ĐỒ án môn học CHI TIẾT máy TÍNH TOÁN THIẾT kế bộ TRUYỀN ĐAI hộp GIẢM tốc PHÂN đôi cấp NHANH, f= 7700n, v=0,63

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 :
Pct =

F .v
1000

Ta có yêu cầu
PYC=

Pdc > PYC

Pct


Trong đó :
_ hiệu suất cđa bé trun .
η= ηol3ηbr2ηk. .ηx..ηot
ηk =1. HiƯu st cđa khớp nối .
br =0.97. Hiệu suất bộ truyền bánh răng trơ .
ηx=0,96. HiƯu st bé trun xchs ®Ĩ hë .
ηol=0,993. Hiệu suất của cặp ổ lăn .
ot=0,98. Hiệu suất của cặp ổ trợt .
= 0,99330,9720,96.0,98.1 = 0,867
Pct Công suất cần thiết trên trục động cơ .
Với tải träng thay ®ỉi ta cã :
β=

(T 1 / T 1) 2 .t1 + (T 2 / T 1) 2 .t 2
t ck

2
2
= 1 .3 + 0,75 .5 = 0,93.

8
7700.0,63
Pct =
1000

= 4.851(kw).

4,851.0,93
=5,2(kw).
0,867
b.Xác định động cơ điện:
Ta có:nsb=nct.usb.
nct_số vòng quay trên trục công tác.

Pyc =

với:

nct =

60000.v
.D

v_vận tốc của băng tải .
D_đờng kính tang quay.
Thay số ta đợc:
nct=

60000.0,63
= 35,4 (vg/ph).
3,14.340

usb=usbhộp.usb btn
chọn: usb btn=2,26

Võ Đình Phúc_ cơ điện tử 2_k49

1

giáo viên hớng dẫn Đỗ Đức Nam


Đồ án chi tiết máy
usb hộp=12
vậy:usb=2,26.12=27,12
nh thế ta có:
nsb=35,4.27,12=960(vg/ph).
2.Chọn động cơ :
Cần thoả mÃn Pđc > PYC
nđc nsb
TK
T
T

= K > mm = 1,4 1 = 1,4
Tdn
T1
T1

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 : Pđc=7,5kw
TK
=2
Tdn

Đờng kính trục động cơ : ddc=38mm
II.Phân phối tỷ số truyền :
uch=ndc/nct
thay số:uch=

968
= 27,34
35.4

chọn ung=2,28.
Lúc đó uhộp=

27,34
= 12
2,28

Theo yêu cầu bôi trơn , sử dụng hình 3.19(TTTKHDĐCK_T2/43) với
c3= 1,3
ta chọn đợc u1 = 4,26
u2= 12/4,26 = 2,82.
III. Tính toán các thông số động học :
1.Tốc độ quay trên các trục :
Trơc I : n1= n®c = 968 v/ph.
Trơc II : n2= n1/u1 = 968/4,26 = 227,23 v/ph .
Trôc III : n3= n2/u2 = 227,23/2,82 = 80,58 v/ph .
Trơc cđa tang quay:
n4= n3/ux= 80,58/2,28 = 35,34 v/ph .
2.Công suất trên các trôc :
Trôc III
Trôc II
Trôc I

Pct
4,851
=
= 5,16(kw).
η xηot
0,96.0,98
P
5,16
: P2= 3 =
= 5,36(kw).
0,993.0,97
ol br
P
5,36

: P1= 2 =
=5,74(kw).
ol 2br
0,993.0,97.0,97

: P3=

Trục động cơ:

Võ Đình Phúc_ cơ điện tử 2_k49

2

giáo viên hớng dẫn Đỗ §øc Nam


Đồ án chi tiết máy
Pdc=P1/nol.nk=

5,74
= 5,78 kw
0,993

3.Momem trên các trục :
Ti =
T’dc =

9,55.106.Pi
.
ni

9,55.106.Pdc 9,55.106.5,78
=
= 57024(Nmm).
ndc
968

6
T1 = 9,55.10 .3,205,74 =56629(Nmm).

968
T2 = 9,55.10 .5,36 = 225270(Nmm)
227,23
6

6
T3 = 9,55.10 .5,16 = 611541(Nmm)

80,58
6

Tct = 9,55.10 .4,851 = 1310896(Nmm)
35,34

Từ đó ta có bảng:
Trục
T.số

Động cơ

U
P(Kw)

1
5,78

n(vg/ph)

968

T(Nmm) 57024

Trục I

Trục II
4,26

Trục III
2,82

Trục CT
2,28
4,851

5,74/2

5,36

5,16

968

227,23

80,58

45,34

56629/2

225270

611541

1310896

Phần II .Tính toán thiết kế các chi tiÕt m¸y :
I.ThiÕt kÕ c¸c bé trun :
1.ThiÕt kÕ 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 241285 có b1=850 MPa
, ch1= 580 MPa .

Võ Đình Phúc_ cơ điện tử 2_k49

3

giáo viên hớng dẫn Đỗ Đức Nam


Đồ án chi tiết máy
Bánh lớn : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192240 có b2=750
MPa , ch2= 450 MPa .
b.Xác định ứng suất cho phép :
b.1.ứng suÊt tiÕp xóc cho phÐp :
øng suÊt tiÕp xóc cho phép đợc xác địng theo công thức sau :
[H] = (Hlim/ SH).ZR.Zv.KXH
Trong đó :
SH là hệ số an toàn khi tiếp xúc
ZR là hệ số xét đến ảnh hởng của độ nhám bề mặt .
ZV là hệ số xét đến ảnh hởng của vạn tốc vòng .
KXH là hệ số xét đến ảnh hởng của kích thớc bánh răng .
Ta có: Hlim= 0Hlim.KHL.
Chọn sơ bộ ZR.ZV.KXH=1 nên ta có :
[H] = 0Hlim.KHL/SH
Trong đó :
0Hlim là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt bánh răng .
KHL 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 180350 MPa , ta có :
0Hlim=2.HB + 70
;
SH = 1,1
0
Flim=1,8.HB
;

SF =1,75
Chọn độ rắn bánh nhá HB1=245 ; b¸nh lín HB2=230, ta cã :
σ0Hlim1=2.245 + 70 = 560 (MPa)
σ0Flim1=1,8.245 = 441(MPa)
σ0Hlim2= 2.230 + 70 = 530 (MPa)
σ0Flim2= 1,8.230 = 414 (MPa)
♠.TÝnh KHL :
KHL= m N HO / N HE .
mH : BËc cđa ®êng cong mỏi mỗi khi thử về tiếp xúc , với HB<350
mH = 6
Số chu kì cơ sở NHO đợc xác định bởi công thức sau :
NHO = 30.HB2,4
Suy ra : NHO1 = 30.HB12,4=30.2452,4 = 1,63.107
NHO2 = 30.HB22,4 = 30.2302,4= 1,39.107
Sè chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng NHE
đợc xác ®Þnh nh sau :
H

NHE=60c ∑ (Ti / Tmax ) .ti.ni
3

Trong đó :
c là số lần ăn khớp trong một vòng quay
Ti là momen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét
ti 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 :
NHE2 = 60.c ∑ (Ti / Tmax ) .ti.ni
Thay sè vào công thức trên ta có :
3

Võ Đình Phúc_ cơ điện tử 2_k49

4

giáo viên hớng dẫn Đỗ Đức Nam


§å ¸n chi tiÕt m¸y
3
5
NHE2 = 60.1.  0,83. + 13.  .227,23.19000 = 2,11.108




8

8

3
5
T¬ng tù ta cã : NHE1 =60.1.  0,83. + 13.  .968.19000 = 9,01.108




8

8

Víi NHE1 > NHO1 nªn ta lÊy KHL1= 1
Víi NHE2 > NHO2 nên ta lấy KHL2= 1
Vậy sơ bộ xác định đợc:

0 H lim1 .K HL1
560.1
[σH]1 =
= 1,1 = 509(MPa)
SH

[σH]2 =

σ 0 H lim 2 .K HL 2
SH

530.1

= 1,1 = 481,8(MPa)
Víi cấp nhanh sử dụng răng nghiêng:
[H]=

[ H ]1 + [H ]2 509 + 481,8
=
=495,4(MPa)
2
2

b.2.ứng suất uốn cho phép :
Đợc xác định bởi công thức sau :
F lim

[F] = S .YR.YS.KXH.KFC
F
Trong đó :
Flim là giới hạn bền mỏi uốn ứng với chu kì tải trọng NEF .
SF là hệ số an toàn lấy bằng 1,75 do bề mặt đợc tôi cải thiện .
YS = 1,08 0,16lgm là hệ số xét đến ảnh hởng của kích thớc răng .
KXF là hệ số xét đến ảnh hơng của kích thớc bánh răng .
Với bộ truyền quay 1 chiều KFC=1.
Chọn sơ bộ YR.YS.KXF =1
⇒ [σF] = σFlim/SF.
Do giíi h¹n bỊn mái n ứng với chu kì chịu tải
NFE đợc xác định nh sau :
Flim = 0Flim.KFL
Trong đó :
0Flim là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng .
KFL 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 :
KFL = 6 N FO / N FE
Số chu kì cơ sở NFO= 6.106 đợc xác định cho mọi loại thép .
Còn số chu ki ứng suất thay đổi tơng đơng NFE đợc xác nh sau :
(T / T ) mF
NFE= 60.ci.
ti.ni
Trong đó :
c là số lần ăn khớp trong 1 vòng quay ta có c = 1 .
Ti là momem xoắn ở chế độ thứ icủa bánh răng đang xét .
ni là số vòng quay ở chế độ thứ I của bánh răng đang xét .
i

Võ Đình Phúc_ cơ điện tử 2_k49

5

max

giáo viên hớng dẫn Đỗ Đức Nam


Đồ án chi tiết máy
mF là bậc của đờng cong mỏi khi thử về uốn , ở đây mF = 6 .
Vậy với bánh răng lớn ( lắp với trục II) ta cã :
3
5
NFE2= 60.1.968.19000  0,86. + 16.  = 7,98108



Ta cã :

⇒ NFE2> NFO2 = 6.10
⇒ KFL2=1

6



8

8

NFE1=u1.NFE2

⇒ NFE1> NFO1
KFL1=1

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

441.1
0 F lim1 .K FL1
= 1,75 = 252(MPa)
SH

[σF]2=

414.1
σ 0 F lim 2 .K FL 2
= 1,75 = 236,57(MPa)
SH

ứng suất quá tải cho phÐp :
Theo (6.10) vµ (6.11) :
[σH]max=2,8.σch2=2,8.450 = 1260(MPa)
[σF1]max=0,8.σch1=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 = ka(u12+1)

T1 .k H
[ H ]2 u12 .ba

.

Trong đó :
Ka là hệ số phụ thuộc vào vật liệucủa cặp bánh răng và loại răng
tra theo bảng 6.5_I ta đợc ka = 43
T1=56629/2=28314,5 Nmm
ba= bω/aω=const
Ψba= 0,2 ( tra theo b¶ng 6.1_I )
Ψbd= 0,53. Ψba(u12+1) =0,53.0,2.(4,26+1) = 0,558
kH là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều
rộng vành răng khi tÝnh vỊ tiÕp xóc . kHβ = 1,046 ( tra theo bảng 6.7-I bằng
phơng pháp nội suy ).
a = 43(4,26+1) 3

28314,5.1,046
= 117,9(mm).
495,42.4,26.0,2

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 = 320 cos =0,848
Võ Đình Phúc_ cơ điện tử 2_k49

6

giáo viên hớng dẫn Đỗ Đức Nam


Đồ án chi tiết máy
Số răng bánh nhỏ : z1=

2.a . cos β
2.125. cos 320
=
= 20,15
m(u + 1)
2(4,26 + 1)

Chän z1 = 20
Số răng bánh lớn : z2= z1.u12 = 20.4,26 = 85,21
Chän z2 = 8 5
Khi ®ã tû sè truyền thực u12=

Z2
= 85 =4,25
Z1
20

Góc đợc xác định:
cos =

m( Z1 + Z 2 ) 2(85 + 20)
=
= 0,84
2.aw

2.125

VËy ta có: Góc =32,860(3205136).
d.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :
Theo (6.33) :
σH =

ZM Z H Zε
dW 1

2T1.K H .(um + 1) /(b .um )

Trong đó :
ZM = 274MPa1/3 là hệ số kể đến cơ tính của vật liệu ( theo b¶ng
6.5 )
ZH = 2. cos β b / sin 2 t _ là hệ số kể đến hình dạng của bề mặt
tiếp xúc .
b _ góc nghiêng trên hình trụ cơ sở .
tg b =cos .tg . Với là góc profin
t

t

Với bánh răng nghiêng = 32,860
Ta cã : αt=αtw=arctg(tgα/cosβ)
⇒ αt=αtw= arctg(tg20/cos32,860)=23,270.
VËy β b = arctg(tgβ.cos αt )
β b = arctg(tg32,860.cos 23,4270 )
⇒ β b =30,650.
⇒ ZH =

2. cos 30,650
= 1,536
sin(2.23,427 0

hƯ sè kĨ ®Õn sù trïng khíp däc :
εβ =

bw .sin β
.
∏ .m

Víi bw= Ψba.aw=0,2.125=25mm
⇒ =

25.sin 32,860
=2,16>1,1
3,14.2

Do đó hệ số trùng khớp đợc tính theo công thức:

Võ Đình Phúc_ cơ điện tử 2_k49

7

giáo viên hớng dẫn Đỗ Đức Nam


Đồ án chi tiết máy
1

Z =



.

Trong đó :
1 1
= [ 1,88 – 3,2  + 
z z 
 1
2 
ε α =1,413
⇒ Zε =

] cos β = [ 1,88 – 3,2 


1
1
+ 
 20 85 

] cos32,860

1
= 0,841
4,413

Theo trªn ta cã K Hβ = 1,046.
KHα _ hƯ sè kể đến sự phân bố không đều các tải trọng cho các đôi răng
ăn khớp.
K HV _hệ số tải trọng động.
Đờng kính vòng lăn bánh 1 :
2.a

2.125

d1 = u + 1 = 4,25 + 1 = 47,62(mm)
m
Theo (6.40) : v = π.dω1.n1/60000 = 3,14.47,62.968/60000 =2,41(m/s)
Víi v = 2,41m/s theo b¶ng 6.13 –I chän cÊp chÝnh x¸c 9 .
Víi cÊp chÝnh xac 9 , bánh răng nghiêng và v = 2,14m/s
Tra b¶ng 6.14 ta cã KHα = 1,13.
υ H .bW .d ­ w1
2.T1.K Hβ .K Hα

K HV = 1 +

Trong ®ã:
ChiỊu rộng vành răng:bw= ba.aw=0,2.125=25
H = H .g o .v.

aw
u

Tra bảng 6.15 và bảng 6.16 ta đợc :
H = 0,002 .go=73.
Thay các giá trị vào ta có:

125
=1,91
4,25
1,91.47,62.25
=1+
=1,034
2.28314,5.1,046.1,13

H =0,002.73.2,41.

VËy K HV

⇒ KH = KHβ.KHα.KHV =1,046.1,13.1.034 = 1,222.
⇒ σH =

274.1,536.0,841 2.28314,5.1,222(4,25 + 1)
.
= 434,64(MPa).
47,62
25.4,25

.Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :

Võ Đình Phúc_ cơ điện tử 2_k49

8

giáo viên hớng dẫn Đỗ Đức Nam

§å ¸n chi tiÕt m¸y
Theo (6.1) víi v=2,41m/s,cÊp chÝnh x¸c động học là 8, chọn cấp chính
xác về tiếp xúc là 8 . khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,51,25m .Do
đó hệ số ảnh hởng đến độ nhám ZR = 0,95 ;
Hệ số ảnh hởng đến vận tốc vòng:
ZV=0,85.V0,1=0,85.2,410,1=0,9282.
với da <700mm , KxH =1 do đó theo (6.1) vµ (6.1a) ta cã :
[σH] =[σH].ZV.ZR.ZXH =495,4.0,95.0,9282 =436,84(MPa)
Nh vËy σH <[σH] vµ

[σ ] H − σ H 436,84 − 434,63
=0,005
[σ ] H = 436,84

→ bé truyÒn cÊp nhanh đạt độ bền tiếp xúc.

e.Kiểm nghiệm răng về độ bền uèn :
Theo (6.43)_ I :
σF =

2.T1.K F .Yε .Yβ .YF 1
bω .dω1.m

Trong ®ã :
T1 = 28314,5 Nmm
m=2
bω1= 25 mm
dω1= 47,62 mm
KF= KF.KF.KFV
KF:hệ số tập trung tải trọng.

Tra bảng 6.7 và bằng phơng pháp nội suy ta có KF=1,157.
KF:hệ số phân bố không đều tải trọng.
Tra bảng 6.14 với v<5m/s cấp chính xác 9 ta có: KF=1,37
KFV:hệ số tải trọng động.
K FV = 1 +

υ F .bW .d ­ w1
2.T1.K Fβ .K Fα

Trong ®ã:

υ F = δ F .g o .v.

aw
u

Tra bảng 6.15 và bảng 6.16 ta đợc :
F = 0,006 ;go=73.
Thay các giá trị vào ta có:
125
=5,725
4,25
5,725.47,62.25
Vậy K FV =1+
=1,076
2.28314,5.1,137.1,157

υ F =0,006.73.2,41.

⇒ KF = KFβ.KFα.KFV =1,076.1,137.1.157 = 1,415.

Víi εα = 1,413 .
Hệ số trùng khớp của răng Y:
Võ Đình Phúc_ cơ điện tử 2_k49

9

giáo viên hớng dẫn Đỗ Đức Nam


§å ¸n chi tiÕt m¸y
Yε =1/ εα =1/1,413 = 0,7077
HƯ số xét đến góc nghiêng của răng Y :

o =1- 32,86 =0,765
Y =1140
140
Số răng tơng đơng :

20
=33,74.Chọn ZV1=34 răng.
0,843
85
ZV2=Z2/cos3 =
=143,41.Chọn ZV2=143 răng.
0,843
Theo bảng 6.18 và phơng pháp néi suy ,víi hƯ sè dÞch chØnh k=0.
Ta cã:
YF1 =3,76 ; YF2=3,6
Với m=2,hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất.

YS=1,08-0,0695lnm=1,08-0,0695ln2=1,032
Hệ số độ nhám mặt lợn chân răng YS=1.
KXF hệ số xét đến kích thớc răng
Với da<400mm KXF=1.
Do đó:
[ F 1 ]=[ F 1 ].YR.YSKXF
=252.1.1,032.1=260,06(MPa).
[ σ F 2 ]=[ σ F 2 ].YR.YSKXF
=236,5.1,032.1=244,07(MPa).
Thay các giá trị vào công thức ta đợc:
ZV1=Z1/cos3 =

σ F1 =

2.28314,5.1,415.0,707.0,765.3,76
= 68,51 MPa
25.42,76.2

YF 1
σF
YF 2 2
68,51.3,6
⇒ σ F2 =
= 65,59 MPa
3,76
VËy σ F 1 < [ σ F 1 ] vµ σ F 2 <[ σ F 2 ] . 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 kqt = Tmax/Tdn =2,2 .
Kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất

uốn cực đại .
+ Hmax = H. k qt [σH]max
σH = 434,63MPa
⇒ σ H max = 434,63. 2,2 = 664,66MPa
⇒ σ H max < [σH]max=1260(MPa)
+ σ F max = σ F .kqt ≤ [ σ F ]max
Ta l¹i cã: F1 =

Võ Đình Phúc_ cơ điện tử 2_k49

10

giáo viên hớng dẫn Đỗ Đức Nam


§å ¸n chi tiÕt m¸y
σ F 1 max =68,51.2,2 =150,722(MPa)
σ F 1 max ≤ [ σ F 1 ]max=464(MPa)
σ F 2 max =65,59.2,2 =144,298(MPa)
σ F 2 max ≤ [ σ F 2 ]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
Tỷ số truyền

u = 4,25
Số răng của bánh răng
Z1=20,Z2=85 răng.
Góc prôfin gốc
= 200
t = 2302537
Góc prôfin răng
Góc nghiêng của răng
= 3205136
Theo công thức trong bảng 6.11 , ta tính đựoc :
Đờng kính vòng chia :
d1 = m.Z1/cos = 2.20/0,84 = 47,62(mm)
d2 = m.Z2/cosβ = 2.85/0,84 = 202,38(mm)
§êng kÝnh đỉnh răng :
da1= d1 + 2(1 + x1 ).m = 42 + 2.2 =51,62(mm)
da2= d2 + 2(1 + x2 ).m = 202,38 + 2.2 = 206,38(mm)
Đờng kính đáy răng : df = d – (2,5-2x)m
df1 = 47,62-2,5.2=42,62(mm)
df2 = 202,38-2,5.2=197,38(mm)
1.2.TÝnh cÊp chậm(bánh răng thẳng) :
a.Chọn vật liệu :
Theo bảng 6.1 ta chän vËt liƯu cho cÊp chËm. Nh sau :
B¸nh nhá và Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241285
có b=850 MPa , ch= 580 MPa .
b.Xác ®Þnh øng st cho phÐp :
b.1.øng st tiÕp xóc cho phép :
ứng suất tiếp xúc cho phép đợc xác địng theo công thức sau :
[H] = (Hlim/ SH).ZR.Zv..KXH
Trong đó :
SH lµ hƯ sè an toµn khi tiÕp xóc

ZR lµ hƯ số xét đến ảnh hởng của độ nhám bề mặt .
ZV là hệ số xét đến ảnh hởng của vận tốc vòng .
KXH là hệ số xét đến ảnh hởng của kích thớc bánh răng .
Ta có: Hlim= 0Hlim.KHL.
Tính toán sơ bộ chọn ZR.ZV.KXH=1 nên ta có :
[H] = 0Hlim.KHL/SH
Trong đó :
0Hlim là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt bánh răng .
KHL là hệ số xét đến ảnh hởng của chu kì làm việc .
Võ Đình Phúc_ cơ điện tử 2_k49

11

giáo viên hớng dẫn Đỗ Đức Nam


Đồ án chi tiết máy
Theo bảng 6.2/94 TTTKHDĐCK-T1 với thép 45 tôi cải thiện và thờng
hoá đạt độ rắn HB 180…350 MPa , ta cã :
σ0Hlim=2.HB + 70
;
SH = 1,1
0
σ Flim=1,8.HB
;
SF =1,75
Chọn độ rắn bánh nhỏ HB3=265 ; bánh lớn HB4=250 , ta cã :
σ0Hlim3=2.265 + 70 = 600 (MPa)
σ0Flim3=1,8.265 = 477(MPa)
σ0Hlim4= 2.250 + 70 = 570 (MPa)

σ0Flim4= 1,8.250 = 450 (MPa)
Tra b¶ng ta cã SH =1,1
♠.TÝnh KHL :
KHL= m N HO / N HE .
mH : BËc cđa ®êng cong mỏi mỗi khi thử về tiếp xúc , với HB<350
mH = 6
Số chu kì cơ sở NHO đợc xác định bởi công thức sau :
NHO = 30.HB2,4
Suy ra : NHO3 = 30.HB32,4=30.2652,4 = 1,96.107
NHO4 = 30.HB42,4 = 30.2502,4= 1,71.107
Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng NHE đợc xác định nh sau :
H

NHE=60c (Ti / Tmax ) .ti.ni
3

Trong đó :
c là số lần ăn khớp trong một vòng quay
Ti là momen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét
ti 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 cã :
NHE4 = 60.c ∑ (Ti / Tmax ) .ti.ni
Thay số vào công thức trên ta có :
3

3
5
NHE4 = 60.1.  0,83. + 13.  .80,58.19000 = 7,5.107





8

8

3
5

T¬ng tù ta cã : NHE3 =60.1.  0,83. + 13.  .227,23.19000 = 2,12.108
8
8

Víi NHE3 > NHO3 nªn ta lÊy KHL3= 1
Với NHE4 > NHO4 nên ta lấy KHL4= 1
Vậy sơ bộ xác định đợc:
600.1
0 H lim 3 .K HL 3
[σH]3 =
=
= 545,45(MPa)
SH
1,1
σ 0 H lim 4 .K HL 4
[σH]4 =
SH

=

570.1

= 518,18(MPa)
1,1

Với cấp chậm sử dụng răng thẳng:
[H]= min([H]3 ,[H]4 )=518,18(MPa)

Võ Đình Phúc_ cơ điện tử 2_k49

12

giáo viên hớng dẫn Đỗ Đức Nam


Đồ án chi tiết máy
b.2.ứng suất uốn cho phép đợc xác định bởi công thức sau :
F lim

[F] = S .YR.YS.KXH.KFC
F
Trong đó :
Flim là giới hạn bền mỏi uốn ứng với chu kì tải trọng NEF .
SF là hệ số an toàn lấy bằng 1,75 do bề mặt đợc tôi cải thiện .
YS = 1,08 0,16lgm là hệ số xét đến ảnh hởng của kích thớc
răng .
KXF là hệ số xét đến ảnh hơng của kích thớc bánh răng .
Với bộ truyền quay 1 chiều KFC=1.
Chọn sơ bộ YR.YS.KXF =1
⇒ [σF] = σFlim/SF
Do giíi h¹n bỊn mái n ứng với chu kì chịu tải NFE đợc xác định nh sau :
Flim = 0Flim.KFL

Trong đó :
0Flim là giới hạn bền mỏi uốn của bề mặt răng .
KFL 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 :
KFL = 6 N FO / N FE
Số chu kì cơ sở NFO= 6.106 đợc xác định cho mọi loại thép .
Còn số chu ki ứng suất thay đổi tơng đơng NFE đợc xác nh sau :
(T / T ) mF
NFE= 60.ci.
ti.ni
Trong đó :
c là số lần ăn khớp trong 1 vòng quay ta có c = 1 .
Ti là momem xoắn ở chế độ thứ icủa bánh răng đang xét .
ni là số vòng quay ở chế độ thứ I của bánh răng đang xét .
mF là bậc của đờng cong mỏi khi thử về uốn , ở đây mF = 6 .
Vậy với bánh răng lớn ( lắp với trục III) ta có :
i

max

3
5
NFE4= 60.1.80,58.19000  0,86. + 16.  = 6,64.107



Ta cã :

⇒ NFE4> NFO4 = 6.10
⇒ KFL4=1

6



8

8

NFE4=u23.NFE4

⇒ NFE3> NFO3
⇒ KFL3=1

Thay sè vào ta sẽ xác định đợc ứng suất cho phép của bánh răng nh sau :
477.1
0 F lim 3 .K FL 3
[σF]3=
= 1,75 = 272,57(MPa)
SH

[σF]4=

450.1
σ 0 F lim 4 .K FL 4
= 1,75 = 257,14(MPa)
SH

ứng suất quá tải cho phép :
Theo (6.10) và (6.11) :

[H]max=2,8.ch=2,8.580 = 1624(MPa)
Võ Đình Phúc_ cơ điện tử 2_k49

13

giáo viên hớng dẫn Đỗ Đức Nam


Đồ án chi tiết máy
[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 :
aω = ka(u23 + 1).

T2 K Hβ
[σ H ]2 u 23 ba

Trong đó :
Ka là hệ số phụ thuộc vào vật liệucủa cặp bánh răng và loại răng
, tra theo bảng 6.5_I ta đợc ka = 49,5
T2 = 225270 Nmm
Ψba= bω/aω=const
Chän Ψba= 0,4 ( tra theo b¶ng 6.1_I )
Ψbd= 0,53. Ψba(u23+1) =0,53.0,4.(2,82 + 1) = 0,8098
kHβ lµ hƯ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều
rộng vành răng khi tính về tiếp xúc .
kH = 1,021 ( tra theo bảng 6.7-I và bằng phơng ph¸p néi suy ).
⇒ aω = 49,5(2,82 + 1) 3

225270.1,021
= 172,51(mm).
518,182.2,82.0,4

.Xác định các thông số ăn khớp :
Môđun pháp : m = (0,01– 0.02) aω = (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 = 00
Số răng bánh nhỏ : z3=

2.aω . cos β
2.172,51. cos 00
=
= 36,13
m(u23 + 1)
2,5(2,82 + 1)

Chọn z3 = 36
Số răng bánh lớn : z4= z3.u23= 36.2,82 = 101,52
Chän z4 = 102
Khi ®ã tû sè truyền thực u23=102/36 = 2,83
Số răng tổng là : zt = z3 + z4 = 36 +102= 138
Tính lại khoảng c¸ch trơc aω :
aω = m.Zt/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 = aω/m – 0,5(z3+z4) = 175/2 -0,5(36+102) = 1

Theo (6.23) , ky =1000y/zt =1000.1/138 =7,246
Theo bảng 6.10a và bằng phơng pháp nội suy ta tra đợc kx = 0,373 .
Do đó theo (6.24 ) hệ số giảm đỉnh răng :
Võ Đình Phúc_ cơ điện tử 2_k49

14

giáo viên hớng dẫn Đỗ Đức Nam


§å ¸n chi tiÕt m¸y
∆y = kx.Zt/1000 = 0,373.138/1000 = 0,05
Theo ( 6.25 ) tỉng hƯ sè dÞch chØnh :
xt = y +∆y = 1 + 0,05 = 1,05mm
Theo ( 6.26 ) hệ số dịch chỉnh bánh 3 :
x1 = 0,5[xt – (z4 – z3 ).y/zt] = 0,5[1,05 – (102
36).0,5/138] = 0,29
Và hệ số dịch chỉnh bánh 4 :
x2 = xt – x1 = 1,05 – 0,29 = 0,76
Theo (6.27) góc ăn khớp :
Cost =zt.m.cos/(2a) = 138.2,5.cos200./(2.175) =0,9263
Do đó t = 22,140.
d.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :
Theo (6.33) :
σ H = ZM.ZH.Zε. 2T 2.K H .(u m + 1) /(bω .u m d ω 2 )
Trong đó :
ZM = 274MPa1/3 là hệ số kể đến cơ tÝnh cđa vËt liƯu ( theo b¶ng
6.5 )
ZH = 2. / sin 2 t là hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp
xúc .

ZH = 2 / sin( 2.22,140 ) = 1,693
Zε =
Trong ®ã :

4 − εα
hƯ sè kĨ ®Õn sù trïng khíp .
3

1 1
1 
 1
ε α = 1,88 – 3,2  +  = 1,88 – 3,2  +
 = 1,842
z

 36 102 
 3 z4 
⇒ Zε = 4 − 1,842 = 0,848
3

Theo trªn ta cã K Hβ = 1,021.
KHα _ hƯ sè kĨ đến sự phân bố không đều các tải trọng cho các đôi răng
ăn khớp :
KH = 1 ( với bánh răng thẳng )
Đờng kính vòng lăn bánh 3 :
2.a

2.175

d3 = u + 1 = 2,83 + 1 = 91,38(mm)

23
Theo (6.40) : v = π.dω3.n2/60000 = 3,14.91,38.227,23/60000 =1,09(m/s)
Víi v = 1,09m/s theo bảng 6.13 I chọn cấp chính xác 9 .
K HV = 1 +

υ H .bW .d ­ w 3
2.T2 .K H .K H

Trong đó:
Chiều rộng vành răng:bw= ba.aw=0,4.175=70

Võ Đình Phúc_ cơ điện tử 2_k49

15

giáo viên hớng dẫn Đỗ Đức Nam


§å ¸n chi tiÕt m¸y
υ H = δ H .g o .v.

aw
u23

Tra bảng 6.15 và bảng 6.16 ta đợc :
H = 0,006 .go=73.
Thay các giá trị vào ta có:
175
=3,75
2,83

3,75.91,38.70
=1+
=1,052
2.225270.1,021.1

H =0,006.73.2,41.

VËy K HV

⇒ KH = KHβ.KHα.KHV =1,052.1.1,021= 1,074.

σH =

274.1,693.0,848 2.225270.1,074(2,83 + 1)
.
= 401,77(MPa).
91,38
70.2,83

.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 = 2,51,25m .Do
đó hệ số ảnh hởng đến độ nhám ZR = 0,95;
Hệ số ảnh hởng đến vận tốc vòng:
ZV=0,85.V0,1=0,85.1,090,1=0,857.
với da <700mm , KXH =1 do đó theo (6.1) vµ (6.1a) ta cã :
[σH] =[σH].ZV.ZR.ZXH =518,18.0,95.0,857 =421,87(MPa)
Nh vËy σH <[σH] vµ

[σ ] H − σ H 421,87 − 401,77

=0,05
[σ ] H = 421,87

bộ truyền cấp nhanh đạt độ bền tiếp xúc.

e.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :
Theo (6.43)_ I :
σF =

2.T1.K F .Yε .Yβ .YF 1
bω .dω1.m

Trong ®ã :
T2= 225270 Nmm
m = 2,5
bω1= 70 mm
dω3= 91,38 mm
KF= KF.KF.KFV
KF:hệ số tập trung tải trọng.
Tra bảng 6.7 và bằng phơng pháp nội suy ta có KF=1,021.
KF:hệ số phân bố không đều tải trọng.
Với bánh răng thẳng ta có: KF=1
KFV:hệ số tải trọng động.
K FV = 1 +

F .bW .d ư w3
2.T2 K F .K F

Trong đó:

Võ Đình Phúc_ cơ điện tử 2_k49

16

giáo viên hớng dẫn Đỗ Đức Nam


§å ¸n chi tiÕt m¸y
υ F = δ F .g o .v.

aw
u

Tra bảng 6.15 và bảng 6.16 ta đợc :
F = 0,016 ;go=73.
Thay các giá trị vào ta có:
175
=10,01
2,83
10,01.91,38.70
Vậy K FV =1+
=1,13
2.225270.1.1,09
⇒ KF = KFβ.KFα.KFV =1,13.1.1,.09 = 1,23

υ F =0,016.73.1,09.

Với = 1,413 .
Hệ số trùng khớp của răng Yε:
Yε =1/ εα =1/1,413 = 0,7077

HƯ sè xÐt ®Õn gãc nghiêng của răng Y :
Với = 00 nên Y =1
Theo bảng 6.18 và phơng pháp nội suy .
Ta cã:
YF3 =3,294 ; YF4=3,478
Víi m=2,5 .
HƯ sè xÐt ®Õn ®é nh¹y cđa vËt liƯu ®èi víi tËp trung øng suất.
YS=1,08-0,0695lnm=1,08-0,0695ln2,5=1,016
Hệ số độ nhám mặt lợn chân răng YS=1.
KXF hệ số xét đến kích thớc răng
Với da<400mm KXF=1.
Do đó:
[ F 3 ]=[ σ F 3 ].YR.YSKXF
=272,57.1.1,016.1=276,93(MPa).
[ σ F 4 ]=[ F 4 ].YR.YSKXF
=257,14.1,016.1=261,27(MPa).
Thay các giá trị vào công thức ta đợc:
F3 =

2.225270.1,23.0,707.0,765.3,294
= 61,8 MPa
70.91,38.2,5

Ta lại có: σ F 4 =

YF 4
σ F3
YF 3

61,8.3,478

= 65,25 MPa
3,294
VËy σ F 3 < [ σ F 3 ] vµ σ F 4 <[ F 4 ] .
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 kqt = Tmax/Tdn =2,2 .
Kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất
uốn cực đại .
F4 =

Võ Đình Phúc_ cơ điện tử 2_k49

17

giáo viên hớng dẫn Đỗ Đức Nam


§å ¸n chi tiÕt m¸y
+ σHmax = σH. k qt ≤ [σH]max
σH = 421,88MPa
⇒ σ H max = 421,88. 2,2 = 625,75 MPa
⇒ σ H max < [σH]max=1264(MPa)
+ σ F max = σ F .kqt ≤ [ σ F ]max
σ F 3 max =61,8.2,2 =135,96(MPa)
σ F 3 max ≤ [ σ F 3 ]max=464(MPa)
σ F 4 max =65,25.2,2 =143,55(MPa)
σ F 4 max ≤ [ σ F 4 ]max=464(MPa)
Bé trun tho¶ 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
= 00
Hệ số dịch chỉnh
x1=0,29;x2=0,76
Góc prôfin răng
t = 200
Góc ăn khớp
tw = 2208'24' '
Số răng của bánh răng
Z3=36răng;Z4=102răng
Theo công thức trong bảng 6.11 , ta tính đựoc :
Đờng kính vòng chia :
d3 = m.Z3/cos = 2,5.36 = 90(mm)
d4 = m.Z4/cosβ = 2,5.102 = 255(mm)
§êng kÝnh đỉnh răng :
da3= d3 + 2(1 + x1 - y).m = 90 + 2(1 + 0,29 – 0,05).2,5 = 96,2(mm)
da4= d4 + 2(1 + x2 - ∆y).m = 255 + 2(1 + 0,76 0,05).2,5 = 263,56(mm)
Đờng kính đáy răng : df = d – (2,5-2x)m
df3 =90-(2,5-2.0,29).2,5=85,2mm
df4 = 255-(2,5-2.0,76).2,5=252,55mm.
Ta kiÓm tra điều kiện bôi trơn:
C=

d 22
255
=
= 1,26 (1,1 1,3)
d12
202,38

Thoả mÃn điều kiện về bôi trơn .
2.Thiết kế bộ truyền ngoài . Bộ truyền xích
Tính lại tỷ số trun cđa bé trun xÝch :

ux =

u ch
u
27,34
= ch =
= 2,27
uh
u1u 2
4,25.2,83

Các thông số của bộ truyền :
P = P3 =5,16Kw
n = n3= 80,58 v/ph

Võ Đình Phúc_ cơ điện tử 2_k49

18

giáo viên hớng dẫn Đỗ Đức Nam


Đồ án chi tiết máy
= 300 ,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 : Z1 = 25(răng)
Đĩa xích lớn : Z2 = ux.Z1 = 2,5.25 = 56,75 (tho¶ m·n Z2Chọn số răng Z2=57 răng.
b.Xác định bớc xích p :
Bớc xích p đợc xác định theo công suất tính toán Pt :
Pt = P3.KZ.Kn.K [P]
KZ là hệ số răng
KZ = Z01/Z1 , với Z01 là số răng đĩa dÉn bé trun xÝch tiªu chn Z01=25
⇒ KZ = 25/25 =1
Kn là hệ số vòng quay .
Kn =n01/n1 =50/80,58 = 0,62 víi n01= 50(v/ph)
K hƯ sè ®iỊu kiƯn sư dơng xích
K = K0.Ka.Kđc.Kđ.Kc.Kb
Tra bảng 5.6 ta có :
K0 hệ số xét đến ảnh hởng của vị trí bộ truyền . Do đờng nối tâm 2 đĩa

xích với đờng nằm ngang tạo góc < 600 K0=1
Ka hệ số xét đến khoảng cách trục và chiều dài xích : Ka = 1( a = 40p )
Kđc hệ số xét đến ảnh hởng của việc điều chỉnh lực căng xích : Kđc=1
Kb hệ số xét đến ảnh hởng của điều kiện bôi trơn , lấy Kb=1
Kc hệ số xét đến chế độ lµm viƯc cđa bé trun . Víi bé trun lµm việc 2
ca Kc=1,25
Kđ hệ số tải trọng động , kể ®Õn tÝnh chÊt cđa t¶i träng .
Víi t¶i träng va ®Ëp võa K®=1,2
⇒ K = K0.Ka.K®c.Kbt.K®.Kc = 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.KZ.Ka = 5,16.1,5.1.0,62 = 4,80(kw)
Theo bảng 5.5 víi n01=50(v/ph) , ta chän lo¹i xÝch 1 d·y cã bớc xích p =
31,75(mm) thoả mÃn điều kiện bền mòn Pt < [P] =5,83(kw) và điều kiện p <
pmax
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 :
2
2a
Z +Z
+ 1 2 + ( Z 2 − Z1 ) p
p
2
4Π 2 a
2
2.1270
25 + 57
=
+

+ (57 − 25) .31,75
31,75
2
4 2 .1270

X=

Võ Đình Phúc_ cơ điện tử 2_k49

19

giáo viên hớng dẫn Đỗ Đức Nam


Đồ án chi tiết máy
= 121,65
Ta chọn số mắt xích chẵn là Xc = 122 .
Tính lại khoảng cách trục a theo c«ng thøc :

Z +Z
a = 0,25p  X C − 1 2 +

2



25 + 57
+
a = 0,25. 122 −


2








2
2
25 + 57 

 57 − 25  
122 − 2  − 2  Π  



 

2

Z1 + Z 2 

 Z 2 − Z1 
 X C 2 2

2

a =1275,62(mm)
Để xích không phải chịu lực căng quá lớn ta giảm khoảng cách trục một
lợng :
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 :
d1 = p/sin( /Z1) = 31,75/sin( /25) = 253,32(mm)
Đờng kính vòng chia ®Üa xÝch bÞ dÉn
d2 = p/sin( Π /Z2) = 31,75/sin( /57) = 576,35(mm)
Đờng kính vòng đỉnh đĩa xích :
da1= p[0,5 + cotg(π/Z1)] = 31,75.[0,5 + cotg(π/25)] =267,20(mm)
da2= p[0,5 + cotg(/Z2)] = 31,75.[0,5 + cotg(/57)] =591,35(mm)
Đờng kính vòng đáy đĩa xÝch :
df1= d1 - 2r = 253,32 – 2.9,62= 234,08(mm)
df2= d2 – 2r = 576,35-2.9,62=557,11(mm)
Víi r = 0,5025d1 + 0,05 = 0,5025.19,05 + 0,05 = 9,62(mm)
Và d1 =19,05 ( bảng 5.2 )
2.3.Kiểm nghiệm xích về độ bền :
*Số lần va ®Ëp cđa xÝch trong 1 gi©y :
i = Z1n1 = 25.80,58 = 1,1 < [i] =25 (b¶ng 5,9)
15. X

15.122

*KiĨm nghiƯm xích về quá tải theo hệ số an toàn :
s = Q/(K®.Ft + Fo + FV) > [s]
[s] hƯ sè 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)
Khèi lỵng 1 mÐt xÝch q = 3,8(kg)
Hệ số tải trọng động:Kđ = 1,2
v = Z1.p.n1/60000 = 25.31,75.80,58/60000 = 1,066(m/s)
Ft lùc vßng : Ft = 1000P3/v = 1000.5,16/1,066 = 4840(N)
FV lực căng do lực li tâm sinh ra
FV = q.v2 với q là khối lợng 1 mét xích
FV = 3,8.1,0662 = 4,32(N)
F0 lực căng do trọng lợng nhánh xích bị động sing ra :
F0 = 9,81kf.q.a = 9,81.4.3,8.1,272 = 189,67(N)
Thay các đại lợng vào công thức ta đợc :
Võ Đình Phúc_ cơ điện tử 2_k49

20

giáo viên hớng dẫn Đỗ Đức Nam


§å ¸n chi tiÕt m¸y
s=

88500
= 10,51
1,7.4640 + 189,67 + 4,32

Nh vậy s > [s] , xích đảm bảo về quá tải
2.4.Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của xích :

H =

K r ( Ft .K d + Fvd ).E
< [σH]
A.K d

Fvđ lực va đập trên m dÃy xích
Fvđ1= 13.10-3.n1.p3.m = 13.10-380,58.31,753.1 = 6,70(N)
Fv®2= 13.10-3.n2.p3.m = 13.10-3.35,49.31,753.1 = 2,95(N)
Kd hƯ sè phân bố không đều tải trọng do các dÃy xích , với 2dÃy xích
Kd = 1,7
Kđ hệ số tải trọng động , tra bảng 5.6 Kđ = 1,2 (tải trọng va đập vừa)
Kr hệ số kể đến ảnh hởng của răng đĩa xích :
Z1 = 25 Kr1 = 0,42
Z2 = 57 Kr2 = 0,226
E môđun đàn håi cđa vËt liƯu E=2,1.105(MPa)
A diƯn tÝch chiÕu cđa b¶n lỊ . B¶ng 5.12 ⇒ víi p =31,75 ta cã A =
446(mm2)
Thay các thông số trên vào công thức ta cã :
σH1 = 0,47

0,42(4840.1,2 + 6,7).2,1.105
= 386,55MPa
446.1,7

0,226(4840.1,2 + 2,95).2,1.105
σH2= 0,47
= 283,46MPa
446.1,7

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 trơc :
Fr=Kx.Ft
Víi bé trun nghiªng 1gãc <400 ta cã:Kx=1,15
⇒ Fr=1,15.4840=5560(N).
II.TÝnh thiÕt kÕ trơc – then :
1.Chän vËt liƯu :
Chän vËt liệu chế tạo trục là théo 45 có b= 600MPa , ứng suất xoắn cho
phép [ ]=1220MPa .
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 (d1) :
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

21

giáo viên hớng dẫn Đỗ §øc Nam


§å ¸n chi tiÕt m¸y
3

T1
0,2.[τ 1­]

d1sb ≥
víi T1=28314,5(N.mm).
Thay sè ta đợc:
3

28314,5

0,2.15 =21,13mm
d1sb
Đờng kính trục 1 đợc xác định dựa trên đờng kính của trục động cơ dđc .
Ta có :
d1 = (0,8 – 1,2)d®c = (0,8 – 1,2).38 = 30,4 45,6 (mm)
Ta chọn theo chiều dài tiêu chuẩn d1 = 40mm
.Đờng kính trục 2 là trục trung gian chän [ τ 2 ]=15MPa:

d2sb ≥

3

T2
0,2[τ 2 ]

T2_ momen xo¾n tác dụng lên trục 2 (Nmm)
T2=225270Nmm
[ 2 ]_ ứng st cho phÐp (MPa)
d2sb ≥

3

225270
= 42,18(mm)
0,2.15

Chän d2= 50mm.
♣.§êng kÝnh trơc 3 là trục ra của hộp giảm tốc chọn [ τ 3 ]=18MPa :
d3sb ≥

3

T3
=
0,2[τ 3 ]

3

611541
= 55,38(mm)
0,2.18

Chän d3sb = 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:

b01=23mm. b02=27mm .b03=31mm.
Chiều dài mayer:
-Đĩa xích:
lm33=(1,21,5)d3sb=(1,21,5)60
lm33=70mm
-Bánh răng trụ răng nghiêng trên trục II:
lm13=(1,21,5)d2sb=(1,21,5)50
Lấy lm22=65mm
-Bánh răng trụ răng thẳng trên trục II:
lm23=(1,21,5)d2sb=(1,21,5)50
Lấy lm23=75mm
-Bánh răng trụ răng thẳng trên trục III:
lm32=(1,21,5)d3sb=(1,21,5)60
Võ Đình Phúc_ cơ điện tử 2_k49

22

giáo viên hớng dẫn Đỗ Đức Nam


§å ¸n chi tiÕt m¸y
LÊy lm32=75mm
-nưa khíp nèi:
lm12=(1,4…2,5)d1sb=(1,4…2,5)40
lÊy lm12=70mm.
♣.C¸c kÝch thớc liên quan đến chiều dài trục chọn :
Khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến thành trong của hộp k1 =
10mm.
Khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp k2 = 10mm.
Khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến nắp ổ k3 = 15mm.

Chiều cao nắp ổ và đâu bulông hn=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 :
l22 = 0,5(lm22 + b02) + k1 + k2
lm22_chiÒu dài mayer bánh răng trụ
lm22 = (1,2 1,5)d2 = 42 – 52,5(mm)
chän lm22 = 50mm
nªn
l22 = 0,5(65 + 27) + 10 +10 = 66 (mm).
ta lÊy l22 = 65mm
l23 = l22 + 0,5( lm22 + lm23 ) +k1 = 65 + 0,5(65 +75) + 10 = 145(mm)
l24 = 2.l23-l22=2.135-65=225(mm)
l21=2.l23=2.145=290mm
Theo điều kiện kết cấu ta tính đợc khoảng cánh các điểm đặt lực cho trục
1 và 3
.trục
I:
l13 = l22 = 65mm
l11 = l21 = 290mm
l12 = 0,5(lm12 + b01) + k3 + hn = 0,5(70 +23) +15 + 18 = 79,5
lÊy l12 = 80mm
l14=l24=225(mm)
♣.Trôc III :
l32 = l23 = 145mm
l31 = l21 = 290mm
l33 = 2.l32 + lc33 = 2.145 + 82 = 372mm
lc33=0,5(lm33+b03)+k3+hn
=0,5(70+31)+15+18=83,5

Chọn lc33=82mm
4.Tính chính xác trục và vẽ kết cấu :
4.1.Trục I :
Sơ đồ phân tích lực:

Võ Đình Phúc_ cơ điện tử 2_k49

23

giáo viên hớng dẫn Đỗ Đức Nam


Đồ án chi tiết máy

l11
O

l14
l
Fk
o
l12

X

13
Fx0

ndc

Fr1

1

F'r1

Fa1
Fy0

F'a1
Ft1

Fx1

Y

Fy1

F't1

Lực tác dụng lên trục 1:
Ta cã:
2.T 2.28314,5
Ft1=F’t1= 1 =
=1189,2(N)
47,62
d 1w

α tw =23,4270; β =32,860
F .tgα tw 1189,2.tg 23,427

Fr1=F’r1= t1
=
=613,43(N)
cos 32,86
cos β
Víi

TÝnh lùc t¹i khíp nèi:
Fk=(0,2…0,3)Ft1.chän Fk=0,25.Ft1=0,25.1189,2=297,3(N)
Fa1=Fa1= Ft1.tg =1189,2.tg32,86
Fa1=Fa1=768,2(N)
Xác định phản lực tại gối đỡ 0 và 1 :
Phơng trình lực lên truc X và mô men lên trục Y:
FX = -Fk-FX0-FX1+ Ft1+ Ft1=0 (1)
∑ mY = -Ft1.l13- F’t1.l14-Fk.l12+Fx1.l11=0 (2)
(2) ⇒ Fx1=

Ft1.l13 +­F't1.l14 + Fk.l12
l11

Thay sè:Fx1=

1189,2.(225 + 65) + 297,3.80
=1271,2(N)
290

Thay vµo (1) ta cã:
FX0= Ft1+ Ft1- Fk- FX1

Võ Đình Phúc_ cơ điện tử 2_k49

24

giáo viên hớng dẫn Đỗ Đức Nam

Z


Đồ án chi tiết máy
=1189,2+1189,2-1271,2-297,3=809,9(N)
Phơng trình mô men và lực lªn trơc Y:
∑ FY = FY0+FY1-Fr1- F’r1=0 (3)

∑m

X

(F ) = Fr1.l13+ F’r1.l14-FY1.l11-Fa1.

d w1
d
+ F’a1. w1 =0 (4)
2
2

F'r1.l13 +­Fr1.l14
l11
613,43.(225 + 65)
=
=613,43(N)

290

(4) FY1=

(3) FY0=Fr1+ Fr1- FY1
=613,43.2-613,43=613,43(N).
Vẽ biểu đồ mô men xoắn và uốn:
Xét mô men uốn Mx:
Tacó:M=FY1.l1c=613,43.65=39872,95(Nmm)
d
Tại C có bớc nhảy xuống M1= Fa1. w1
2
47,62
M1=768,2
=18290,84(Nmm)
2
Xét mô men uốn MY:
Tại C :
MC=Fx1.l13=1271,2.65=82628(Nmm)
Tại B:
MB=Fx1.l14-Ft1(l14-l13)
1271,2.225-1189,2(225-65)=95748(Nmm).
Tại 0 ta có:M0=Fx1.l11-Ft1.l14- Ft1.l13 =(1271,2-1189,2).290
=23.780(Nmm)Tại A có M=0.Mô men xoắn Mz:
Tại C có mô men xoắn tập trung
MC= Ft1.

d w1
47,62
=1189,2.

=28314,9(Nmm)
2
2

Tại B có bớc nhảy lên:M= MC=28314,9(Nmm)
Ta nhận thấy đờng kính trục d=35mm,đờng kính chân răng
d=42,62mm.giả sử chọn then có b ì h=10 ì 8 .
lúc đó:X=df-(d+h-t1)
X=42,62-(35+8-5)=4,62mm<2,5.m=5(mm).
Nên ta chọn cách làm bánh răng liền trục.
Do đó không cần lắp then chổ lắp bánh răng.
Nh vậy ta có đồ mô men nh hình vẽ:

Võ Đình Phúc_ cơ điện tử 2_k49

25

giáo viên hớng dẫn Đỗ Đức Nam