bánh răng trụ nghiêng đai thang (2) inbox để nhận bản vẽ

Đồ án môn học Chi tiết máy

==============================================

PHN I:TNH TON H DN NG.
I. Chọn động cơ
Động cơ điện là động là động cơ điện không đồng bộ ba pha vì những u điểm
sau:
Rẻ ,dễ kiếm , dễ sử dụng và phù hợp với lới điện sản xuất
Để đạt hiệu quả kinh tế cao cần chọn động cơ có kích thớc và công suất phù
hợp.
A. Xác định công suất cần thiết của động cơ
- Công suất cần thiết Pct :
Pct =
P lv =

Plv


F .v
13500.0,35
=4,725(kw)
=
1000
1000

- Hiệu suất hệ dẫn động :
-Theo sơ đồ đề bài thì : = mổ lăn. kbánh răng. khớp nối.ai.
m : Số cặp ổ lăn (m = 3);
k : Số cặp bánh răng (k = 1),
Tra bảng 2.3 (trang 19), ta đợc các hiệu suất:

Hiệu suất làm việc của cặp ổ lăn : ol= 0,99 ( vì ổ lăn đợc che kín),
Hiệu suất làm việc của cặp bánh răng: br= 0,97 (bánh răng đợc
che kín),
Hiệu suất làm việc của khớp nối : k= 0.99 (chọn khớp nối mềm),
Hiệu suất làm việc của bộ truyền đai dẹt: đ = 0,95
Hiệu suất làm việcchung của bộ truyền :
= (0,99)3. 0,97.0.99. 0,95 = 0,885
Công suất cần thiết Pct :
Pct =

Plv


=

4,725
=5,34 (kw)
0.885

B. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ.
- Chọn sơ bộ tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống Uc.
*) Gọi tỉ số truyền sơ bộ của toàn bộ hệ thống là u sb .Theo bảng 2.4 truyền
động bánh răng trụ nghiêng hộp giảm tốc 1 cấp, truyền động đai (bộ truyền ngoài):
usb= usbh. uđ = 4.5 = 20
+ Số vòng quay của trục máy công tác là nlv :
============================================
Sinh viên thiết kế: NGUYấN THANH MINH
Giáo viên hớng dẫn:NGUYấN VN TUN

L4- K12

Đồ án môn học Chi tiết máy

==============================================
nlv=

60000.v 60000.0,35
=
=70(v/ph)
.D
3,14.95

Trong đó : v : vận tốc băng tải
D: Đờng kính băng tải .
+ Số vòng quay sơ bộ của động cơ nsbđc:
nsbđc = nlv . usb = 70.20 = 1400( v/ph )
Chọn số vòng quay sơ bộ của động cơ (số vòng quay của từ trờng) đợc xác
định theo công thức : nđb =

60. f
p

Trong đó f =50 Hz, p - số cặp cực từ (chọn p = 2)


nđb = 60. f = 60.50 = 1500 (v/ph)
p

2

Quy cách động cơ phải thỏa mãn đồng thời các điều kiện :
Pđc Pct
nđc nđb
và

TK Tmm

Tdn T

Ta có : Ptd = 5,5kW ;

ndb = 1500(vg / ph)

;

Theo bảng phụ lục P1.1 ( trang 234 ).
Ta chọn đợc kiểu động cơ là : K132M4
Các thông số kĩ thuật của động cơ nh sau :

Tmm
= 1,4
T

Bng 1.1. Bng c trng c-in ca ng c
Kiu
ng c

K132M4

Cụng sut

Vn tc quay
Vũng/phút

Kw

Mã
lc

50Hz

60Hz

5.5

7.5

1445

1732

%

Cos

Ik
I dn

Tk

Tdn

86,0

0,86

5,9

2,0

Khi
lng

72 (kg)

d
(mm)

38

Tk
Tmm
= 2,0 >
= 1,4
Tdn
T

Kết luận : động cơ K132M4 có kích thớc phù hợp với yêu cầu thiết kế.
============================================
Sinh viên thiết kế: NGUYấN THANH MINH

Giáo viên hớng dẫn:NGUYấN VN TUN

L4- K12


Đồ án môn học Chi tiết máy

==============================================

PHN II:PHN PHI T S TRUYN.
u sbc = u h .u ng .
Ta đã biết :
Tỷ số truyền chung :

uc =

ndc 1450
=
= 20,6
nlv
70

Ta có: Chọn: ubr =5
ung = uđ + ukl (ukl =1) ung = uđ
uc

20,6

ung = u = u =
=4,12

5
br
Vậy : uh = ubr =5 ; ung = uđ =4,12
PHN III: TNH TON CC THễNG S,CễNG SUT,Mễ MEM V S
VềNG QUAY TRấN CC TRC.
Tính công suất, mô men, số vòng quay trên các trục (I, II, III) của hệ dẫn
động.
Công suất, số vòng quay :
Plv =4,725(kW) ; nlv =70 (v/ph)
PIII = Plv = 4,725 (kW)
Plv
4,725
=
= 4,82 (kW)
ol kl 0,99.0,99
P
4,82
PI = II = .
= 5.02 (kW)
ol br
0,99.0,97
PII =

PI
ol
n
nI = dc =
ud
n
nII = I =

u br
n
nIII= II =
u kl
Pc =

5,02
= 5,34 (kW)
0,99.0,95
1445
= 350,73 (v/ph)
4,12
350,73
= 70,15 (v/ph)
5
=

70,15
= 70,15 (v/ph)
1
P
5,5
= 36350 (N. mm).
Mô men Tđc = 9,55. 106. d = 9,55.10 6.
n dc
1445

============================================
Sinh viên thiết kế: NGUYấN THANH MINH
Giáo viên hớng dẫn:NGUYấN VN TUN

L4- K12


Đồ án môn học Chi tiết máy

==============================================
PI
5,02
= 9,55.10 6.
= 136689.2 (N. mm).
nI
350,73
P
4,82
= 656179,6 N. mm.
TII = 9,55. 106. II = 9,55.10 6.
n II
70,15

TI = 9,55. 106.

TIII = 9,55. 106.

PIII
5,02
= 9,55.10 6.
= 656179,6 N. mm.
n III
70,5

1

Ta lập đợc bảng kết quả tính toán sau:
Trục

cơ

Thông số
P (kW)
N(v/ph)
T(N.mm)

Trục
động

I

Uđ =4,12
5,5
1445
36350

II
Ubr =5

5,02
350,73
136689,2

III

Ukl = 1

4,82
4,82
70,15
70,15
656179,6
656179,6

PHN IV :TNH TON THIT K CHI TIT MY
i.Tớnh toỏn b truyn trong hp gim tc
.
1.tính toán bộ truyền bánh răng trụ nghiêng.
do không có yêu cầu gì đặc biệt ta chon vật liệu cho hai bánh răng nh nhau.
Theo bảng 2.1 chon:
Chọn vật liệu nhóm I
Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 ữ 285 có:
b1 = 850 MPa ;ch 1 = 580 MPa. Chọn HB1 = 270 (HB)
s <= 60 mm
Bánh lớn : Thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192...240 có:
b2 = 750 MPa ;ch 2 = 450 MPa. Chọn HB2 = 230 (HB)
s <= 100 mm
1.1. Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép.




[ H ] = H lim Z R Z V K xH K HL ;
o

SH
o
[ F ] = F lim YRYS K xF K FC K FL
SF

Vì bộ truyền quay một chiều nên. KFC = 1.
Vì là tính sơ bộ nên chọn sơ bộ:
============================================
Sinh viên thiết kế: NGUYấN THANH MINH
Giáo viên hớng dẫn:NGUYấN VN TUN

L4- K12


Đồ án môn học Chi tiết máy

==============================================
ZRZVKxH = 1
YRYSKxF = 1
Với SH là hệ số an toàn,SF là hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập
trung ứng suất theo (bảng 6.2) đối với vật liệu đã chọn thì SH = 1,1 ,SF = 1,75
ZR Hệ số kể đến độ nhám mặt răng làm việc.
ZV Hệ số kể đến ảnh hởng của vận tốc vòng.
KXH Hệ số kể đến kích thớc bánh răng.
NFO1= NFO2=4.106 số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử bn uốn.
Theo bảng 6.2 ta có:
[ H ] = H lim K HL S H
H lim = 2.HB + 70
H lim1 = 610 MPa;
H lim2 = 530 MPa;

[ F ] = F lim .K FL
o

SF

F0 lim = 1,8HB
F0 lim1 = 1,8.270 = 486 Mpa
F0 lim 2 = 1,8.230 = 414 Mpa

Hệ số tuổi thọ KHL ,KFL
KHL= m N HO N HE
KFL= m N FO N FE
với mH = mF =6 (bậc của đờng cong mỏi).
Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở:
NHO = 30. H 2HB, 4 ;
H

F

2, 4
7
2, 4
7
N HO1 = 30.270 = 2,05.10 ; N HO 2 = 30.230 = 1,39.10
NHE: Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng.

Ti 3
) ni .t i
Tmax

T
= 60.c. ( i ) Mf ni .t i
Tmax

N HE = 60.c. (
N HF

c: Số lần ăn khớp trong một vòng quay.
ni, ti : Lần lợt là số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở
chế độ i của bánh răng đang xét.
N HE1 = N HF 1 = 60.2.350,73( 4812,5.0,6667 3 + 5500.0,44 3 ) = 79,74.10 6
N HE 2 = N HF 2 = 60.2.70,15.(4812,5.0,6667 3 + 5500.0,44 3 ) = 16.10 6



ta có : N HE1 > N HO1 nên thay N HE1 = N HO1

============================================
Sinh viên thiết kế: NGUYấN THANH MINH
Giáo viên hớng dẫn:NGUYấN VN TUN

L4- K12


Đồ án môn học Chi tiết máy

==============================================


N HE 2 > N HO 2 nên thay N HE 2 = N HO 2

Ta có

N FE1 > N FO1 nên thay N FE1 = N FO1
N FE 2 > N FO 2 nên thay N FE 2 = N FO 2

Suy ra KHL1 =1, KFL1 =1, KHL2 =1, KFL2 =1
610.1

530.1

[H]1 = 1,1 = 554,5 MPa; [H]2 = 1,1 = 481,8 MPa;
Vì bộ truyền là bánh trụ răng nghiêng nên :

[ H ] =

[ H ]1 + [ H ] 2 = 517,75 MPa < 1,25 [ ] =602,25 MPa
H min
2

Vậy ứng suất tiếp xúc đảm bảo điều kiện.
Do bộ tuyền quay 1 chiều ,nên KFC =1
Fo lim1.K FL 486.1
[ F ] 1 =
=
= 277,71 (MPa).
SF
1,75

[ F ] 2 = F lim 2 .K FL

o

SF

=

414.1
= 236,5 (MPa)..
1,75

ứng suất quá tải cho phép ,theo (6.10) và (6.11) ,ta có
[ H ] max =2,8. chay 2 =2,8.450=1260 (MPa).

[ F1 ] max =0,8. chay1 = 0,8.580=464 (Mpa)
[ F 2 ] max =0,8. chay 2 = 0,8.450=360 (Mpa)

1.2. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Theo (6.15 a) :
aw1 = Ka(ubr+1)

3

T1.K H

[ H ] 2 .ubr . ba

Với: T1: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động, T1 = 136689,2N.mm
Ka : hệ số phụ thuộc vào loại răng ;
Hệ số ba = bw/aw;
T1 =178991,69N.mm

Ka=43(răng nghiêng)

ba = 0,3 bd = 0,5. ba ( ubr + 1) = 0,5.0,3.( 5 + 1) = 0,9

Tra ở sơ đồ 3 (bảng 6.7) ta đợc KH=1,02 ; [H]=517,75 MPa
Thay số ta định đợc khoảng cách trục :
aw= 43.(5+1). 3

136689,2.1,02
= 125,7 mm
517,75 2.5.0,9

Chọn aw = 125mm (Theo dãy 2 tiêu chuẩn SVE229-75.)
1.3. Xác định các thông số ăn khớp
============================================
Sinh viên thiết kế: NGUYấN THANH MINH
Giáo viên hớng dẫn:NGUYấN VN TUN

L4- K12


Đồ án môn học Chi tiết máy

==============================================
Môđun : mn = (0,01 ữ 0,02). aw = (0,01 ữ 0,02).125 = 1,25ữ2,5
môđun mn = 2
* Tính số răng của bánh răng: chọn sơ bộ = 10 cos = 0,9848 ;
Số răng Z1 =

Chọn

2.a w cos 2.125.0,984
= 20,5 ( răng )
=
m.(u + 1)
2.(5 + 1)

chọn số răng của bánh dẫn Z1 = 20( răng )
Z2 = ubr Z1 = 5.20= 100( răng )
Tỷ số truyền thực tế: ut=

100
=5
20

Tính chính xác góc nghiêng :
m.Z

t
cos = 2.a =
w

2.(20 + 100)
= 0,96 = 1615.
2.125

- Đờng kính chia : d1 =
d2 =

m.Z 1 2.20

=
= 41,7 mm. Chn d1=42mm
cos 0,96

m.Z 2 2.100
=
= 208,3 mm.
cos
0,95

1.4. Kim nghim rng v bn tip xỳc.
p dng cụng thc Hezt ta xỏc nh c ng sut tip xỳc xut hin trờn rng phi
tha món iu kin
H = Z M .Z H Z

2.T1 .K H .(ubr + 1)
[H] = 517,75 (MPa).
d 2 w1 .bw .ubrt

Trong ú : - ZM : H s xột n nh hng c tớnh vt liu;
- ZH : H s k n hỡnh dng b mt tip xỳc;
- Z : H s k n s trựng khp ca rng;
- KH : H s ti trng khi tớnh v tip xỳc, vi KH= KH.KHV. KH.
- bw : Chiu rng vnh rng.
- dw1 : ng kớnh vũng chia ca bỏnh ch ng.
Xỏc nh ng xut tip xỳc:
Bỏnh rng nh:
- ZM : H s xột n nh hng c tớnh vt liu; ZM = 274 Mpa1/3 Vỡ bỏnh rng l thộp
tra Bng 6.5 (Trang 96- ti liu [1]).
Theo (6.35):

============================================
Sinh viên thiết kế: NGUYấN THANH MINH
Giáo viên hớng dẫn:NGUYấN VN TUN

L4- K12


§å ¸n m«n häc Chi tiÕt m¸y

==============================================
với αtw =arctg(tg20o/cosβ)=arctg(tg200/0,96)=20,96
(tgβb=cosφt.tgβ=cos(20, 96)tg(16,57)=0,27
Vậy βb =150 31'
theo TCVN 1065-71 α=200
- ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.
ZH=

2 cos β
2.0,96
=
= 1,68
sin 2α tw
sin(2.20,96  )

- bw : Chiều rộng vành răng.
bw = 0,3.aw = 0,3.125= 37,5(mm ).
εα = [1,88 – 3,2 (1/Z1 +1/Z2 )].cosβ = [1,88 – 3,2 (1/20+1/100)].0,95 = 1,70
v=π.dw1.n1/60000
v=3,14.42.350,20/60000= 0,77 m/s

Do vận tốc bánh dẫn: v = 0,77 m/s < 2 m/s tra Bảng 6.13 (Trang 106- tài liệu [1]) ta được
cấp chính xác động học là 9 tra Bảng 6.14 (Trang 107- tài liệu [1]) ta xác định được : KHα
= 1,13.
- Zε : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng; Zε =

1
= 0,94 .
εα

- KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, với KH= KHβ.KHV. KHα.
ν .bω .d ω1
0,81.41.46

 K Hv = 1 + 2.T .K .K = 1 + 2.178991,69.1,03.1,13 = 1,00
1
Hβ
Hα

Còn 
aω

ν H = δ H .g o .v. u = 0,002.73.0,81. 138 / 5 = 0,62

Bảng 6.15 (Trang 107-tài liệu[1] ⇒ δH = 0,002.
Bảng 6.16 (Trang 107- tài liệu[1]) ⇒ go = 73.
Bảng 6.7 (Trang 98- tài liệu[1]) ⇒ KHβ = 1,01
⇒ KH = KHβ.KHV. KHα =1,03.1,13.1,025= 1,193
Thay số : σH = 274.1,68.0,94

2.168689,2.1,193.(5 + 1)

= 270 (Mpa).
230 2.37,5.5

Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [σH] = [σH]. ZRZVKxH.
Với v =0,77 m/s ⇒ ZV = 1 (vì v < 5m/s ), Với cấp chính xác động học là 9, chọn mức
chính xác tiếp xúc là 9. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là Ra =1,25÷0,63 µm. Do đó ZR
= 1 với da< 700mm ⇒ KxH = 1.

============================================
Sinh viªn thiÕt kÕ: NGUYỄN THANH MINH
Gi¸o viªn híng dÉn:NGUYỄN VĂN TUÂN

ĐL4- K12


§å ¸n m«n häc Chi tiÕt m¸y

==============================================
⇒ [σH] = 517,75.1.1.1=517,75 MPa.
Nhận thấy rằng σH < [σH] do đó bánh răng nghiêng ta tính toán đã đáp ứng điều kiện
bền do tiếp xúc.
1.5- Kiểm nghiệm độ bền uốn.
Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc không bị gãy răng thì ứng suất uốn tác
dụng lên bánh răng σF phải nhỏ hơn giá trị ứng suất uấn cho phép [σF] hay:
Điều kiện bền uốn cho răng:
σF1 =
σF2 =

2.T1.K F .Yε .Yβ .YF 1
b.mnw .d w1

≤ [σF1]

σ F 1 .YF 2
≤ [σF2]
YF 1

Trong đó: T1- Mô men xoắn trên bánh chủ động, T1=167689,2 Nmm;
mnw- Mô đun pháp trung bình, với bánh răng trụ răng nghiêng
mnw = mtw = 2(mm);
bw -Chiều rộng vành răng, bW = 42 (mm);
dw1 -Đường kính trung bình của bánh răng chủ động, dw1 = 46 (mm);
zvn1 =

z1
cos 3 β

(3.59)

zvn2 =

z2
cos 3 β

(3.60)

⇒

zvn1 =

20
= 22,6
cos (16,15 0 )

⇒

zvn2 =

100
= 112,8
cos (16,15 0 )

⇒
⇒

Lấy zv1=25 ,zv2=125 .Nội suy ta có kết quả.
YF1, YF2 - Hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2, Theo bảng 6. 18 - tr 109 - Tài
liệu [1], ta có: YF1 = 3,90 ; YF2 = 3,60;
Với hệ số dịch chỉnh x1=x2=0 (khi εα = 1,70 và HB2≤320, HB1-HB2≤70)

3

3

============================================
Sinh viªn thiÕt kÕ: NGUYỄN THANH MINH
Gi¸o viªn híng dÉn:NGUYỄN VĂN TUÂN

ĐL4- K12

§å ¸n m«n häc Chi tiÕt m¸y

==============================================
1

Yε = ε - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với εα là hệ số trùng khớp ngang, ta có
α
εα = 1,70
⇒ Yε =

1
=0,58
1,70

Yβ -Hệ số kể đến độ nghiêng của răng,
Yβ=1- εα/140 =1- 1,70/140 =0,98
KF - Hệ số tải trọng khi tính về uốn;
Với: KF = KFβ. KFα. KFv
(3.61)
Trong đó:
KFβ - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng,
theo bảng 6. 7- tr 98- tài liệu [1], ta có: KFβ = 1,03;
KFα - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời
ăn khớp, với bánh răng trụ răng nghiêng theo bảng 6. 14- tr 107- tài liệu [1]
KFα = 1,37;
KFv - Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tính theo công
thức(tương tự khi tính về tiếp xúc):
KFv = 1 +
Với

v F .b.d m1
2.T1 .K Fβ .K Fα

vF = δF. g0. v.

d w1 (u + 1)
u

(3.62)
(3.63)

Trong đó:
δF - Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp, theo bảng 6. 15 - tr 107 - tài
liệu [1], ta chọn δF = 0,006;
g0 - Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng, theo bảng 6. 16 - tr 107 tài liệu [1], với câp chính xác 9, do mô đun bánh răng ứng với đến 3mm, ta chọn g0 = 73;
v - vận tốc vòng (như đã tính về tiếp xúc), v = 0,81 (m/s)
dm1 - Đường kính của bánh răng nhỏ, dw1 = 46(mm)
u - tỷ số truyền thực tế, ubrt = 5;
b - Chiều rộng vành răng, b = 42 (mm) ;
T1 - Mô men xoắn trên trục của bánh răng chủ động, T1 = 178991,69(Nmm);

============================================
Sinh viªn thiÕt kÕ: NGUYỄN THANH MINH
Gi¸o viªn híng dÉn:NGUYỄN VĂN TUÂN

ĐL4- K12


Đồ án môn học Chi tiết máy

==============================================
vF = 0,006. 73. 0,77.

42 .(5 + 1)
= 2,63
5

Thay cỏc kt qu trờn vo cụng thc (3.44), ta tớnh c:
KFv = 1 +

2,63.42.46
= 1,01
2.178991,69.1,03.1,37

T cụng thc (3 -61), ta tớnh c:
KF = 1,03. 1,37. 1,01 = 1,43
Kt hp cỏc kt qu trờn, thay vo cụng thc (3.39) v (3.40), ta cú:
2.178991,69.1,43.0,58.3,90
= 30,68 (Mpa)
2.41.46
30,68.3,6
F2 =
= 28,32 (Mpa)
3,9

F1 =

T ú ta thy rng:
F1 =30,68 Mpa < [F1] = 277,71 Mpa;

F2 = 28,32 Mpa < [F2] = 236, 5 Mpa.
Nh vy iu kin bn mi un c m bo.

1.6. Kiểm nghiệm răng về quá tải.
ứng suất quá tải cho phép :
[H]max = 2,8 ch2 = 2,8. 450 = 1260 MPa;
[F1]max = 0,8 ch1 = 0,8. 580 = 464 Mpa.
[F2]max = 0,8 ch2 = 0,8. 450 = 360 MPa;
Kqt = Tmax/ T = 1,4.
H1max = H . K qt = 517,75. 1,4 = 613 MPa < [H]max = 1260 MPa;
F1max = F1. Kqt =277,1 . 1,4 = 387,94 Mpa.
F2max = F2. Kqt = 236,5. 1,4 = 330,96 MPa
vì F1max < [F1]max ,F2max < [F2]max nên răng thoả mãn
Kết luận: với vật liệu trên thì bộ truyền cấp chậm thoả mãn các yêu cầu kĩ thuật.
1.7. Thụng s c bn ca b truyn
- Khong cỏch trc:
aw = 125(mm).
- Mụun phỏp bỏnh rng:
mn =2 (mm.)
- Chiu rng bỏnh rng:
bw = 37,5 (mm).
- S rng bỏnh rng: Z1 = 10 v Z2 = 100

============================================
Sinh viên thiết kế: NGUYấN THANH MINH
Giáo viên hớng dẫn:NGUYấN VN TUN

L4- K12

§å ¸n m«n häc Chi tiÕt m¸y

==============================================
Góc nghiêng của răng:
β = 16,15 0.
Góc prôfin gốc :
α = 20°.
Góc ăn khớp:
αt = αtω = arctg(tgα/cosβ) = 20,960.
Đường kính chia : d1= dw1=42 mm
d2= dw1.u =42.5 = 210 mm
Đường kính đỉnh răng :
da1 = d1 + 2.m = 42+2. 2=46 (mm).
da2= d2 + 2.m = 210 +2.2 =214 (mm).
Đường kính đáy răng :
df1 = d1–2,5.m=42 - 2,5.2 = 37 (mm).
df2 = d2 - 2,5.m=210 -2,5.2 =205 (mm).

-

1.8.Lùc t¸c dông nªn bé truyÒn
Thông số lực ăn khớp của bộ truyền bánh răng nghiêng:
-Lực tác dung lên bánh răng nghiêng nhỏ
+Lực vòng:

Ft1=

2.136689,2
2.T1
=

=6509 N
42
.d w1

+ Lực hướng chiều trục Fz1:
Fz1=Fx1. tgαtw. cosβ
⇒ Fz1=6509. Tg20,960 . cos16,150 =2288 N
+Lực hướng kính:Fy1 :
Fy =Fx1. tgβ
⇒ Fy =6509. tg 16,15=1885 N
-Lực tác dung lên bánh răng nghiêng lớn:
+Lực vòng:
Ft1= Ft2=6509 N
+Lực hướng chiều trục Fz2:
Fz1= Fz2=2288 N
+Lực hướng kính:Fy2
Fy2 = Fy1= 1885

(IV -18)

(IV -19)

1.9.Lập bảng thông số
STT

Thông số

Kí hiệu

Giá trị

1

Khoảng cách trục

aw

125 mm

2

Tỷ số truyền

U

3

Chiều rộng răng

bw

5
37,5 mm

============================================
Sinh viªn thiÕt kÕ: NGUYỄN THANH MINH
Gi¸o viªn híng dÉn:NGUYỄN VĂN TUÂN

ĐL4- K12

Đồ án môn học Chi tiết máy

==============================================
4

Mụun phỏp

M

2 mm

5

Gúc nghiờng rng



16,150

7

S rng

Z

Z1 = 20
Z2 = 100

8

ng kớnh vũng ln

dw

dw1 = 42 mm
dw2 = 210mm

9

ng kớnh vũng nh

da

da1 = 56 mm
da2 = 214 mm

10

ng kớnh vũng ỏy

df

df1= 37 mm
df2 =205mm

II.tính toán bộ truyền ngoài hộp .( Bộ truyền đai dẹt)
2.1Chn tit din ai.

1. Đề bài :

Thiết kế bộ truyền đai dẹt với công suất truyền
P c = 5,5 kW , n dc = 716 ( vòng/phút ),
B

B

B

tỉ số truyền

B

u = 2,94.

Tải trọng ờm , đai làm việc 2 ca .
2. Bài giải :
Bơc 1: Chọn loại đai
Với Pc= 5,5 kW chọn loại đai dẹt , đai vải cao su loại B-800 chiều dày một lớp
là 3,7 mm
Bớc2 :
Đờng kính bánh đai nhỏ :
D 1 = ( 1100 ữ 1300 )
B

B

3

Pc
( mm ) = ( 1100 ữ 1300 )

ndc

3

5,5
716

= ( 217,04 ữ 256,5 )
============================================
Sinh viên thiết kế: NGUYấN THANH MINH
Giáo viên hớng dẫn:NGUYấN VN TUN

L4- K12


Đồ án môn học Chi tiết máy

==============================================
Bảng 15 :Quy chuẩn
Chọn D 1 = 224 ( mm )
B

B

.D1 .n1 .D1.ndc 3,14.224.716
=
=
8,39 ( m/s )
60.103
60.10 3

60.10 3

Nghiệm vận tốc : v =

v = 8,39 < [v] = (25 ữ 30) ( m/s ) Thoả mãn
Đờng kính bánh đai lớn :
D 2 = U . D 1 = 2,94 . 224 = 658,56 ( mm )
Quy chuẩn D 2 = 660 mm
Vậy D 1 = 224 mm
D 2 = 660 mm
Nghiệm sai số tỉ số truyền :
Có Ulý thuyêt = Uđai = 2,94
B

B

B

B

B

B

B

B

B

U TT =

B

B

B

D2

=

D1 (1 )

600
2,71
224(1 0,01)

Đai vải cao su có = 0,01 = 1%
. Do đó U =

U lt U TT
2,94 2,71
.100% =
.100% = 7,8% < [ i ] = 10%
U lt
2,94

Thoả mãn

Vậy chọn D 1 = 224 mm
D 2 = 660 mm
Bớc 3
Xác định khoảng cách giữa hai trục (A) và chiều dài đai (L) :
Chọn A = 2 . ( D 1 + D 2 ) = 2 . ( 224 + 600 ) = 1648 ( mm )
A=1,648 m
B

B

B

B

B

Tính L : L = 2A +

B

B

B


( D2 D1 ) 2
( D1 + D2 ) +
2
4. A

= 2 .1,648 +

3,14
(0,66 0,224) 2
(0,224 + 0,66) +
4.1,648
2

L = 4,75 m
============================================
Sinh viên thiết kế: NGUYấN THANH MINH
Giáo viên hớng dẫn:NGUYấN VN TUN

L4- K12


Đồ án môn học Chi tiết máy

==============================================
Đối đai dẹt khi lam việc cần cộng thêm một lợng l =(100 ữ 400) mm để nối
đai.Chọn l=200mm
L=L+ l=4750 + 200 = 4950 ( mm)
Nghiệm mỏi : U =

v 8,39
=
L 4,95

1,695 ( 1/s ) < [U] = (3 ữ 5 ) ( 1/s ). Đảm bảo về

điều kiện
bền lâu.
Bớc4: Tính góc ôm
660 224
D D1
Góc ôm : = 180o-57o 2
= 180o-57o
A
1648
Đảm bảo điều kiên góc ôm
Bớc5: Tính tiết diện
Đai gồm 3 lớp mỗi lớp dày4,5 mm(bảng 14)
S = 3.4,5 = 13,5 mm
- Nghiệm lại tỷ số truyền

164o55>[ ] = 150o

S
S
<
D1
D
S
D

Với T = 10000 h Bảng 16


S 13,5
S

=
=
D1 224
D

1
10


1
=
10

thỏa mãn

S = 13,5 là hợp lý

Tính B: B

P
S .K 0 .C

Trong đó:
P=

1000.5,5
1000.Pc
=
= 655,54 ( N )
8,39

v

Tính K 0 :
Theo bảng 16: Để bộ truyền làm viêc với hiệu suất cao ta chon ứng suất lực căng
============================================
B

B

Sinh viên thiết kế: NGUYấN THANH MINH
Giáo viên hớng dẫn:NGUYấN VN TUN

L4- K12


Đồ án môn học Chi tiết máy

==============================================


= 1,8 N/mm2
Đai vải cao su có a = 2,5 ;
W = 10
B

B

5,5
= 2,25 ( N/mm2 )
224

[K 0 ] = 2,5 - 10.
B

0

S
( N/mm2 )
D

[K 0 ] = a W.
B

B

B

Tính C
C = C1 . C2 . C3 . C4
- xác định hệ số góc ôm C 1 :
B

B

B

B

B

B

B

B

B

Theo bảng 17:

B

= 170 C1 = 0,97
= 160 C1 = 0,94


0,97 0,94
55 ' =
.9,5 + 0,94 =
C 169
1
10

o

0,9685
- xác định hệ số vận tốc C2
v = 5m / s C 25 = 1,03
1,03 1
9 , 55

Theo bảng 18 :
.4,55 1,0027
C 2 = 1,03 10
5

v = 10m / s C 2 = 1
- xác định hệ số điều kiên làm việc C3
Hộp giảm tốclàm viêc 2 ca ,động cơ quay một chiều ,tải trọng ổn định .Nên theo
C 3 = 0,6
bảng 19
- xác định hệ số vị trí bộ truyền C4
B

B

Bánh đai đặt nằm ngang C 4 = 1
C = 0,9685 . 1,0027.0,9.1 0,874
B

B

B

P
655,54
=
= 24,69 (mm)
S .K 0 .C 13,5.0,874.2,25

Tra bảng 14 Quy chuẩn B = 25 mm thoả mãn B, S thẳng hàng

Dây đai đã chọn kích thớc hợp lý :
S = 13,5 ; B = 25 mm F = S . B = 13,5 . 25 = 338 ( mm2 ) .
============================================
Sinh viên thiết kế: NGUYấN THANH MINH
Giáo viên hớng dẫn:NGUYấN VN TUN

L4- K12


Đồ án môn học Chi tiết máy

==============================================
Bớc 6 :Tính lực tác dụng lên trục :
Rđ = 3.T0 . sin

1

= 3. 0 .B.S . sin 1
2
2
0

=3 . 1,8 . 25 . 13,5.sin 164 55' = 1806 ( N )
2
III. THIT K TRC V CHN KHP NI.
1. Chọn vật liệu:
Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45cób= 600 MPa.
ứng suất xoắn cho phép [] = 12..20 Mpa
2. Xác định sơ bộ đờng kính trục.
ng kớnh s b trc I

d Isb = 3

T1
136689,2
=3
= 32,45mm
0,2
0,2.20

ng kớnh s b trc II
d IIsb = 3

T2
656179,6
=3
= 54,7mm
0,2
0,2.20

ng kớnh s b trc III
sb
d III
=3

T3
656179,6
=3
= 54,7mm
0,2
0,2.20

I

Chn s b :d =33mm
II

d =55mm
III

d =55mm
Theo bng 10.2 trang 189 ti liu [1]
I

01

d =35mm ta cú :b =21 (mm)
II

d =55mm
III

d =55mm

02

:b =29(mm)
03

:b =29 (mm)

============================================

Sinh viên thiết kế: NGUYấN THANH MINH
Giáo viên hớng dẫn:NGUYấN VN TUN

L4- K12


§å ¸n m«n häc Chi tiÕt m¸y

==============================================
Chiều dài moay ơ bánh đai, moay ơ đĩa xích được xác định theo công thức sau:
lmki = (1,2…1,5)dk
(IV -2)
Trong đó: dk là đường kính của trục đĩa xích hoặc bánh đai;
Chiều dài moay ơ bánh đai bị dẫn: lm11 =(1,2…1,5). 35 = (42… 52,5) mm;
lấy: lm11 = 42 (mm);
-

Chiều dài moay ơ bánh răng trụ răng nghiêng xác định theo công thức:
lmki = (1,2…1,5)dk
(IV -3)
Trong đó dk là đường kính của trục bánh răng trụ răng nghiêng
⇒ Chiều dài moay ơ bánh răng trụ răng nghiêng nhỏ:
lm12 = (1,2…1,4). 35 = (42…49) mm; lấy lm12 = 45 (mm);
Chiều dài moay ơ bánh răng trụ răng nghiêng lớn:
lm21 = (1,2…1,4). 55 = (66…77) mm; lấy lm21 = 70(mm);
- Chiều dài moay ơ nửa khớp nối (đối với nối trục vòng đàn hồi):
lmki = (1,4…2,5)dk
(IV -4)
⇒ lm22 = (1,4…2,5). 55 = (77…137) mm; lấy lm22 = 80 (mm)
- Các khoảng cách khác được chọn trong bảng 10. 3 - tr 189 - Tài liệu [1],, ta

có:
+ Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng
cách giữa các chi tiết quay: k1 = (8…15) mm; lấy k1 = 10 (mm);
+ Khoảng cách từ mặt cạnh của ổ đến thành trong của hộp:
k2 = (5…15) mm; lấy k2 = 8 (mm);
+ Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ:
k3 = (10…20) mm; lấy k3 = 15 (mm);
+ Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông:
hn = (15…20) mm; lấy hn =20 (mm)
-

-Sử dụng các kí hiệu như sau
K: số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc
i:số thứ tự của tiết diện trục ,trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng
lki :khoảng cách từ gối đỡ O đến tiết diện thứ I trên trục k

============================================
Sinh viªn thiÕt kÕ: NGUYỄN THANH MINH
Gi¸o viªn híng dÉn:NGUYỄN VĂN TUÂN

ĐL4- K12


§å ¸n m«n häc Chi tiÕt m¸y

==============================================
lmki:chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ I trên trục k
lcki: khoảng congxon trên trục thứ k tính từ chi tiết thứ i ở ngoàI hộp giảm tốc đến gối
đỡ.
Lcki=0,5(lmki +b0) +K3+hn

-Trục I :
lc12=0,5(lm11 + bo) +K3 +hn
=0,5(42+21)+15+20
= 66 (mm)
theo bảng 10.4Tài liệu[1] ,ta có
l12=-lc12=-66(mm) ,chọn l12=66(mm)
l13=0,5(lm12+ bo)+K1 + K2
=0,5(45+21)+10+5
=48(mm) chọn l13 =48 (mm).
l11=2.l13=2.48=96(mm) .
-Trục II:
l21=l11=96(mm)
l22=0,5(lm23+bo2)
=0,5(80+29)
=54,5(mm) ,chọn l22=55(mm)

============================================
Sinh viªn thiÕt kÕ: NGUYỄN THANH MINH
Gi¸o viªn híng dÉn:NGUYỄN VĂN TUÂN

ĐL4- K12


§å ¸n m«n häc Chi tiÕt m¸y

==============================================
l23=l13=48

PHẦN V: TÍNH TOÁN KIỂM NGHIỆM TRỤC
1.1.Chọn vật liệu .

Vật liệu dùng để chế tạo trục cần có độ bền cao, ít nhạy cảm với sự tập trung ứng suất
dễ gia công và có thể nhiệt luyện dễ dàng. Cho nên thép cacbon và thép hợp kim là
những vật liệu chủ yếu để chế tạo trục. Việc lựa chọn thép hợp kim hay thép cacbon tuy
thuộc điều kiện làm việc trục đó có chịu tải trọng lớn hay không.
Đối với trục của hộp giảm tốc làm việc trong điều kiện chịu tải trọng trung bình thì ta
chọn vật liệu làm trục là thép C45 thường hoá có cơ tính như sau
σb= 600 Mpa;
σch= 340 Mpa;
Với độ cứng là 200 HB.
ứng suất xoắn cho phép [τ] = 12 ÷ 30 Mpa tuỳ thuộc vào vị trí đặt lực ta đang xét.
Sơ đồ sơ bộ bộ truyền trong hộp giảm tốc (Hình 1).

============================================
Sinh viªn thiÕt kÕ: NGUYỄN THANH MINH
Gi¸o viªn híng dÉn:NGUYỄN VĂN TUÂN

ĐL4- K12


§å ¸n m«n häc Chi tiÕt m¸y

==============================================

Hình 6.1 Khoảng cách giữa các gối đỡ

3 .Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục
3.1:trục 1

============================================
Sinh viªn thiÕt kÕ: NGUYỄN THANH MINH

Gi¸o viªn híng dÉn:NGUYỄN VĂN TUÂN

ĐL4- K12


§å ¸n m«n häc Chi tiÕt m¸y

==============================================

Z
X

Fx12
Y

Fr1

B

A

C

D

Ft1

Fx10
Fy10

Fy12
l12=66

Fa1

Fx11

l13 =48

Fy11

l11 =96

Hình 6.4 Sơ đồ các lực tác dụng lên trục I
a. Xác định các lực tác dụng lên trục
- Các lực tác dụng lên trục I gồm có:
+ Mô men xoắn từ trục động cơ truyền cho trục I, TI = 178991,69 (Nmm);
+Lực vòng:
Ft1=

2.T1 2.136189,2
=
= 6485 (N)
d w1
42

+ Lực hướng tâm Fr1:Fr1=Ft1. tgαtw. cosβ

(V -3)

Fr1=6485. tg20,960.cos16,150 =2400N
+Lực dọc trục :Fa1

:
Fa1 =Ft1. tgβ
⇒ Fa1 =6485. tg16,150=1900N

(V -4)

- Lực của bánh đai tác dụng lên trục:
do đường nối tâm của bộ truyền đai làm với phương ngang 1 góc α = 25o do đó lực FR từ
bánh đai tác dụng lên trục được phân tích thành hai lực:
Fx12 = FRsinα = 1038. Sin60 = 899(N)
Fy12 = FRcosα = 1038.cos60 = 519 (N)
• Tính phản lực tại các gối đỡ B và D:

============================================
Sinh viªn thiÕt kÕ: NGUYỄN THANH MINH
Gi¸o viªn híng dÉn:NGUYỄN VĂN TUÂN

ĐL4- K12


§å ¸n m«n häc Chi tiÕt m¸y

==============================================
-

Giả sử chiều của các phản lực tại các gối đỡ B và C theo hai phương x và y như hình
vẽ. Ta tính toán được các thông số như sau:

+ Phản lực theo phương của trục y:
ΣMy(D) = Fy12.(l11+l12)+Fy10.l11-Fr1.(l11-l13) -Fa1.dw1/2= 0
Fy10 =

Fa1 .

Fy10 =

d w1
+ Fr1 .(l11 − l13 ) − Fy12 (l11 + l12 )
2
l11

1900

42
+ 2400.48 − 519.162
= 740 (N);( chiều với hình vẽ)
2
96

ΣF(y) = Fy12+Fy10-Fr1+Fy11= 0
⇒

Fy11 = 2400 - 740 - 519= 1141 (N) (đúng với chiều trên hình vẽ)
.
+ Phản lực theo phương của trục x:
ΣMx(B) = Ft1. l13+ Fx12.l12 - Fx11. l11= 0
⇒Fx11=

Ft1.l13 + Fx12 .l12
l11

⇒Fx11=

6485.48 + 899.66
= 3860 (N);(cùng chiều hình vẽ)
96

ΣF(x) = Fx12 + Fx10 + Fx11 - Ft1 = 0
⇒ Fx10 = Ft1 - Fx11 - Fx12=
⇒ Fx10=6485 -3860- 899 =1726N);(cùng chiều hình vẽ)

============================================
Sinh viªn thiÕt kÕ: NGUYỄN THANH MINH
Gi¸o viªn híng dÉn:NGUYỄN VĂN TUÂN

ĐL4- K12


§å ¸n m«n häc Chi tiÕt m¸y

==============================================
Tính đường kính của trục
Theo phần chọn sơ bộ đường kính trục, ta có d sbI = 35(mm), vật liệu chế tạo
trục là thép 45, tôi cải thiện, có σb ≥ 600 MPa; theo bảng 10. 5 - tr 195 Tài liệu [1], ta
có trị số của ứng suất cho phép của vật liệu chế tạo trục là:
[σ] = 63 MPa.
Đường kính tại các mặt cắt trên trục được xác định theo công thức:
d=

3

M td
0,1.[σ ]

(V -5)

Trong đó: Mtd - Mô men tương đương trên các mặt cắt, được tính theo công thức sau:
Mtd =

M x2 + M y2 + 0,75.M z2

(V -6)

• Xét các mặt cắt trên trục I:
+ Xét mặt cắt trục tại điểm A - điểm có lắp then với bánh đai bị động của bộ truyền:
A

-

Mô men uốn M xA = M y = 0

-

Mô men xoắn M z = Ft1.

-

Mô men tương đương trên mặt cắt A:

A

= 6485.21=136185 (Nmm )

M tdA = 0,75.(136185) 2 =117940 (Nmm)

-

Kích thước của trục tại mặt cắt A: dA = 3

117940
= 26,5 (mm);
0,1.63

Do mặt cắt tại A có rãnh then nên đường kính trục cần tăng thêm 4%, theo đó ta tính
được đường kính của trục tại mặt cắt A là:
dA = 26,5 + 0,04. 26,5= 27,6(mm); ta chọn dA = 30 (mm)
+ Xét mặt cắt trục tại điểm B - điểm có lắp vòng bi với lỗ của hộp giảm tốc:

-

Mô men uốn M Bx = -Fx12.l12 = -899.66 = -59334 (Nmm);

-

Mô men uốn M y : M y = -Fy12.l12 = -519.66=-34254 (Nmm);

-

Mô men xoắn M z = Ft1.

-

Mô men tương đương trên mặt cắt B:

B

B

B

= 6485.21=136185(Nmm);

============================================
Sinh viªn thiÕt kÕ: NGUYỄN THANH MINH
Gi¸o viªn híng dÉn:NGUYỄN VĂN TUÂN

ĐL4- K12


§å ¸n m«n häc Chi tiÕt m¸y

==============================================
M tdB = 59334 2 + 34254 2 + 0,75.(136185) 2 = 136395 (Nmm);
-

Kích thước của trục tại mặt cắt B: dB =

3

136395
= 27,9(mm). ta chon dB=35mm
0,1.63

+ Xét mặt cắt trục tại điểm C - điểm có lắp bánh răng nghiêng 1:
-

Mô men uốn bên trái M Cx : M Cx =-Fx12.(l12+l13)-Fx10.l13
=-899.114+1726.48=-19638 N

-

C

C

Mô men uốn bên phải M x : M x =-Fx11.(l11-l13)
=-3860. (96-48) =-185280 N
Mô men uốn bên phải

C

My

: M Cy p= -Fy11.(l11-l13) =-1141.(96-48) =-54768(Nmm);

M y t = -Fy12.(l12+l13) -Fy10.l13 =
-[899.(66+48)+ 740.48]= -138000(Nmm);
C

Mô men xoắn M z = 0 (Nmm);
Mô men tương đương trên mặt cắt C:
C

-

M Ctd = (19638) 2 + (192774) 2 + 0,75(0) 2 = 193772 (Nmm);
-

Kích thước của trục tại mặt cắt C: dC = 3

193772
= 31,33(mm);
0,1.63

Do mặt cắt tại C có rãnh then nên đường kính trục cần tăng thêm 4%, theo đó ta tính
được đường kính của trục tại mặt cắt C là:
dC = 31,33+ 0,04. 31,33= 32,6 (mm); ta chọn dC = 40 (mm )
+ Xét mặt cắt trục tại vị trí lắp ổ lăn D:

-

Mô men uốn M Dx = 0;

-

Mô men uốn M y = 0

-

Mô men xoắn M Dz = 0 (Nmm);
Mô men tương đương trên mặt cắt D:

D

D

M td = 0(Nmm);
-

Kích thước của trục tại mặt cắt D: dD = 0(mm)
Như vậy để tăng khả năng công nghệ trong quá trình chế tạo trục, và đồng bộ khi
chọn ổ lăn, ta chọn kích thước của ngụng trục tại B và Dlà như nhau:

============================================
Sinh viªn thiÕt kÕ: NGUYỄN THANH MINH
Gi¸o viªn híng dÉn:NGUYỄN VĂN TUÂN

ĐL4- K12