thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trục vít có bản vẽ đi kèm để lại tin nhắn nhận bản vẽ

Lời nói đầu

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong chơng trình đào tạo kỹ s cơ khí. Đồ án Chi Tiết Máy là môn học giúp cho sinh viên
có thể hệ thống hoá lại các kiến thức của các môn học cũng nh việc vận dụng các
kiến thức đã học vào quá trình tính toán nh: Chi tiết máy, Sức bền vật liệu, Dung
sai, Vẽ kỹ thuật .... Đồ án giúp cho sinh viên hiểu đợc những kiến thức cơ bản về
cấu tạo, nguyên lý làm việc và phơng pháp tính toán thiết kế các chi tiết, nhằm
bồi dỡng cho sinh viên khả năng giải quyết những vấn đề tính toán và thiết kế
máy, đồng thời giúp sinh viên làm quen dần với công việc thiết kế và làm đồ án
chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án tốt nghiệp sau này.
Hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động bằng ăn khớp trực tiếp, có tỷ số truyền
không đổi và đợc dùng để giảm vận tốc góc và tăng mô men xoắn . Với chức
năng nh vậy ,ngày nay hộp giảm tốc đợc sử dụng rộng rãi trong các ngành cơ
khí, luyện kim, hoá chất, trong công nghiệp đóng tàu v.v.. Trong giới hạn của
môn học em đợc giao nhiệm vụ thiết kế hộp giảm tốc bánh răng - trục vít. Trong
quá trình làm đồ án đợc sự giúp đỡ tận tình của các thầy cô trong bộ môn, đặc
biệt là cô Nguyễn Thị Thu Hờng, em đã hoàn thành xong đồ án môn học của
mình.
Do đây là lần đầu em làm đồ án, với trình độ và thời gian có hạn nên trong
quá trình thiết kế không thể tránh khỏi những sai sót xảy ra , em rất mong đợc sự
chỉ bảo của các thầy cô.
Em xin chân thành cảm ơn!
Sinh viên
Nguyễn Văn Chính
Phần I
Tính toán động học và động lực học
I.

Chọn động cơ

a.Tính công suất

Yêu cầu: + Lực kéo băng tải: F = 13500 N.
+ Vận tốc băng tải: v = 0,25 m/s.
1


Công suất cần thiết trên trục động cơ:
Pct=Pt/ (kW)
Trong đó: Pct: công suất cần thiết trên trục động cơ
Pt: công suất tính toán trên trục máy công tác
: hiệu suất truyền động
Theo yêu cầu ta có:
Pct=

F .v
. (1)
1000.

Trong đó:
F: Lực kéo băng tải;
v: Vận tốc băng tải;
: Hiệu suất của toàn bộ bộ truyền.
= kn.đ.br.tv.mổ lăn (m: số cặp ổ lăn của bộ truyền).
Các hiệu suất cụ thể của từng bộ truyền đợc xác định trong bảng 2.3/Tr19[Tính
toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí - T1]
Tra bảng ta có:
kn=0,99: Hiệu suất khớp nối trục đàn hồi;
br = 0,97: Bộ truyền bánh răng trụ đợc che kín;
tv = 0,8: Bộ truyền trục vít không tự hãm đợc che kín; (chọn
Z1=2)
ổ lăn =0,992: Hiệu xuất một cặp ổ lăn đợc che kín;

= 0,99.0,97.0,8.0,9923 = 0,75
2

Pi
.t i
1.3,2 + 0,85 2.4,6

= 0,903 .
=
=
P1
8
ti

Từ (1)



Pct=

13500.0,25
.0,903 =4,06 (kW);
1000.0,75

b,Tính tốc độ sơ bộ trục động cơ
Ta có :
nsb= nlv .uhộp .ungoài , theo CT2.16 tr.21[TL1]
nlv=

60.1000

60.1000.0,25
.V =
= 14,92 (v/ph). Theo bảng 2.4/tr.21[Tính toán thiết kế hệ
.D
3,14.320

dẫn động cơ khí-T1]
2


Chọn uhop= 60;

ungoai=1

nsb=14,92.60.1 = 895,2;
Chọn động cơ dựa vào:

Pdc Pct
ndb nsb



Do đó chọn động cơ DK52-6 : ( theo bảng P1.2/tr.235[Tính toán thiết kế hệ dẫn
động cơ khí-T1])
Bảng thông số động cơ:

nđc(v/p)

P(kW)

950

4,5

Cos
0,80

m(kg)

Tmax/Tdn

Tk/Tdn

104

1,8

1,5

+/ Kiểm tra điều kiện mở máy :
Tmm 1,48T1
=
= 1,48
T1
T1

Với Động cơ đã chọn có

Tk
T

= 1,5 > mm = 1,48 .
Tdn
T1

Động cơ đáp ứng đợc yêu cầu công suất, tốc độ và điều kiện mở máy.

II.
Phân phối tỷ số truyền
Tỷ số truyền của hệ dẫn động:

ut =

ndc
950
=
= 63,67
nlv 14,92

Lại có: ut=uhộp.ungoài
Chọn ung = 1 uhộp = ut/ungoài = 63,67
Mặt khác: uhộp = ubr.utv
Chọn ubr = 2,2 u tv =

u hộp
ubr

=

63,67
= 28,94 ;

2,2

Chọn số răng trục vít z1=2;
Số răng bánh vít: z2=utv.z1=28,94.2 57,88=58 (răng).
utv=

z 2 58
=
= 29
z1
2

3


Tính lại tỉ số truyền bánh răng: ubr=uhộp/utv=63,67/29=2,20: Lấy ubr=2,20 ;
III. Tính toán các thông số động học và động lực học
Ta có: -Số vòng quay trên các trục
n1 = nđc = 950 (v/ph);
n2 =

n1 950
=
= 431,82 (v/ph);
ubr 2,2

n3 =

n2 431,82
=

= 14,89 (v/ph);
u tv
29

nct =

n3

= 14,89 (v/ph).

u ngoi

-Công suất trên trục:
Pct = Plv =

Fv 13500.0,25
=
= 3,375 (kw);
1000
1000

P3 =

Pct
3,375
=
= 3,402 (kw);
( ol . ) (0,992)

P2 =

P3
3,402
=
= 4,287 (kw);
( ol . tv ) (0,992.0,8)

P1 =

P2
4,287
=
= 4,455 (kw);
( ol . br ) (0,992.0,97)

Pc =

P1
4,455
=
= 4,5
( kn. ) (0,99)

Từ đó ta tính đợc mô men tơng ứng trên các trục
Ti = 9,55.10 6

Pi
ni

T1 = 9,55.10 6

P1
4,455
= 9,55.10 6.
= 44784
n1
950

T2 = 9,55.10 6

P2
4,287
= 9,55.10 6.
= 94810 (N.mm);
n2
431,82

T3 = 9,55.10 6

P3
3,402
= 9,55.10 6.
= 2181941 (N.mm);
n3
14,89

Tct = 9,55.10 6

Pct
3,375

= 9,55.10 6.
= 2164624 (N.mm);
nct
14,89

(N.mm);

4


Bảng thông số:
Trục

Trụcđ/c

Trục 1

Trục 2

Trục 3

Trục ct

P(kw)

4,5

4,455

4,287

3,402

3,375

u
n (v/ph)

2,2
950

T(Nmm)

29

1

950

431,82

14,89

14,89

44784

94810

2181941

2164624

Phần II
Thiết kế bộ truyền
I, Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng
Thiết kế bộ truyền bánh răng thẳng cấp nhanh trong hộp giảm tốc
1. Chọn vật liệu
Dùng vật liệu nhóm I:
Vật liệu
Bánh nhỏ
Bánh lớn

Thép 45
Thép 45

Nhiệt luyện
Tôi cải thiện
Thờng hóa

b

ch

HB

750
600

450

340

200
170

2. Xác định ứng suất cho phép
a, ứng suất tiếp xúc cho phép
[H] =(0Hlim/SH)ZRZvKxHKHL ;
Với

0Hlim : ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở;

SH :hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc;
ZR : hệ số xét đến độ nhám mặt răng làm việc;
Zv : hệ số xét đến ảnh hởng của vận tốc vòng;
KxH : hệ số xét đến ảnh hởng của kích thớc bánh răng;
KHL :hệ số tuổi thọ
Ta có:
mH

N HO

N HE
KHL=
;
mH : bậc của đờng cong mỏi mH =6 do HB <350;

5

NH0 : sè chu kú thay ®æi øng suÊt c¬ së khi thö vÒ tiÕp xóc
NHE :chu kú thay ®æi øng suÊt t¬ng ®¬ng.
NH0 =30.HB2,4
⇒ NH01 =30.2002,4 =10,6.106; NH02 =30.1702,4 =6,8.106
Sè chu kú thùc tÕ:
3

N HE1

T 
 3,2
3 4,6 
7
= 60c ∑  i  ni t i = 60.1.950.1000013
+ ( 0,85)
 = 42,9.10
8 
 8
 T1 

N HE2

T 
 3,2
3 4,6 
7
= 60c ∑  i  ni t i = 60.1.431,82.1000013
+ ( 0,85)
 = 19,5.10
8 

 8
 T1 

3

⇒ NHE1>NH01 ⇒ kHL1 =1
⇒ NHE2>NH02 ⇒ kHL2 =1
Theo b¶ng 6.2[TTTK-T1] víi thÐp 45
Ta cã: σ 0H lim = 2HB + 70
Do ®ã: σ H0 lim1 = 2 HB1 + 70 = 2.200 + 70 = 470( MPa )

σ H0 lim 2 = 2 HB2 + 70 = 2.170 + 70 = 410( MPa )
SH=1,1; s¬ bé lÊy ZR.Zv.KxH =1; Nªn ta cã:
σ 0H lim K HL
[σH ] =
SH

σ H0 lim1 K HL1 470
=
= 427,3( MPa )
 σ H1 =
S H1
1,1

⇒
σ H0 lim2 K HL2 410

=
= 372,7( MPa )
 σ H2 =

S
1
,
1
H2

⇒ [σ H ] = 372,7( MPa )

[ ]

[ ]

b, øng suÊt uèn cho phÐp
[σF] =(σ0Flim/SF)YRYSKxFKFCKFL
Trong ®ã:

6


0Flim :ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở ;
SF : hệ số an toàn khi tính về uốn;
YR : hệ số xét đến độ nhám của mặt lợn chân răng;
YS : hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập chung ứng suất
KxF : hệ số xét đến ảnh hởng của kích thớc bánh răng đến độ bền uốn;
KFC :hệ số xét đến ảnh hởng đặt tải;
KFL :hệ số tuổi thọ
KFL= m N FO N

;

F

FE

mF :bậc của đờng cong mỏi khi thử về uốn
mF=6 do HB <350;
NFO=4.106 : số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn;
Số chu kỳ thực tế:
6

N FE1

T
3,2
6 4,6
6
= 60c i ni t i = 60.1.950.1000016
+ ( 0,85)
= 351,6.10
8
8
T1

N FE2

T
3,2
6 4,6
6
= 60c i ni t i = 60.1.431,82.1000016

+ ( 0,85)
= 159,8.10
8
8
T1

6

NFE1>NF01 kFL1 =1
NFE2>NF02 kFL2 =1
Theo bảng 6.2[1] ta có:

F0 lim = 1,8HB
0

F lim1 = 1,8.200 = 360( MPa )
0

F lim2 = 1,8.170 = 306( MPa )

Chọn SF =1,75; Bộ truyền quay một chiều nên KFC =1; Sơ bộ lấy YS.KxF.YR
=1;
Nên:

F0 lim K FL
[ F ] =
SF

7

F0 lim1 K FL1 360.1
=
= 205,7( MPa )
[ F1 ] =
S
1
,
75
F1


F0 lim2 K FL2 306.1

=
= 174,9( MPa )
[ F2 ] =
S
1
,
75
F2

c, ứng suất cho phép khi quá tải
Ta có:
[H]max =2,8ch =2,8.340 =952 (MPa)
[F1]max =0,8ch1 =0,8.450 =360 (MPa)
[F2]max =0,8ch2 =0,8.340 =272 (MPa)
3,Tính toán bộ truyền

a, Xác định sơ bộ khoảng cách trục
aw=Ka(u+1) 3

T1 .K H

[ H ] 2 .u.ba

Ka= 49,5 :hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng
(theobảng6.5)
u=2,2 : tỷ số truyền của cặp bánh răng;
T1=44784(Nmm) :mômen xoắn trên trục chủ động
[H] = 372,7(MPa)
ba=0,3 chọn sơ bộ theo (bảng 6.6)
KH :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi
tính về tiếp xúc
KH=1,04 với bd=0,53ba(u+1) = 0,53.0,3(3+1)=0,636 theo(bảng6.7sơ đồ 5)
=>aW=49,5(2,2+1) 3

44784.1,04
= 126,39 mm; chọn aW=126 mm
372,7 2.2,2.0,3

b,Xác định các thông số ăn khớp
môđun:
m =(0,01 ữ 0,02)aW=1,26 ữ 2,52 mm; chọn m =2 theo tiêu chuẩn
Số răng bánh nhỏ:

8

Z1 =

2a w
2.126
=
= 39,4 (răng)
m( u + 1) 2( 2,2 + 1)

Lấy Z1 =40 (răng) Số răng bánh lớn: Z2 =u.Z1 =2,2.40 =88(răng)
Tính lại khoảng cách trục: aw = m( z1 + z 2 ) = 2(40 + 88) = 128 (mm)
2

2

Lấy aw =130 (mm)
cần phải dịch chỉnh để khoảng cách trục từ 128 (mm) lên 130 (mm).
Tính hệ số dịch chỉnh tâm theo công thức 6.22[TTTK-T1] :
y=

aw
130
0,5( Z 1 + Z 2 ) =
0,5(40 + 88) = 1
m
2

Ky =

1000 y 1000.1
=

= 7,8 125
Zt
40 + 88

Tra bảng 6.10 - trang 101 ,ta có :
Khi K y = 7

Kx

= 0,350

Khi K y = 8

Kx

= 0,445

Khi K x

= 0,427

Hệ số giảm đỉnh răng : y =

K x .Z t 0,427.(40 + 88)
=
= 0,055
1000
1000

Tổng hệ số dịch chỉnh: xt = y + y = 1+0,055 = 1,055

Hệ số dịch chỉnh bánh răng 1 :
x1 = 0,5.( xt

(Z 2 Z1 ) y
(88 40)1
) = 0,5.(1,055
) = 0,34
Zt
88 + 40

Hệ số dịch chỉnh bánh răng 2 : x2 = xt - x1 = 1,055 - 0,34 = 0,715
Góc ăn khớp : Cos ( tw ) =
tw

Z t .m.. cos( ) (40 + 88).2. cos(20)
=
= 0,925 ( chọn = 20o)
2a w
2.130

= 22,300

Bề rộng bánh răng: bw =ba.aw =0,3.130 =39(mm). Lấy bw=40mm
Đờng kính vòng lăn: dw1 =2.aw/(u+1) =2.130/(2,2+1) =81,25 mm;
c,Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện:
H =ZM. ZH. Z.

2.T1 .K H .(u + 1)
[H];

bW .u.d W2 1

ZM = 274(MPa)1/3 : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp (theo
bảng6.5);
9


ZH =1,76 :hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc (theo bảng6.12)
Z : hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng
Z=

(4 )
= 0,865 ;
3

(do =bw.sin/(m)= ba .aw.sin00/(m )=0 ;
1

1

1

1

= [1,88 - 3,2( Z + Z )].cos = [1,88 - 3,2( 40 + )].cos00 =1,76 ;
88
1
2
KH :hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
KH = KH. KH. KHv;

KH =1,04 ;
KH : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn
khớp
KH = 1 với bánh răng thẳng
KHv :hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
KHv=1,09với v=.dw1.n1/60000 = 4,04(m/s) (theo bảng p2.3 ).
=>KH=1,13.
=> H = 274.1,76.0,865.

2.44784.1,13.(2,2 + 1)
= 316,33MPa .
40.2,2.80 2

Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép
Ta có: v = 4,04(m/s) < 5(m/s) Zv=1 ;
Chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công độ nhám
Ra=2,5 ữ 1,25 àm , do đó ZR=0,95; với da< 700mm, KxH= 1
[H]= [H]ZRZVKxH = 372,7.0,95.1.1= 354 MPa

Nh vậy H < [ H ] . Thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc.
d/ Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng ứng suất sinh ra tại mặt răng không đợc vợt quá
giá trị cho phép:
F1 =

2.T1 .K F .Y .Y .YF 1
bW .d W 1 .m

[F1]

F 2 = F 1. Y F 2 / Y F 1 [ F 2 ]
Ta có: dw1= 81,25mm

10


=> dw2=u.dw1=2,2.81,25=178,75m
Y=1/ =1/1,758 = 0,57 (hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng)
Y=1- 0/140 = 1 ( = 0 0): h s k n nghiêng ca rng.
YF1 ,YF2 :hệ số dạng răng của bánh 1 và 2
YF1 = 3,5 (do Zv1 =

Z1
= 40)
cos 3

YF2 = 3,48 ( do Zv2 = 88) theo b6.18[TTTK-T1];
KF : hệ số tải trọng khi tính về uốn
KF =KF .KF .KFv ;
Tra bảng có: KF =1,08(b6.7);
KF =1 (với bánh răng thẳng);
KFv =1,10 (phụ lục p2.3)
KF=1,19
F1=

2.44784.1,19.0,57.1.3,5
= 32,7 <[F1] =205,7(MPa);
40.81,25.2

F2= F1.YF2/YF1= 32,5 < 174,9(MPa);

Vậy điều kiện bền uốn đợc thoả mãn;
e/ Kiểm nghiệm độ quá tải
Ta có: Kqt=Tmax/T=1,48.
Hmax= H. K qt = 316,33 . 1,48 =384,8<[H]max =952(MPa);

F1max=F1.Kqt = 32,7.1,48 =48,4< [F1]max = 360(MPa);
F2max= F2.Kqt = 32,5.1,48 =48,1< [F2]max = 272(MPa);
Đảm bảo điều kiện quá tải đủ bền.
=> Ta tính đợc:
Đờng kính chia: d1 =m.Z1/cos =2.40 =80 mm
d2 =m.Z2/cos =2.88 =176 mm
Đờng kính đỉnh răng: da1=d1 + 2.(1+x1 - y )m=80+2(1+0,34-0,055).2=85,14 mm
da2=d2 + 2.(1+x2- y )m=176+2(1+0,715-0,055).2=182,64 mm
Đờng kính đáy răng: df1=d1 -(2,5-2x1)m=80-(2,5-2.0,34).2=76,36 mm
df2=d2 -(2,5-2x2)m=176-(2,5-2.0,715).2=173,86mm
II/ Tính toán thiết kế bộ truyền trục vít-bánh vít
a/Chọn vật liệu
11


+/Tính sơ bộ vận tốc trợt
vs= 4,5.10-5.n1. 3 T2 = 4,5.10-5.431,82. 3 2181941 =2,52 m/s <5 m/s
(do n1=431,82 v/ph; T2=2181941 (Nmm) theo mục I)
-Trục vít làm bằng thép C chất lợng tốt (thép 45 tôi bề mặt đạt độ rắn

HRC >45).

-Theo b7.1 tr.146[TTTK-T1]),chọn đồng thanh nhôm sắt p 9-4 để chế tạo
bánh vít.
Theo B7.1, với bánh vít bằng p 9-4 đợc đúc trong khuôn cát có:

b=400(MPa ), ch =200 (MPa) ;
+/ứng suất tiếp xúc cho phép: [ H ] = 194( MPa ) . Tra bảng 7.2 tr148[TTTK-T1]
+/ứng suất uốn cho phép:
[ F] = [FO].KFL;
[FO] :ứng suất uốn cho phép ứng với 106 chu kỳ, do bộ truyền quay
một chiều nên: [FO] =0,25.b+0,08.ch= 0,25.400+0,08.200 = 116(MPa);
KFL :hệ số tuổi thọ
6

KFL= 9 10 N ;
FE
T
Với NFE= 60. 2i
T2 Max

KFL= 9 10

6

4,8.10 6

9


3,2
4,6
+0,859.
) =4,8.106
.n2i .t i =60.14,89.10000.(1.
8

8


= 0,84;

=> [F] =116. 0,84 =97,44 (Mpa);
+/ứng suất cho phép khi quá tải:
[H]max =2ch =2.200=400 (MPa);
[F]max=0,8ch =0,8.200 =160 (MPa);
b/ Tính toán truyền động trục vít về độ bền
+/Các thông số cơ bản của bộ truyền
- Khoảng cách trục:
2

aW = (Z2+q) 3 170 . T2 .K H
q
Z 2 .[ H ]
Theo phần trên ta chọn: Z1=2; =>Z2= utv.Z1=29.2 = 58;
KH: hệ số tải trọng; Chọn sơ bộ KH= 1,3 ;
q =d1/m: hệ số đờng kính trục vít;
12


Chọn sơ bộ q =0,25.Z2=0,25.58=14,5. Theo (bảng 7.3 tr 150) chọn q = 12,5;
2

aW=(58+12,5) 3 170 . 2181941.1,3 =262,8(mm);
58.194

12,5

chọn aW=260mm;
- Mô đun dọc của trục vít
m =2.aW/(Z2+q) = 2.260/(58+12,5) = 7,4
Chọn m = 8 theo tiêu chuẩn (bảng 7.3 tr.150[TTTK-T1]);
- Tính lại khoảng cách trục :
aw = m(Z2+q)/2 = 8(58+12,5)/2=282 mm.Lấy aw=280
- Hệ số dịch chỉnh:
x=

aƯW
m

- 0,5(q+Z2) =

280
- 0,5(12,5+58) =-0,25 (- 0,7 ;0,7) .
8

(thỏa mãn dịch chỉnh);
+/Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền tiếp xúc
ứng suất tiếp xúc trên mặt răng bánh vít của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện:
170
.
H=
Z2

3

Z 2 + q T2 .K H

[H]


a
q
W

- Tính lại vận tốc trợt: vs=

.d w1 .n 1
;
60000.cos w

- Góc vít lăn:
Z1

2

w=arctg( q + 2 x )= arctg 12,5 2.0,25 =9,460;
-Đờng kính trục vít lăn:
dW1=(q+2x)m = (12,5 - 2.0,25).8 = 96 mm;
vs =

3,14.96.431,82
= 2,2 <5 (m/s)
60000.cos9,46 0

Vậy chọn vật liêu thoả mãn;

- Hiệu suất của bộ truyền:

tg W

tg 9,46

= 0,95. tg ( + ) = 0,95. tg ( 9,46 + 3,04) = 0,75;
W
( Theo bảng 7.4 tr152[TTTK-T1] ,với vs=2,2 (m/s) -> góc ma sát: = 3,040)
13


KH: hệ số tải trọng
KH = KH. KHv;
KH :hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng;
KHv :hệ số tải trọng động
3

T
Z
KH = 1+ 2 .1 2 m
T2 max





4,6
3,2
+ 0,85.
1.

8
8

= 0,8887 T2max
T2m =T2i.tin2i/ti.n2i = T2max
3

58
KH = 1+ .(1 0,8887 ) = 1,011
125

(theo bảng (7.5 ) =>hệ số biến dạng của trục vít: =125)
Dựa vào bảng 7.6 tr153[TTTK-T1] với vs=2,2 ta chọn cấp chính xác 8;
KHV=1,2 theo (b7.7 tr153[TTTK-T1]) với vs= 2,2 (m/s);
=>KH = 1,011.1,2 =1,213;
3

170 58 + 12,5 2181941.1,213
.
Vậy H=
=170,4(MPa) < [H] = 194(MPa)

58 280
12,5

Vậy đảm bảo độ bền tiếp xúc của bánh vít ;
+/ Kiểm nghiệm răng bánh vít về bền uốn:
ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh vít phải thoả mãn điều kiện:
T .Y .K

2 F
F
F = 1,4. b .d .m [F];
2
2
n

mn :môđun pháp của răngbánh vít ;
mn= m. cosw=8.cos9,46= 7,89;
KF :hệ số tải trọng.
KF = KF. KFV;

với KF = KH= 1,011;

KFV= KHv=1,2;

=>KF=1,213;
YF :hệ số dạng răng
YF =1,40 theo bảng 7.8 tr 154: với Zv =Z2/cos3 =58/cos39,46=60,43 ;
=> F = 1,4.

2181941.1,40.1,213
=17,7 < [F]=97,44(MPa);
80.464.7,89

Đờng kính trục và bánh vít (bảng 7.9 tr.155[TL1])
14


d1=q.m=12,5.8= 100 mm.

d2= m.Z2 = 8.58 = 464 mm
da1=d1+2m = m(q+2) =116 mm
da2= m(Z2+2+2x) = 8.(58+2-2.0,25)= 476 (mm).
df1 = m(q-2,4)=8.(12,5-2,4) = 80,8 (mm).
df2 = m(Z2-2,4+2x)=8.(58-2,4-2.0,25) = 440,8 (mm
b2 :chiều rộng vành răng bánh vít
b2 0,75. da1= 0,75.116= 87 mm; lấy b2=80 mm;



b2
80


= 45,58 0
= arcsin

116 0,5.8
d a1 0,5m

Góc ôm: = arcsin

+/ Kiểm nghiệm bánh vít về quá tải:
Hmax= H. K qt = 170,4. 1,48 =207,3 <[H]max =400(MPa);
Fmax= F.Kqt = 17,7.1,48 =26,2 < [F]max = 160(MPa);
c/ Tính nhiệt truyền động trục vít:
Nhiệt độ của dầu trong hộp giảm tốc trục vít phải thoả mãn
td =to +

1000.(1 ).P1

K t . A.(1 + )

[td];

Trong đó:
to :nhiệt độ môi trờng xung quanh;
=0,75 (hiệu suất bộ truyền );
P1= 4,287 kW (công suất trên trục vít)
Kt =8...17,5W/(m2 0C) :hệ số toả nhiệt (chọn Kt =15 W /m2 0C ) ;
=0,25...0,3 :hệ số kể đến sự thoát nhiệt qua đáy hộp xuống bệ máy
chọn = 0,25 ;
:hệ số kể đến sự giảm nhiệt sinh ra trong một đơi vị thời gian do làm việc ngắt
quãng
= tck/ (Piti/P1) = 8/(1.3,2+0,85.4,6)=1,13;
A : diện tích mặt thoát nhiệt của hộp giảm tốc (m2)
A=A1+A2 20.aw2+0,1(20. aw2) = 1724800mm2 1,7m2;
Vậy td =25 +

1000.(1 0,75).4,287
=54,760<[td] =900C.
15.1,7.(1 + 0,25)1,13

Thỏa mãn về nhiệt độ của dầu bôi trơn.

15


Bảng thông số về các kích thớc bộ truyền trong hộp giảm tốc:
Bộ truyền bánh
răng

aW=130
m=2

Bộ truyền trục vít

Tỷ số truyền

u=2,2

u =29

Chiều rộngvành răng (mm)

bW= 40

b2=80

Góc nghiêng của răng

=0

Hệ số dịch chỉnh

x1= 0,34;
x2= 0,715
Z1=40
Z2=88
d1=80
d2=176

x=- 0,25

Đờng kính vòng lăn(mm)

dw1=81,25
dw2=178,75

dw1=96
dw2=464

Đờng kính vòng đỉnh răng
(mm)

da1=85,14
da2=182,64

da1=116
da2=476

Đờng kính vòng đáy răng
(mm)

df1=76,36
df2=173,86

df1= 80,8
df2=440,8

Khoảng cách trục
Mô đun

(mm)

Số răng
Đờng kính vòng chia(mm)

aW=280
m =8

Z1=2
Z2=58
d1=100
d2=464

Đờng kính ngoài bánh vít
(mm)

daM2 da2+1,5m=488
chọn daM2=485

Chiều dài phần cắt ren trục
vít
(mm)

b1>(8+0,06Z2)m=91,84
lấy b1 = 120(bảng 7.10
tr156 TTTK-T1)

Phần III
Tính toán thiết kế trục và chọn ổ lăn .

I. Tính toán thiết kế trục:
16


a/ Chọn vật liệu:
Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 có b= 600 MPa.
ứng suất xoắn cho phép [] = 1220 Mpa
b/ Tính sơ bộ đờng kính trục
+/Với trục 1 là trục vào của hộp giảm tốc ta chọn [1 ] = 15 MPa
Đờng kính sơ bộ trục đợc xác định:
d1 3

T1
0,2 .[ 1 ]

d1 3

44784
= 24,6 mm
0,2 .15

Theo bảng ( P1.6 TTTK_T1) đờng kính trục động cơ dđc=35 mm
d1 = (0,8..1,2)dđc .
Từ đó ta lấy: d1 = 30 mm
+/Với trục 2 là trục trung gian ta chọn [2 ] = 15 MPa
d2 3

T2
0,2 .[ 2 ]

d2 3

94810
= 31,6 mm
0,2 .15

Ta lấy: d2 = 35 mm
+/Với trục 3 là trục ra của hộp giảm tốc nên chọn [3 ] = 30 MPa
d3 3

T3
0,2 . [ 3 ]

d3 3

2181941
= 71,4 mm
0,2 . 30

Ta lấy: d3 = 75 mm
c/ Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:
Từ đờng kính sơ bộ theo bảng 10.2 tr189 ta chọn sơ bộ chiều rộng ổ lăn:
bO1 = 19 mm bO2 =21mm
bO3= 37 mm;
Theo bảng 10.3 chọn các khoảng cách:
k1 =10 :Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành
trong của hộp hoặc k/c giữa các chi tiết quay
k2=10: Khoảng cách từ mặt nút ổ đến thành trong của hộp
k3=12: Khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ
hn =15 :Chiều cao nắp ổ và đầu bulông

+/Trục 1:

17


l11

l12=-lc12
k3

hn

l13

k

1

k2 k1

b13

lm12

lm13

b0

Ta có:
l12 = -lc12= -[ 0,5 ( lm12 + bO1 ) + k3 + hn ]

Trong đó:
lm12 là chiều dài mayơ nửa khớp nối trục vòng đàn hồi I : lm12 = (1,4 ..2,5).d1
= (1,4 ..2,5).30 =42... 75 (mm) chọn lm12 = 60 (mm).
l12 = -[ 0,5 (60 + 19)+12 + 15] = - 66,5mm chọn l12= -66 mm
l13 = 0,5( lm13 + bO1 ) + k2 + k1 = 0,5(42+19)+10+10=50,5 mm; chọn l13=50mm
lm13 là chiều dài mayơ bánh răng trụ lắp trên trục 1:
lm13 = (1,2 ..1,5).d1= 3645 chọn lm13=42 (mm)
l11 =2l13 = 100 mm
+/ Trục 2:

18


l m22

l 22

l 23

l 21

Ta có:
l21 = (0,91).daM2 = (0,9...1).485 = 436,5485 (mm) chọn l21 = 440 (mm).
daM2 : đờng kính ngoài của bánh vít
l23 = 0,5 l21 = 0,5.440 = 220 (mm)
l22 là khoảng cách tính từ chi tiết thứ 2 (bánh răng bị động) đến gối đỡ :
l22 = 70 (mm)
+/ Trục 3:

19

l32
hn k3 lm33

k1

bo
k1
lm32

l31

l33

Tra bảng 10.4 tr 191[TTTK-T1]: l32 =0,5.(lm32 +bO3 ) +k1 +k2.
Trong đó:
+lm32=(1,2..1,8)d3 =90..135 (mm) Chọn lm32 =120 (mm) chiều dài may ơ
bánh vít.
l32 =0,5.(120+37) +10 +10 =98,5 (mm), chọn l32 =100
l31 = 2.l32 =2.100 =200 (mm).
l33 = lc33 + l31 = 95 + 200 =295 (mm).
trong đó lc33 = 0,5.(lm33 + bO3 ) + k3 +hn = 0,5.(100 + 37) + 12 +15 =95,5mm,
chọn lc33= 95 mm
lại có lm33 = (1,2 ..1,5).d3 = (1,2 ..1,5).75 = 90 112,5 (mm)
chọn lm33 = 100 (mm). (là chiều dài mayơ lắp puly trên trục 3 )
d/ Xác định lực tác dụng lên các trục .
Lực từ các bộ truyền tác dụng lên trục:
+/Đối với bánh răng trụ răng thẳng .
Ft1=Ft2= 2.T1/dw1=2.44784/81,25=1102,4 N

Fr1=Fr2 =Ft1.tgtw=1102,4.tg22,3o=452,1 N.
Do tw= 22,3o
+/Đối với Trục vít - Bánh vít .

20


Ft4 =Fa3=2T4/d2=2. 2181941/464=9404,9 N
Ft 4 . cos
9404,9. cos 3,04 0
tg . cos =
tg 20 0. cos 9,46 0 =3453,7 N
Fr3=Fr4=
0
0
cos( + )
cos(9,46 + 3,04 )

Ft3=Fa4=Ft4.tg(+)=9404,9.tg(9,46+3,04)=2085 N
+/Với băng tải
Ft=13500 N
e/ Xác định lực trên các gối đỡ:
+/Trên trục 1:
Ta có:
d1 =30 là đờng kính sơ bộ của trục bánh răng chủ động .
Lực tác dụng lên 1: Ft1=1102,4N Fr1=452,1 N
Tính toán lực tác dụng lên các gối đỡ 0,1.
Trên mặt phẳng y0z:
Y= Y0 + Y1 - Fr1 = 0
m0x= Fr1.l13+Y1.l11 = 0

=> Y1= -Fr1.l13/ l11 = -452,1.50/100= -226,1(N)
=> Y0= 678,2N.
- Trên mặt phẳng x0z:

X=X0+X1+Ft1 = 0
m0y=-l11X1-l13.Ft1 =0 => X1=-50.1102,4/100=-551,2 N
=> X0 =-551,2 N
- Trên mặt phẳng x0y chỉ có mô men xoắn
T1=44784 Nmm
Do đó ta có biểu đồ mômen (đơn vị Nmm) và kết cấu trục :
Hình 1
*/Tính chính xác đờng kính trục 1:

21


Với thép 45 có b 600MPa ,d1=30 thì []=63 N.mm (bảng 10.5 tr 195)
-Tại mặt cắt 0: d10=

3

M td 0
38784
=3
= 18,3mm
0,1.[ ]
0,1.63

Trong đó M td 0 = M x20 + M y20 + 0,75T02 = 0,75.44784 2 = 38784 Nmm
-Tơng tự tại mặt cắt 2:

M td 2 = 0,75.44784 2 = 38784,1( N .mm)

d12= 3

M td 2
38784,1
=3
= 18,3 mm
0,1.[ ]
0,1.63

- Tại mặt cắt 3:

M td 3 = M x23 + M y23 + 0,75.T132 = 11305 2 + 27560 2 + 0,75.44784 2 = 48903,6( Nmm)

d13= 3

M td 3
48903,6
=3
= 19,8 mm
0,1.[ ]
0,1.63

Xuất phát từ độ bền ,tính lắp ghép và tính công nghệ ta chọn đờng kính trên các
đoạn trục nh sau:
d10 = d11=30 mm d13= 34 mm d12=28 mm
(Hình 1)

22

y0

y1

fr1
x0
l12

l13 ft1

x1
l11

mx
11305
27560

my
44784

t

+/Trªn trôc 2:
Víi sè liÖu nh sau: d2=178,75 (mm) lµ ®êng kÝnh vßng l¨n cña b¸nh r¨ng bÞ
®éng trôc 2
d3= 96 (mm) lµ ®êng kÝnh vßng l¨n cña trôc vÝt

23

Mô men xoắn trên trục 2 T2=94810 Nmm
Lực trên bánh răng
Lực tác dụng lên trục vít

Ft2=1102,4N ; Fr2=452,1N
Ft3=2085 N ; Fr3=3453,7 N

Fa3=9404,9N

Theo sức bền ta tính đợc các phản lực tại các gối đỡ 0 và 1
-Trên mặt phẳng y0z:
Y=Y0+Y1-Fr2-Fr3=0
m0x= l21.Y1 + l22.Fr2 + d3.Fa3/2 - l23..Fr3=0
=> Y1= -(l22.Fr2+ d3.Fa3/2 - l23..Fr3)/l21
=-(70.452,1+96. 9404,9/2 -240.3453,7)/480=720,4(N)
=> Y0=-720,4+452,1+3453,7=3185,4(N)
Trên mặt phẳng x0z:
X=X0+X1-Ft2+Ft3=0
m0y=-l21.X1-l22.Ft2-l23.Ft3=0
X1= -(l22.Ft2+l23.Ft3)/l21=-(70.1102,4+240.2085)/480
X1= - 1203,3(N)
=> X0= -X1+Ft2-Ft3)= 1203,3+1102,4-2085= 220,7(N)
-Trên mặt phẳng x0y chỉ có mô men xoắn T2=94810 Nmm
->Biểu đồ mômen và kết cấu của trục :
(Hình 2)
*/Tính chính xác đờng kính trục 2:
Với d2=35 mm thì [] = 60Nmm (bảng 10.5 tr195)
-Tại mặt cắt 0: d20=

3

M td 0
117039
=3
= 26,9mm
0,1.[ ]
0,1.60

Trong đó M td 0 = M x20 + M y20 + 0,75T02 = 31647 2 + 77168 2 + 0,75.94810 2 = 117039 Nmm
-Tơng tự tại mặt cắt 2:
M td 2 = 0,75.94810 2 = 82107,9( N .mm)

24


d22= 3

M td 2
82107,9
=3
= 23,9 mm
0,1.[σ ]
0,1.60

- T¹i mÆt c¾t 3:

M td 3 = M x23 + M y23 + 0,75.T132 = 624345 2 + 288792 2 + 0,75.94810 2 = 692783,7( Nmm)

d23= 3

M td 3
692783,7
=3
= 48,7 mm
0,1.[σ ]
0,1.60

XuÊt ph¸t tõ ®é bÒn ,tÝnh l¾p ghÐp vµ tÝnh c«ng nghÖ ta chän ®êng kÝnh trªn c¸c
®o¹n trôc nh sau:
d20=35 mm d21=35mm d22=30mm d23=50 mm

H×nh 2

25