5.1.0,95.1 = 470,725 MPa vậy < thỏa mãn
4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
+theo cơng thức (6.43)

Trong đó: là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, = 1/1,46 = 0,7
là hệ số kể đến độ nghiêng của răng = 1/140 = 0,77
hệ số dạng răng của bánh 1 phụ thuộc vào số răng tương đương =
16/ = 25,72 với dịch chỉnh = 0,3 tra bảng 6.18 ta được = 3,57
+ hệ số tải trọng khi tính về uốn : =
+ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi
tính về uốn tra bảng 6.7 ta được = 1,05
+ là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đơi răng đồng thời ăn
khớp khi tính về uốn tra bảng 6.14 ta được = 1,37
+ hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn theo
cơng thức (6.46) ta có = 1+ = 1,03
Theo công thức 6.47 = tra bảng 6.15 ta có = 0,006
Trị số của hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng bảng 6.16 = 73
=> = 0,006.73. 0,82. = 1,9
=> = = 1,05.1,37.1,03 = 1,5
Theo công thức 6.43
Với m = 2,5mm, ; (bánh răng phay) (mm), do đó theo (6.2) và (6.2a):
Trang 14


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: Hoàng Xuân Khoa

+ MPa
+ = 236,6.1.1,022.1 = 241,8 MPa

+hê số dạng răng của bánh 2 ta có = 83/ = 133,47 tra bảng 6.18 với dịch chỉnh
= 3,63
+ = ./ = .3,63/3,57 = 55,4 241,8 MPa
5 Kiểm nghiệm răng về quá tải
+ theo công thức (6.48) ta có hệ số quá tải = = 1,8:
+ ứng suất tiếp xúc cực đại = = 461,8 = 619,6 MPa
+ ứng suất uốn cực đại = .1,8 = 98,1MPa = 464 MPa
MPa 360 MPa
6 Các thông số và kích thước bộ truyền
Khoảng cách trục

aw1 = 145mm

Mơđun pháp

m = 2,5 mm

Chiều rộng vành răng

= 43,5 mm

Tỉ số truyền

= 5,2

Góc nghiêng của răng

=

Số răng bánh răng

= 16, = 83

Hệ số dịch chỉnh

= 0,3,

Theo các cơng thức trong bảng 6.11, tính được
Đường kính vịng chia

=47 mm, = 243,0mm

Đường kính đỉnh răng

= 53,5 mm, = 246,5mm

Đương kính đáy răng

= 42,25 mm, = 235,25mm

IV. Tính bộ truyền cấp chậm ( Bánh răng trụ răng thẳng).
1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục.
aw2 = Ka . (u2 + 1) .
+ tra bảng 6.5 ta có: = 49,5
+ tỷ số truyên trên bánh 2 = 4
Trang 15


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: Hồng Xn Khoa

+ là mơ men xoắn trên trục 2: N.mm
+ theo bảng 6.6 ta chọn cho cặp bánh răng trụ răng thẳng = 0,4 => = 0,53(+1)
= 0,53.0,4(4+1) = 1,06
+ bảng 6.7 ta chọn = 1,03 (vị trí 7)
+ = 482 MPa
aw2 = Ka . (u2 + 1) . = 49,5.(4+1). = 275,74 mm
lấy = 276 mm
2. Xác định các thông số ăn khớp
a, xác định mơđun
- Theo cơng thức 6.17 ta có: m = (0,010,02) = (0,010,02)276= (2,765.52) mm
Ta chọn m = 3mm
+ số răng bánh nhỏ: = 2 = 2.276/[3.(4+1)] = 36,8
Lấy = 37
+ số răng bánh lớn:

= . = 4.37 = 148

+ Tính lại = m()/2 = 3(37+148)/2 = 277,5 mm
+ lấy = 278 mm do đó cần dịch chỉnh lên để tăng khoảng cách trục từ 277,5mm
lên đến 278 mm.
Tính hệ số dịch tâm theo cơng thức 6.22 ta có :
y = ) = 278/3 – 0,5(37+148) = 0,167
theo công thức 6.23 ta có = 1000 y/ = 1000.(0,167)/(37+148) = 0,9
theo bảng 6.10a, tra được = 0,009
hệ số giảm đỉnh răng
tổng hệ số dịch chỉnh 0,169
Do đó hệ số dịch bánh răng 1 tính theo (6.26):
= 0,54

Trang 16


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Và

GVHD: Hồng Xn Khoa

=

Góc ăn khớp

= , do đó

3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
+ Theo (6.33), ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc
=
+ theo bảng 6.5 ta chọn = 274
= = = 1,754
+theo cơng thức 6.36a tính = = = 0,862
+ trong đó:
Đường kính vịng lăn bánh nhỏ
mm
+ theo cơng thức 6.40 ta có vận tốc vịng
v = 0,42 m/s
Theo bảng 6.13 chọn cấp chính xác 9 do đó = 73,bảng 6.15 ta chọn theo cơng
thức 6.42 ta có
= 1,53
+ Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng = 1,13, bảng 6.14
+ hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp:

= 1+ = 1,02
+ Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc = = 1,03.1.13.1.02 = 1,19
Thay các giá trị vừa tính được vào cơng thức 6.33 ta có:
= 274.1,754.0,862. = 412,7MPa
Trang 17


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: Hồng Xn Khoa

Theo cơng thức 6.1 với v = 1,25 m/s, = 1 ; với cấp chính xác động học là 9,
chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9, khi đó cần gia cơng đạt độ nhám do
đó = 0.9; với mm, = 1, do đó theo (6.1) và (6.1a) :
= = 482.1.0,9.1 = 433,8 MPa
Như vậy , nhưng chênh lệch này nhỏ, do đó có thể giảm chiều rộng răng :
mm, lấy = 100 mm
4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn .
- Theo cơng thức 6.43 ta có:
Trong đó:
+ là momen xoắn trên trục chủ động = N.mm
+ m là mô đun pháp m = 3 mm
+ bw là chiều rộng vành răng bw = 100mm
+ là đường kính vịng lăn bánh chủ động trên trục 2 ( bánh nhỏ) =mm
+ là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
+ với là hệ số trùng khớp ngang = => = 1/ = 0,564
+ Y là hệ số kể đến độ nghiêng của răng. Do β = 0 nên Y = 1
+ YF1, YF2 là hệ số răng của bánh 1 và bánh 2.
Theo bảng 6.18 ta có YF1 = 3,63 và YF2 = 3,58

+ KF là hệ số tải trọng khi tính về uốn
Trong đó: KFβ = 1,01( tra bảng 6.7 với =0,4)
Theo bảng 6.14 ta chọn KFα = 1( bánh răng thẳng)
KFv = 1+

với

Trong đó:

(bảng 6.15) ; v = 0,4m/s g0=73

= 4,1
Trang 18


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: Hoàng Xuân Khoa

→KFV=1+ = 1,05
KF = 1,01.1.1,05 = 1,06
Vậy ta có

= 62,25 = 256,03 MPa
= 62,25.3,58/3,63 = 61,4 = 240,28 MPa
- Mặt khác ta có [σF1] = [σF1].
Trong đó:
+ Ys là hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với tập trung ứng suất.
Ys = 1,08 – 0,0695ln(m) = 1,08 – 0,0695ln2,5 = 1,016
+ YR là hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.

Ta chọn YR = 1 (bánh răng phay)
+ KXF = 1 là hệ số xét đến kích thước bánh răng ( da < 400 mm)
Vậy

[σF1] = 252.1.1,016.1 = 256,03 MPa

Tương tự

[σF2] = 236,5.1.1,016.1 = 240,28 MPa

Như vậy độ bền uốn thỏa mãn.
5. Kiểm nghiệm răng về q tải.
+ theo cơng thức (6.48) ta có hệ số quá tải = = 1,8:
+ ứng suất tiếp xúc cực đại = = 412,7 = 553,7 MPa
+ ứng suất uốn cực đại = .1,8 = 112,05 MPa = 464 MPa
MPa 360 MPa
6. Các thông số khác của bộ truyền.
- Đường kính vịng chia

d3=

m.z1
cos β

= = 111 (mm)
Trang 19


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

d4 =

m.z 2
cos β

GVHD: Hoàng Xuân Khoa

= = 444 (mm)

- Đường kính đỉnh răng
∆y

da3 = d3 + 2.m.(1 + x1 -

) = 111 + 2. 3(1 +

- ) = 117,2(mm)

∆y

da4 = d4+ 2.m.(1 + x2 -

) =444 + 2.3.(1 + - ) =450,7 (mm)

- Đường kính đáy răng
df3 = d3– (2,5 – 2.x1) . m = 111 – (2,5 – 2.) .3 = 103,7(mm)
df4 = d4 – (2,5 – 2.x2) . m = 444– (2,5 – 2.).3 = 437,3 (mm)
- Đường kính lăn
= 2.278/5 = 116(mm)
436 (mm)

Bộ truyền bánh răng
nghiêng

Thơng số
Khoảng cách trục
Mơđun
Chiều rộng vành răng
Góc nghiêng của răng
Số răng

aw

Bộ truyền bánh
răng thẳng

145

278

2,5

3

43,5

100

,mm

m, mm

bw

,mm
β

0

Z

Z1 = 16

Z2 = 83

Z3 = 37

Z4 = 148

x;mm

x1= 0,3

x2= -0,3

0

0

Đường kính vịng chia d,mm

d1= 47

d2= 243

d3=111

d4=444

Hệ số dịch chỉnh

Trang 20


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: Hồng Xn Khoa

Đường kính đỉnh răng da,mm

da1= 53,5

da2=246,5

da3=117,2

da4=450,7

Đường kính đáy răng df,mm df1=42,25 df2=235,25 df3=103,7

df1=437,3

D. THIẾT KẾ TRỤC.
1. Chọn vật liệu.
Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 thường hóa có:
- Độ cứng HB = 200
- Giới hạn bền

σb

- Giới hạn chảy

= 600 MPa

σ ch

= 340 MPa

- Ứng suất xoắn cho phép

[τ ]

= 15 30 MPa

2. Tính tốn trên các trục
2.1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục.
- Đường kính trục 1
Chọn

[τ ]

= 15 MPa với T1 = 129814 N.mm ta có

d1 = = = 31,8 (mm)
Lấy d1 = 35 (mm)
- Đường kính trục 2
Chọn

[τ ]

= 25 MPa với T2 = 567437 ta có

d2 = = = 46,4 (mm)
Lấy d2 = 50(mm)
- Đường kính trục 3
Chọn

[τ ]

= 30 MPa với T3 = 1727682 ta có
Trang 21


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: Hoàng Xuân Khoa

d3 = = = 66,75 (mm)
Lấy d3 = 70 (mm)
Do lắp bánh đai lên đầu vào của trục I nên không cần quan tâm đến đường kính
trục động cơ điện.
2.2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực.

- Theo bảng 10.2 ta chọn chiều rộng ổ lăn là:
+mm mm
+ mm mm
+ mm mm
- Theo cơng thức 10.10 ta có chiều dài mayơ bánh đai và bánh răng:
+ chiều dài mayơ bánh đai
mm
+ chiều dài mayơ bánh răng
mm
mm
= 98mm < = 100 mm lấy mm
+ chiều dài mayơ nữa khớp nối
mm
- Tính khoảng cách sơ bộ giữa các đoạn trục.
+Theo bảng 10.3 ta chọn
Tên gọi
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành
trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết
quay
Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của
hộp
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ
Trang 22

Ký hiệu và giá
trị
k1 = 12
k2 = 10
k3 = 15

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: Hoàng Xuân Khoa

Chiều cao lắp ổ và đầu bulông

hn = 18

+ Trục 2
l21 = 2.l23 = 2.167,5= 335 mm
l22 = 0,5.( lm22+ b02) + k1 + k2 = 0,5.(70 +27) + 12 + 10 = 70,5 mm
l23 = l22 + 0,5.( lm22 + lm23 ) + k1 = 70.5 + 0,5.(70 + 100) + 12 = 167,5mm
l24 = 2.l23 - l22 = 2.167,5 – 70,5= 264,5 mm
+ Trục 1
l11 = l21 =mm
l12 = lc12 = 0,5.(lm12 + b01)+ k3 + = 0,5.(49+21) +15 +18 = 68mm
l13 = l22 = 70,5 mm
l14 = l24 = 264,5 mm
+ Trục 3
l31 = l21 =2 mm
l32 = l23 = 167,5 mm
l33= 2l32 += = 2.167,5+0,5(100+35)+15+18 = 435,5 mm
2.3 Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục I
+ lực từ bánh đai tác dụng lên trục 1 hướng từ tâm ra ngồi vì đường nối tâm
nghiêng so với phương năm ngang 1 góc ta chia ra thành 2 thành phần một theo
phương x và một theo phương y
=N
N
+ lực từ bánh răng tác dụng lên trục theo công thức (10.1)va(10.5) và các quy

ước về chiều và các dấu tương ứng của lực (h.10.3), đối với trục 1 ta có:
vị trí đặt lực của bánh 3 và 4 : dương, ta có mm ;
trục 1 quay ngươc chiều kim đồng hồ, do đó ;
Trang 23


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: Hoàng Xuân Khoa

bánh răng 3 và 4 là bánh chủ động, do đó ;
hương răng trên bánh 3 ; phải, trên bánh 4; trái, do đó
+ =N
+ lực vịng N
+ N, có chiều ngược chiều với trục y có độ lớn N
+ N, có chiều cùng chiều với trục oz có độ lớn N, có chiều ngược chiều với trục
oz có độ lớn = N
2.4 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục
+ tính phản lực tại các gối đỡ trên trục 1:
+ trong mặt phẳng zoy viết phương trình mơmen cân bằng tại điểm A ta có:

1108,9N

N
+ = 29469Nmm
+ biểu đồ mơmen xoắn Mxnhư hình vẽ :
+ Trong mặt phẳng xoz viết phương trình mơmen cân bằng cho điểm A ta có
1955,4N
+
N

+ Biểu đồ My như hình vẽ :
+Biểu đồ mơmen xoắn T như hình vẽ :
+ Ta có mơ men xoắn do các lực và một mô men cân bằng 2 lực trên tại bánh
đai ta có
Nmm
Trang 24


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: Hoàng Xuân Khoa

BIỂU ĐỒ MOMENT TRỤC I
68

335
264,5
70,5
Fx10

Fx12

Fy12

Fy10

Fx11

Fz13

Fy13

Fy14

Fx14

Fx14

A

o

B

z
Fy12

Fy10

y

Fz14 Fy11

Fy13

94306.35N.mm

D

C

Fx14

Mz13

Fy11
Mz14

123775.35N.mm

78184.95N.mm

27846 N.mm

48715.95N.mm

Mx
Fx10
o

A

z
Fx12

Fx13

Fx11

C

B
118644.8N.mm

137870.2N.mm

D
Fx14

x

My
33184 N.mm

96355N.mm

+Xác định mômen tương đương
+
+ Nmm
+ Nmm
+ Nmm
Trang 25

48177.5N.mm

T