bánh răng trụ nghiêng đai thang 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 : 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.
============================================
Sinh viên thiết kế: NGUYấN THANH MINH
Giáo viên hớng dẫn:NGUYấN VN TUN

L4- K12


Đồ án môn học Chi tiết máy

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

- 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 :
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
p

=

60.50
= 1500 (v/ph)
2

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

T

mm
K
và T T
dn

Ta có : Ptd = 5,5kW ;

ndb = 1500(vg / ph)

;

Tmm
= 1,4
T

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 :

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

Kiu
ng c

Cụng sut

Vn tc quay
Vũng/phút

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

L4- K12


Đồ án môn học Chi tiết máy

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

K132M4

Kw

Mã
lc

50Hz

60Hz

5.5

7.5

1445

1732

86,0

0,86

5,9

2,0

72 (kg)

38

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

Kết luận : động cơ K132M4 có kích thớc phù hợp với yêu cầu thiết kế.

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)
PII =

Plv
4,725
=
= 4,82 (kW)
ol kl 0,99.0,99

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

L4- K12


Đồ án môn học Chi tiết máy

==============================================
PI =

PII
4,82
=.
= 5.02 (kW)
ol br
0,99.0,97

PI

ol
ndc
nI = u =
d
nI
=
nII =
u br
n II
=
nIII=
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
Pd
5,5

= 9,55.10 6.
= 36350 (N. mm).
Mô men Tđc = 9,55. 106.
n dc
1445
PI
5,02
= 9,55.10 6.
= 136689.2 (N. mm).
TI = 9,55. 106.
nI
350,73
P
6 4,82
= 656179,6 N. mm.
TII = 9,55. 106. II = 9,55.10 .
n II
70,15

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
động

Trục

I

II

III

cơ
Thông số
P (kW)
N(v/ph)
T(N.mm)

Uđ =4,12
5,5
1445
36350

Ubr =5

5,02
350,73
136689,2

Ukl = 1
4,82

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

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

L4- K12


Đồ án môn học Chi tiết máy

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

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.
Ho lim
Z R Z V K xH K HL ;
[ H ] =
S
H
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:
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;
============================================
Sinh viên thiết kế: NGUYấN THANH MINH
Giáo viên hớng dẫn:NGUYấN VN TUN

L4- K12

Đồ án môn học Chi tiết máy

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

[ 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 ;
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.
H

F

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


Ta có

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

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

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

L4- K12


Đồ án môn học Chi tiết máy

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

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

L4- K12

Chọn


§å ¸n m«n häc Chi tiÕt m¸y

==============================================
Z2 = ubr Z1 = 5.20= 100( r¨ng )
Tû sè truyÒn thùc tÕ: ut=

100
=5
20

TÝnh chÝnh x¸c gãc nghiªng β :
m.Z

t
cosβ = 2.a =
w

2.(20 + 100)
= 0,96 ⇒ β = 16°15’.
2.125

- §êng kÝnh chia : d1 =
d2 =

m.Z 1 2.20
=
= 41,7 mm. Chọn d1=42mm
cosβ 0,96

m.Z 2 2.100
=
= 208,3 mm.
cosβ
0,95

1.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Áp dụng công thức Hezt ta xác định được ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên răng phải
thỏa mãn điều kiện
σH = Z M .Z H Z ε

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

Trong đó : - ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu;
- ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc;
- Zε : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;
- KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, với KH= KHβ.KHV. KHα.
- bw : Chiều rộng vành răng.
- dw1 : Đường kính vòng chia của bánh chủ động.
Xác định ứng xuất tiếp xúc:
Bánh răng nhỏ:
- ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu; ZM = 274 Mpa1/3 Vì bánh răng là thép
tra Bảng 6.5 (Trang 96- tài liệu [1]).

Theo (6.35):
với αtw =arctg(tg20o/cosβ)=arctg(tg200/0,96)=20,96
(tgβb=cosφt.tgβ=cos(20, 96)tg(16,57)=0,27
Vậy βb =15 0 31'
theo TCVN 1065-71 α=200

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

==============================================
- 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.
⇒ [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.

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

==============================================
1.5- 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

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

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

==============================================
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);
⇒ vF = 0,006. 73. 0,77.

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

Thay các kết quả trên vào công thức (3.44), ta tính được:
KFv = 1 +

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

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

ĐL4- K12


Đồ án môn học Chi tiết máy

==============================================
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
- Gúc nghiờng ca rng:
= 16,15 0.
- Gúc prụfin gc :
= 20.
- Gúc n khp:
t = t = arctg(tg/cos) = 20,960.
- ng kớnh chia : d1= dw1=42 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

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

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

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

==============================================
STT

Thông số

Kí hiệu

Giá trị

1

Khoảng cách trục

aw

125 mm

2

Tỷ số truyền

U

3

Chiều rộng răng

bw

37,5 mm

4

Môđun pháp

M

2 mm

5

Góc nghiêng răng

β

16,150

7

Số răng

Z

Z1 = 20

5

Z2 = 100
8

Đường kính vòng lăn

dw

dw1 = 42 mm
dw2 = 210mm

9

Đường kính vòng đỉnh

da

da1 = 56 mm
da2 = 214 mm

10

Đường kính vòng đáy

df

df1= 37 mm
df2 =205mm

II.tÝnh to¸n bé truyÒn ngoµi hép .( Bé truyÒn ®ai thang)
2.1Chọn tiết diện đai.

Dùa vµo c«ng suet cÇn truyÒn Plv= 5,34 vµ sè vßng quay cua b¸nh ®ai nhá :n=ndc=1445.
Chọn tiết diện đai A với các thông số:
Ký
hiệu

A

Kích thước tiết diện, mm
bt

B

H

yo

11

13

8

2,8

81

100 ÷ 200

560 ÷ 4000

Mặt cắt của đai thang

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

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

13

8

2,8

11

400

Hình 2.1 Mặt cắt ngang của đai thang:
2.2Tính toán sơ bộ đai
• Chọn đường kính bánh đai nhỏ
Chọn d1 = 120mm
Kiểm tra vận tốc đai
π .d1 .n1 π .120.1450
v=

60000

=

60000

= 9,1(m / s ) < vmax

với vmax = 25 m/s → thoả mãn điều kiện.
Theo (4.2) tài liệu [1]
→ ε = 0,02
• Chọn đường kính bánh đai lớn là:
chọn : ε=0,02
d2 = 4,3 . d1 .(1 - ε) = 4,3.120(1 - 0,02) =505,7(mm)

-

Theo bảng 4.21 tài liệu [1] chọn đường kính tiêu chuẩn
d2 = 500 mm
Vậy tỉ số truyền thực tế:
ut =

d2
500
=
= 4,25
d1 (1 − ε ) 120(1 − 0,02)

Sai số tỉ số truyền là:

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

==============================================
∆u =

ut − u
u

.100% =

4,25 − 4,3
4,3

.100% = 1,6% < 4% Thỏa mãn điều kiện

• Chọn khoảng cách trục và chiều dài đai
Theo bảng 4.14 trang 60 tài liệu [1] chọn khoảng cách trục dựa theo tỉ số truyền u và
đường kính bánh đai d2:
Chän a=d2=500mm
Kiểm tra điều kiện a:
0,55(d1 + d2) + h ≤ a ≤ 2(d1 + d2)`
2(d1 + d2) = 2 (120 + 500) = 620mm

→ thỏa mãn điều kiện
Theo (4.4) tài liệu [1]
Từ khoảng cách trục a đã chọn, ta có chiều dài đai:
( d 2 − d1 ) 2
l = 2.a + 0,5.π .(d1 + d 2 ) +
4.a
(500 − 120) 2
= 2.500 + 0,5.π .(120 + 500) +
= 2046mm
4.500

Theo bảng 4.13 tài liệu [1] → chiều dài tiêu chuẩn
l = 2000 mm
Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây
Theo (4.15) tài liệu [1] ghh
i=

v 10,62
=
= 5,31 < imax
l
2,0

với imax = 10 vòng/giây
-

Tính lại khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn l = 2000 mm
Theo (4.6) trang 54 tài liệu [1]
⇒a=

2l − π (d 2 + d1 ) + [2l − π (d 2 + d1 )]2 − 8(d 2 − d1 ) 2
= 475,32(mm)
8

Theo (4.7) trang 54 tài liệu [1] , góc ôm bánh đai nhỏ
57 o
( d 2 − d1 )
a
57 o
α 1 = 180 o −
(500 − 120) = 134,43 o
672,34

α 1 = 180 o −

→ α1 > αmin = 120o → thoả mãn điều kiện

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

==============================================
2.3. Xác định số đai z:
Theo (4.16) trang 60 tài liệu [1]
z=

P1 .K d
[Po ] . Cα .Cl . .Cu .Cz

Trong đó:
+ Cα : hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α1
Bảng 4.15 trang 61 tài liệu [1] → Cα = 1-0,0025(180- α 1 ) = 0,88với α = 131,67o
+ Cl : hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai
l 2000
=
= 0,85
l o 1700

Bảng 4.16 trang 61 tài liệu [1] → Cl = 0,975
+ Kđ : hệ số tải trọng tĩnh
Bảng 4.7 trang 55 tài liệu [1] → Kđ = 1,0
+ Cu : hệ số kể đến ảnh hưởng của tỷ số truyền
Bảng 4.17 trang 61 tài liệu [1] → Cu = 1,14 với u = 4,25
+ [Po] : công suất cho phép (kW)
Bảng 4.19 trang 62 tài liệu [1] → [Po] = 1,94 kW
với v = 9,1 m/s và d1 = 120 mm
P1
5,34
=
= 2,7
[ Po ] 1,94

→

+ Cz: hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phâtrn bố không đều tải trọng cho các dây đai

Bảng 4.18 trang 61 tài liệu [1] → Cz = 0,98
Do đó
z=

5,34.1,0
= 3,29
1,94.0.88.1,02.1,14.0.975

→ lấy z = 3
2.4.Chiều rộng của bánh đai
B = (z - 1) . t + 2e
Với z = 3, t = 15 và e = 10 Tra bảng 4.21 Tài liệu [1]
→ B = (3 - 1) . 15 + 2 . 10 =50 (mm)
• Đường kính ngoài của bánh đai (với ho = 4.2)
da = d1 + 2ho = 120 + 2 . 3,3 = 126,6 (mm)
Xét lực căng bánh đai
+ Xác định lực vũng
Theo (4.20) trang 64 tài liệu [1]
Fv = qm . v2 =0,105. 9,1^2=8,7

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

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

+ qm: khối lượng 1 m chiều dài đai
Theo bảng 4.22 trang 64 tài liệu [1]
qm = 0,105 kg/m
+ v: vận tốc vòng =9,1(m/s)
+ P1: công suất trên bánh đai chủ động
Theo (4.19) trang 63 tài liệu [1]
Fo =

780.P1.K d
+ Fv
v.Cα .z

Fo =

→

780.5,34.1,0
+ 11,84 = 187.66( N )
9,1.0,88.3

Lực tác dụng lên trục
Fr = 2Fo . z . sin(α1/2) = 2 . 187,66 . 3 . sin(134,43 /2)
Fr = 1038 (N)

a w1

d2
F1

n2

60

1

d1
F1
O1

F2

60

n1

O2

Fr

2

1
F2

2

Hình 2.3 – Sơ đồ lực tác dụng trên trục khi bộ truyền đai làm việc

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

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

B
t

d
da

h

ho

Hình dáng mặt cắt đai
Bảng thống kê
Thông số

Ký hiệu

Đai thang

Đường kính bánh đai nhỏ
Đường kính bánh đai lớn
Chiều rộng bánh đai
Chiều dài đai

Số đai
Lực tác dụng lên trục

d1, mm
d2, mm
B, mm
l, mm
z
Fr, N

120
500
50
2000
3
1038

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

ĐL4- K12


Đồ án môn học Chi tiết máy

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

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)

Chiu di moay bỏnh ai, moay a xớch c xỏc nh theo cụng thc sau:
lmki = (1,21,5)dk
(IV -2)

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

==============================================
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
lmki:chiều dài mayơ của chi tiết quay 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

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

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

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

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)

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

ĐL4- K12