đồ án chi tiết máy bánh răngtrục vít

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA
KHOA CƠ KHÍ
BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY

ĐỒ ÁN MÔN HỌC
CHI TIẾT MÁY
Sinh viên thực hiện: Võ Ngọc Anh Tuấn
Người hướng dẫn: Bùi Trọng Hiếu
Ngày hoàn thành:
Học kỳ 2 năm học 2012-2013

MSSV:21003809
Ký tên:
Ngày bảo vệ:

Đề số 10:THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
Phương án số: 23

Hệ thống dẫn động băng tải gồm:
1. Động cơ điện 3 pha không đồng bộ
2. Nối trục đàn hồi
3. Hộp giảm tốc bánh răng trục vít
4. Bộ truyền xích ống con lăn
Trang 1


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

5. Băng tải.

Số liệu thiết kế:
Lực vòng trên băng tải
: F = 28000 (N)
Vận tốc băng tải
: v = 0,45 (m/s)
Đường kính tang dẫn
: D = 450 (mm)
Thời gian phục vụ
: L = 4 (năm)
Quay một chiều, làm việc 3 ca, tải va đập nhẹ.
(1 năm làm việc 180 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)
Chế độ tải: T1 = T
T2 = 0,8T
t1 = 22s
t2 = 17s

Trang 2


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Mục lục
Trang
Phần 1: Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền....................................................4
I.Công suất cực đại trên băng tải.......................................................................4
II. Phân phối tỉ số truyền, chọn động cơ.............................................................4
III. Lập bảng đặc tính........................................................................................5
Phần 2: Thiết kế chi tiết máy...................................................................................7
A. Thiết kế Xích ống con lăn..............................................................................7
B. Thiết kế bộ truyền bánh răng trục vít............................................................12

I. Thiết kế Bánh răng trụ răng thẳng..............................................................12
II. Thiết kế Trục vít – bánh vít........................................................................19
Phần 3: Thiết kế trục.............................................................................................24
I. Thông số kĩ thuật..........................................................................................24
II.Thiết kế trục 1..............................................................................................24
III. Thiết kế trục 2...........................................................................................31
IV.Thiết kế trục 3.............................................................................................35
Phần 4: Chọn ổ lăn khớp nối.................................................................................44
I. Tính toán ổ lăn cho trục I.............................................................................44
II. Tính toán ổ lăn cho trục II...........................................................................45
III. Tính toán ổ lăn cho trục III........................................................................48
IV. Chọn khớp nối..........................................................................................50
Phần 5: Thiết kế kết cấu đúc và một số chi tiết khác............................................52
I. Kết cấu vỏ họp.............................................................................................52
II. Một số chi tiết khác.....................................................................................53
Phần 6: Dung sai lắp ghép....................................................................................56
TÀI LIỆU THAM KHẢO........................................................................................57

Trang 3


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

PHẦN I
CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
I.

Công suất cực đại trên trục băng tải
Pmax = Plv =

Ft .v 28000.0, 45
=
= 12, 6(kW )
1000
1000

II. Công suất động cơ

Vì tải trong thay đổi theo bậc nên ta có thể xác định công suất đẳng trị trên trục băng tải nhu
sau:

Pt = Pdt = P

n

Ti

i =1

max
n

∑ (T

) 2 .ti

∑t
i =1

= 12, 6.

12.22 + 0,82.17
= 11,57kW
22 + 17

i

III. Hiệu suất chung cho toàn bộ hệ thống

ηc = ηbr .ηtv .η x .ηol3 .ηk
Theo Bảng 2.3/19 [1], ta chọn hiệu suất của các bộ truyền như sau:
- Hiệu suất của nối trục, η k = 1
- Hiệu suất bô truyền bánh răng trụ được che kín

ηbr = 0,96

- Hiệu suất bộ truyền trục vít, bánh vít. Chọn z=2,
- Hiệu suất bộ truyền xích để hở,

η tv = 0,8

η x = 0,93

-Hiệu suất mỗi cặp ổ lăn, η ol = 0,995

3
3
Vậy η c = η br .ηtv .η x .η ol = 0,96.0,8.0,93.0,995 .1 = 0, 703

Công suất cần thiết trên động cơ điện

Pct =

Pdt 11,57
=
= 16, 46(kW )
ηc 0,703

IV. Phân phối tỷ số truyền, chọn động cơ

- Tốc độ quay của trục công tác
Vận tốc băng tải v=0,45 m/s, D=450 mm
Trang 4


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Tốc độ quay của trục công tác
nct =

60000.v 60000.0, 45
=
= 19,10(vg / ph)
π .D
π .450

- Tỷ số truyền chung của toàn hệ thống

uc = ubr .utv .u x =

ndc

nct

- Theo bảng 2.4/21 [1] ta chọn sơ bộ tỷ số truyền như sau
ubr = 3, utv = 12, ux = 2,5
⇒ uc = ubr .utv .u x = 3.12.2,5 = 90
⇒ ndc = uc .nct = 90.19,1 = 1719(vg / ph)
- Dựa vào đó ta chọn động cơ không đồng bộ 3 pha 4A160M4Y3 có các thông số kỹ thuật
như sau:
+ Công suất động cơ: P=18,5kW
+ Số vòng quay :n=1460vg/ph
+Hiệu suất động cơ: η % = 90%
- Dựa vào số vòng quay của động cơ ta phân phối tỷ số truyền như sau:
1460
= 76, 44
19,1

uch =

ubr = 3, utv = 12 → u x =

76, 44
= 2,12
3.12

V. Đặc tính kỹ thuật hệ thống truyền động

- Công suất trên từng trục
PIII =

Plv

12, 60
=
= 13, 62(kW )
ηol .ηx 0,995.0, 93

PII =

PIII
13, 62
=
= 17,11( kW )
ηol .ηtv 0,995.0,8

Pdc =

PII
17,11
=
= 17, 91(kW )
ηol .ηbr 0,995.0,96

Trang 5


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

- Số vòng quay của từng trục:
ndc = nI = 1460(vg / ph)
nII =

nI 1460
=
= 486, 67(vg / ph)
uI
3

nIII =
nct =

nII 486, 67
=
= 40,56(vg / ph)
uII
12

nIII 40,56
=
= 19,13(vg / ph)
uIII
2,12

- Monment xoắn trên các trục
Pdc
16, 44
= 9,55.106.
= 107535, 62( Nmm)
ndc
1460

TI = 9,55.106.

TII = 9,55.106.

PII
15, 70
= 9,55.106.
= 308083,51( Nmm)
nII
486,67

TIII = 9,55.106.

PIII
12, 50
= 9,55.106.
= 2943170, 61( Nmm)
nIII
40,56

Tct = 9,55.106.

Pct
12.6
= 9,55.106.
= 6234715, 03( Nmm)
nct
19,3

- Bảng thông số hệ thống truyền động
Trục

Thông số

Động cơ

II

III

Công tác

P (kW)

17,91

17,11

13,62

12,6

u

3

Ln (v/ph)
T (Nmm)

12

2,12

1460

486,67

40,56

19,13

107535, 62

308083,51

2943170, 61

6234715, 03

Trang 6


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

PHẦN II
THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY
A. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH
Thông số ban đầu
- Công suất PIII=13,62 kW
- Số vòng quay nIII=40,56 (vg/ph)
- Tỷ số truyền ux=2,12

- Thời gian phục vụ 4 năm, số ngày làm việc trong năm Kng=180
- Số ca làm việc: 2 ca
1. Chọn xích ống con lăn.
2. Chọn số răng của đĩa xích dẫn theo công thức

z1 = 29 − 2u = 29 − 2.2,12 = 24,76
- Ta chọn z1 = 25 răng ( số răng đĩa xích là số lẻ để xích mòn đều)
3. Số răng của đĩa xích lớn.

-Tính số răng của đĩa xích lớn tính theo công thức
z2 = uz1 = 2,12.25 = 53 răng.
- Ta chọn z2=53 răng.
4. Tính toán các hệ số điều kiện sử dụng xích theo công thức:

k = k0 ka kdc kbt kd kc

=1.1.1.1,3.1,35.1,25=2,19

Trong đó tra bảng 5.6/82 [1] :
•

ko - hệ số xét đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền. Ta chọn đường nối 2 tâm đĩa

xích hợp với đường nằm ngang một góc nhỏ hơn 600. k0=1
• k α - Hệ số xét đến ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích.
Thiết kế a= (30-50)pc. k α =1
• kdc- Hệ số xét đến ảnh hưởng của khả năng điều chỉnh lực căng xích, điều chỉnh
k =1
bằng 1 trong các đĩa xích, dc
Trang 7

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

•

kbt - hệ số xét đến điều kiện bôi trơn. Môi trường có bụi, chất lượng bôi trơn II -

Bảng 5.7/88 [1], chọn kbt=1,3.
kd - hệ số tải trọng động, tải trọng va đập kd = 1, 35
•
•

kc - hệ số xét đến chế độ làm việc: chế độ làm việc 2 ca chọn kc = 1, 25 .

Hệ số răng đĩa xích. k z = z01 / z1 = 25 / z1 = 25 / 25 = 1
Hệ số vòng quay

kn = n01 / n1 = 200

40,56

= 4,93

, giá trị

n01

cho trong bảng 5.5/81 [1]

Hệ số tải trọng không đều cho các dãy, chọn số dãy bằng 3, kd=2,5
5. Tính công suất tính toán Pt

Pt =

kk z kn PIII 2,19.1.4,93.13, 62
=
= 58,82(kW )
kd
2,5

Tra theo bảng 5.5/81 [1] theo cột n01=200vg/ph ta chọn bước xích pc=50,8 mm, thỏa điều
kiện Pt <[P] =68,1 kW
Đồng thời thỏa theo bảng 5.8/83 [1], p6. Xác định vận tốc trung bình v
Xác định vận tốc trung bình v của xích theo công thức:

v=

n pc z1 23,14.44, 45.25
=
= 0, 42(m / s )
60000
60000

Lực vòng có ích:

Ft =

1000 P 1000.7,13

=
= 16976,19( N )
v
0, 42
.

7. Tính toán kiểm mghiệm bước xích theo công thức sau :

pc ≥ 2,82 3

T1 K
P1K
6.2,193
= 600 3
= 600 3
= 43, 54(mm)
z1[ p0 ]K x
z1n1[ p0 ]K x
25.23,14.35.1, 7

Với giá trị [p0] =35 MPa chọn theo bảng 5.3/181[2].
pc =44,45 mm nên điều kiện trên được thỏa.
8. Chọn khoảng cách trục sơ bộ

Chọn khoảng cách trục sơ bộ từ a = (30 ÷ 50) pc = 40.44, 45 = 1778(mm) , xác định số mắt xích
X theo công thức 5.12 [1]

Trang 8

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
2

X=

2a z1 + z2  z2 − z1  pc
+
+
÷
pc
2
 2π  a

X=

2.1778 25 + 65  65 − 25  44, 45
+
+
= 126, 01
÷
44, 45
2
 2π  1778

2

Vì X tốt nhất là số chẵn nên ta chọn X=126 mắc xích.
Xác định lại khoảng cách trục:

2 

2
 z2 − z1  
z1 + z2
z1 + z2 


a = 0, 25 pc X −
+ X −
÷
÷ −8

2
2 
2π  





2
2
25 + 65
25 + 65 

 65 − 25 
a = 0, 25.44, 45 126 −
+ 126 −
−
8
÷


÷

2
2 

 2π 

a = 1777, 7(mm)






Và để bộ truyền làm việc bình thường, xích không chịu lực căng quá lớn nên giảm a một
đoạn 0, 003a .
Chọn a=1772mm
9. Số lần va đập xích của bản lề trong 1 giây

Theo 5.14/85 [1]

i=

z1.n1 25.23,14
=
= 0,30
15.x
15.126

Tra bảng 5.9/85 [1] ta có

i = 0,3 ≤ [ i ] = 15( s −1 )

(ứng với bước xích pc=44,45 mm )

10. Kiểm nghiệm bộ truyền xích

a) Kiểm nghiệm độ bền uốn
s=

Q
Ft .k d + Fv + Fo

5.15 / 85 [ 1]

Với:
Trang 9


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Q - Tải trọng phá hủy. Bảng 5.2/78 [1] , Q=517,2kN=517200N
kđ =1,7 ứng với chế độ làm việc nặng.

Ft là lực vòng,
Fv

-

1000 P 1000.7,13
=
= 16976,19 N
v
0, 42
.

Ft =

Lực

căng

do

lực

ly

tâm

gây

nên

,

q=21,7

bảng

5.2/78

[1]

Fv = qv 2 = 21, 7.0, 422 = 3,82( N )

F0: Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra
F0=9,81.kf.q.a
- kf : hệ số võng, kf=6 ứng với xích nằm ngang.
- a: khoảng cách trục, a=1,777m
F0=9,81.kf.q.a=9,81.6.21,7.1,77=2263N



s=

Q
517200
=
= 16, 61
Ft .k d + Fv + Fo 16976.1, 7 + 3,82 + 2263

Theo bảng 5.10/86 [1], với n=50 vg/ph, [s] =7, vậy s>[s]: bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.
11.

Thông số đĩa xích

Dựa vào công thức 5.17/86 ta có
d1 =

d2 =

12.

p
sin( π

p
π
sin(

z1

)

z2

)

=

44, 45
= 354, 65(mm)
sin(π )
25

=

44, 45

= 920, 03( mm)
sin(π )
65

Kiểm nghiệm về độ bền

Theo công thức 5.18/87 [1] ta có
Trang 10


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

σ H 1 = 0, 47. kr ( Ft .K d + Fvd ).E / ( Ak d )

Trong đó
t

t

- F :lực vòng, F = 16976N
đ

đ

- K : Hệ số tải trọng động, k = 1,7 ứng với chế độ làm việc nặng.
d

- k = 2,5 (chọn số dãy xích là 3)
vd

- F lực va đập,theo 5.19/87 [1]
Fvd = 13.10 −7.n1. p3 .m
= 13.10−7.23,14.44, 453 .3
= 7,92( N )

r

- Hệ số tải trọng phụ thuộc vào số đĩa xích , k =0,42
5

2

- E -2,1.10 MPa, A=1180 mm 5.12/87 [1].
σ H 1 = 0, 47. kr ( Ft .K d + Fvd ).E / ( Akd )
= 0, 47.

0, 42.(16976.1,3 + 7,92).2,1.105
1180.2,5

= 381,84( MPa)

H

Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện độ rắn HB 210 sẽ đạt được ứng suất cho phép [σ ]
=600MPa để đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1, tương tự với răng đĩa 2.
13.

Xác định lực tác dụng lên trục
r

x

t

F = k .F ( 5.20/88 [1])
r

F = 1,05.16976 =17824 (N)

Trang 11


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

B. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤC VÍT
I. Tính toán thiết kế kế hệ thống truyền động bánh răng trụ, răng thẳng
- Số liệu ban đầu
đc

-Công suất trục động cơ P = 9,38 kW
br

- Tỷ số truyền của cặp bánh răng trụ, răng thẳng. u = 3
Trang 12


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

- Số vòng quay trục động cơ : n=1458 (vg/ph)
- Moment xoắn trên trục động cơ T=61436,64 N.mm

1.

Chọn vật liệu
Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, ở

đây ta chọn vật liệu làm 2 bánh răng như sau:
b1

ch1

b2

ch2

Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện, đạt độ rắn HB 241-285, σ =850MPa, σ = 580MPa.
Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB =192-240, σ =750MPa, σ = 450MPa.
I

Ta chọn bánh nhỏ HB = 245 HB
II

HB = 230 HB
2.

Xác định ứng suất cho phép

σHo lim = 2 HB + 70
⇒σHo lim1 = 2.245 + 70 = 560 MPa

σHo lim 2 = 2.230 + 70 = 530 MPa

S H =1,1
S F =1, 75

σFo lim =1,8 HB
⇒σFo lim1 =1,8.245 = 441 MPa

σFo lim 2 =1, 8.230 = 414 MPa
3.

Chu kỳ làm việc cơ sở
N HO = 30 HB 2,4
⇒ N HO1 = 30.2452,4 = 1, 626.107
N HO2 = 30.2302,4 = 1,397.107

4.

Chu kỳ làm việc tương đương
Trang 13


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

N HE

Ti m2H
= 60c.∑ (
) .ni .ti
Tmax

(6.7 /93 [1])

Với :
mH = 6 do HB<350
Lh = 220.5.8.2 = 17600 giờ
c = 1 : số lần ăn khớp trong một vòng quay
 T  3 t1
⇒ N HE1 = 60.c.n1.Lh .  ÷ .
 T  t1 + t2

3
 0, 6T  t2 
+

÷.
 T  t1 + t2 

 1.25
0.63.21 
7
= 60.1.1458.17600. 
+
÷ = 98,85.10 Chu ky
 21 + 25 21 + 25 
3
 T  3 t
 0,6T  t2 
⇒ N HE2 = 60.c.n2 .Lh .  ÷ . 1 + 

÷.
 T  t1 + t2  T  t1 + t 2 

 25.13 0, 63.21 
7
= 60.1.486.17600 
+
÷ = 32,85.10 Chu ky
 25 + 21 25 + 21 

Vì :

NHE1 > NHO1 nên KHL1 = 1
NHE2 > NHO2 nên KHL2 = 1

5. Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép

[ σ H ] = σ Ho lim .

K HL
SH

Theo bảng 6.2/94 [1] ta có:
SH1=1,1
SH2=1,2
1
= 509,1 MPa
1,1
1
[σ H ]II = 530. = 481,8 MPa
1,1
[σ H ]I = 560.

Đối với bánh răng trụ răng thẳng

[ σ H ] = 481,8MPa

Trang 14


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
6.

Xác định ứng suất tiếp cho phép
6

N FE

 T 
= 60.c.∑  i ÷ .ni .ti
 Tmax 

 25.1
21.0, 63 
7
⇒ N FE1 = 60.1.1458.17600 
+
÷ = 86, 95.10 Chu ky
25
+
21
25
+

21


 25.1
21.0, 63 
7
N FE 2 = 60.1.486.17600. 
+
÷ = 28,98.10 Chu ky
25
+
21
25
+
21



NFO = 4.106 (đối với tất cả các loại thép)
Vì

NFE1 > NFO

NFE2 > NFO

=>

KFL1 = 1

=>

KFL2 = 1

(cuối trang 94 [1])

Bộ truyền quay một chiều nên KFC = 1
σ Fo lim .K FL .K FC
SH
441.1.1
= 252 MPa
[ σ F1 ] =
1, 75
414.1.1
= 236, 5 MPa
[σF2 ] =
1, 75

[σF ] =

(6.2a trang 93 [1])
Ứng suất quá tải cho phép: (6.13 – 6.14 trang 95 [1])

[ σ H ] max = 2,8σ ch 2 = 2,8.450 = 1260 MPa
[ σ F1 ] max = 0,8σ ch1 = 0,8.580 = 464 MPa
[ σ F 2 ] max = 0,8σ ch 2 = 0,8.450 = 360 MPa
7.

Xác định sơ bộ khoảng cách trục
aw = K a . ( u + 1)

Với:

3

T1.K H β

[σH ]

2

.u .ψ ba

Theo bảng 6.5/96 [1].

T1=61439,64 Nmm

Ψba = 0,5 (Bảng 6.6/97 [1])
Ψbd = 0,53. Ψba.(u+1) = 0,53.0,5.(3+1) = 1,06
Ka = 49,5 (Bảng 6.5 trang 96 [1] với bánh răng thẳng)
Trang 15


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

KHβ = 1,0 (sơ đồ 7)
KFβ = 1,03
⇒ aw = 49,5. ( 3 + 1)

3

61439, 64.1, 03
= 112,15 mm
481,82.3.0,5

Lấy aw=112 mm.
8. Xác định thông số ăn khớp
Theo 6.17 [1]
Ta có : m = (0,01÷0,02).aw =(0,01÷0,02).112 = 1,12-2,24 mm
Theo quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế ta chọn m = 2
- Số răng:
Z1 =

2.aw
2.112
=
= 28
m. ( u + 1) 2. ( 3 + 1)

Chọn Z1 = 28 răng
Z2 =Z1 .u2 = 28 . 3=84
Chọn Z2 = 84 răng
Do đó :
aw =

m.( z1 + z2 ) 2.(28 + 84)
=
= 112mm
2
2

Vậy hệ số dịch chỉnh x1 = x2 = 0
9. Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện:
σ H = Z M .Z H .Z ε .

2T1.K H . ( u + 1)
bwu .d w21

Theo bảng 6.5/ 96 [1] với vật liệu thép – thép, ta có :
- Zm = 274 (MPa)1/3 : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp
- ZH : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

ZH =

2.cos βb
sin ( 2aw )

βb = β = 0 Do tg β b = cos α t .tg β

với β = 0

αt : góc profin răng
Trang 16


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

αtw : góc ăn khớp
Theo TCVN 1065 – 71 thì α = 200

 tgα
α t = α tw = acrtg 
 cos β


0
0
÷ = acrtg ( tg 20 ) = 20


2.cos 00
⇒ ZH =
= 1, 76
sin(2.20)

- Zε :hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng
Chiều rộng vành răng :
bw = aw . ψba = 112.0,5 = 56 mm
Hệ số trùng khớp dọc:
εβ =

bw 2 .sin β
=0
π .m

Vì εβ =0 nên:
4 − εα
3

Zε =


 1 1 

1 
 1
ε α = 1,88 − 3, 2.  + ÷ .cos β = 1,88 − 3, 2.  + ÷ .cos 00 = 1, 72
 28 84  

 z1 z 2  

4 − 1, 72
= 0,87
3

⇒ Zε =

- Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
d w1 =

2.aw 2.112
=
= 56 mm
u +1
4

Theo 6.40/106 [1]
⇒v=

π .56.1458

= 4, 27 ( m / s )
6.104

Theo bảng 6.13/ 106 [1]
Ta chọn cấp chính xác là cấp 8, do đó ở bảng 6.16/107 [1] ta chọn g 0=56
Theo 6.42 ta có
vH = δ H .g o .v.

aw 2
u2 m

Theo 6.15/107 [1] Chọn δ H =0,006

Trang 17


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

vH = δ H .g o .v.

aw
112
= 0, 006.56.4, 27.
= 8, 76
u
3

Theo 6.41/107 [1]
K HV = 1 +
=1 +

vH .bw .d w
2.T1.K H β .K Hα

8, 76.56.56
= 1, 21
2.61439, 64.1, 03.1

K H = K H β .K H α .K HV = 1, 03.1, 21.1 = 1, 24

- Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng

σ H = Z M .Z H .Z ε .

2T1.K H . ( u + 1)
2.61439,64.1, 24. ( 3 + 1)
=
274.1,76.0,87.
= 216,11 MPa
bwu .d w21
56.3.562

-Theo 6.1 với v= 4,27 m/s
ZV

=

0,85v0,1

=0,85.4,270,1=0,98,

Với da < 700 mm, KxH=1, chọn ZR=0,9
[σH ] = 481,8 . 1 . 0,9 . 1 = 433,6 (MPa)
Vậy [σH ]>

σ H , thỏa điều kiện tiếp xúc.

10. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

σF =

2.T1.K F .Yε .Yβ .YF 1
bw .d w .m

Theo bảng 6.7 [1] ta chọn giá trị KHβ=1,05
Theo bảng 6.14 [1], v<5 m/s, cấp chính xác 8, KHα=1,09, KFα=1,27
Theo bảng 6.15, δ F =0,016, g 0 = 56.
Theo bảng 6.47 [1]
vF = δ F .g 0 .v.

aw 2
112
= 0, 016.56.4, 27.
= 23, 48
u2 m
3

Trang 18

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Theo 6.46
K Fv = 1 +

vF .bw .d w1
23,38.56.56
= 1+
= 1, 45
2.T1.K F β .K Fα
2.61439, 64.1, 05.1, 27

Do đó KF=FHβ.KFα.KFV=1,05.1,27.1,45=1,93
ε α = 1, 778
1
Yε =
= 0,56
1, 778
YB = 1

Với m=2, YS= 1,08-0,0695.ln2=1,03, YR=1, KxF=1 (d<400mm)

[ σ F1 ] = 252.1.1,03 = 260MPa
YF1=3,7 Bảng 6.18 [1]
σ F1 =

2.61439, 64.1,93.0,56.1.3,17
= 67,1( MPa )
56.56.2
<260 MPa

σF2 =

σ F 1.YF 2 67,1.3, 6
=
= 57,84 MPa
YF 1
3,84

11. Các thông số hình học của bộ truyền

-Khoảng cách trục:
aw =112 mm
- Modun:
m=2
- Chiều rộng vành răng:
bw = 56 mm
- Tỉ số truyền:
u=3
- Góc nghiêng răng:
β = 00
- Số răng bánh răng:
z1 = 28 ;z2 = 84
- Hệ số dịch chỉnh:
x1 =0 ; x2 = 0
Trang 19


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

- Đường kính vòng chia:

d1 = z1.m = 28.2 = 56(mm)
d 2 = z2 .m = 84.2 = 168( mm)
- Đường kính vòng đỉnh:

d a1 = d1 + 2.m = 56 + 2.2 = 60 ( mm)
d a 2 = d 2 + 2.m = 168 + 2.2 = 172(mm)
- Đường kính vòng đáy:

d f 1 = d1 − 2,5.m = 56 − 2,5.2 = 51(mm)
d f 2 = d 2 − 2,5.m = 168 − 2,5.2 = 163(mm)
II. Thiết kế bộ truyền bánh răng trục vít
Thông số ban đầu
- Công suất trên trục 2: P2=8,96 kW
- Tỷ số truyền: utv=21
- Moment xoắn trên trục bánh vít TIII=2942588,59 Nmm
- Số vòng quay của trục vít: 486 vg/ph
1. Tính sơ bộ vận tốc trượt theo công thức

vsb = 4,5.10 −5.n2 . 3 TIII = 4,5.10−5.486. 3 2942588,59
= 3,13( m / s )

Với vsb <4 m/s dùng đồng thanh không thiếc, cụ thể là đồng thanh nhôm - sắt - niken
10-4-4 để chế tạo bánh vít. Chọn vật liệu là thép 45, tôi bề mặt đạt độ rắn HRC 45.
2. Theo bảng 7.1 với bánh vít 10-4-4 đúc li tâm có σb =600MPa, σch = 200MPa. Theo

bảng 7.2 với cặp vật liệu 10-4-4 và thép tôi. [σH] = 217,4 MPa
Với bộ truyền làm việc 1 chiều

[ σ FO ] = 0, 25σ b + 0, 08σ ch = 0, 25.600 + 0, 08.200 = 166 MPa
- Hệ số tuổi thọ theo 7.9/149 [1].
K FL = 9 106 / N FE

Trang 20


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
N FE = 60.∑ (

T2i 9
) .ni .ti
T2

486
25 + 0.69.21
= 60.
.17600.(
)
21
21 + 25
= 13, 4.109
K FL = 9 106 / 13, 4.106 = 0, 75

Do đó theo công thức 7.6
[σ F ] = [ σ FO ] K FL = 166.0,75 = 124, 42MPa

Theo công thức 7.14

[ σ H ] max = 2σ ch = 2.200 = 400 MPa

[ σ F ] max = 0,8σ ch = 0,8.200 = 160 MPa
3. Tính thiết kế

- Xác định khoảng cách trục aw
2


q   170  T2 K H
aw =  1 + ÷ 3 
÷
 z2   [σ H ]  q

Với u=21, chọn z1=2, do đó z2=u.z1=21.2=42 răng.
Tính sơ bộ q theo công thức thực nghiệm q=0,3.22=12,6.
Theo bảng 7.3 ta chọn q=12,5
T2=2942588,59 Nmm.
Theo công thức
2

aw = ( z 2 + q )

3

 170  T2 K H

÷
 z2 [σ H ]  q
2

 170  2942588,59.1, 2

= (42 + 12,5) 
= 251, 20( mm)
÷
12,5
 42.217, 4 
3

Lấy aw= 251 mm.
- Trị số m ta tính được
m=

2.aw
2.251
=
= 9, 21
z 2 + q 42 + 12,5
Trang 21


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Theo tiêu chuẩn ta chọn m=10.
Do đó :
aw =

m
10
(q + z2 ) = (12,5 + 42) = 272, 5(mm)
2
2

Chọn giá trị aw=275
aw
− 0,5(q + z2 )
m
275
=
− 0,5(12, 5 + 42) = 0, 25
10
x=

Thỏa điều -0,74. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc

Gọi

kt = ∑

kt = ∑

T2 m
T2max , từ 7.25 với n =n ta có:
2i
2

T2i
t
1.21 + 0, 6.25
. i =
= 0, 78

T2max ∑ ti
21 + 25

Do đó
z
K H β = 1 + ( 2 )3 .(1 − kt )
θ
42 3
=1 + (
) .(1 − 0, 78)
125
= 1, 01

- Vận tốc trượt vs được tính theo công thức
vs =

π .dw1.n2
60000.cos γ w

dw1 = (q + 2 x ).m = (12,5 + 2.0, 25).10 = 130(mm)
z
2
γ w = arctg ( 1 ) = arctg (
) = 9, 09 0
q
12,5
vs =

π .dw1.n2
π .130.486

=
= 3, 35(m / s )
60000.cos γ w 60000.cos 9, 090

- Với vs=3,35 (m/s), tra theo bảng 7.6 chọn cấp chính xác là cấp 8, với cấp chính xác
là

cấp 8 và vs= 3,35 m/s ta chọn giá trị KHV=1,2 theo bảng 7.7/153 [1].
Trang 22


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
3

170  42 + 12.5  2942588,59.1, 2
σ H=
= 189, 79 < [ σ H ]

÷.
42
275
12,5


-

Thỏa điều kiện bền.
5. Kiểm nghiệm về độ bền uốn

Chiều rộng bánh vít (bảng 7.9)

Khi z1=2, b2<0,75da1
da1=m(q+z)=10.(12,5+2)=145. Do đó b2>0,75.145=108,75.
- Lấy b2=109 mm.
- zv= z2/cos3γ=42/cos39,09=43,62.
→ YF=1,5 Theo bảng 7.8/154 [1].
- KF=KH=KHβ..KHV=1,2.1,01=1,212.
Theo công thức 7.26/154 [1]
σF =

1, 4.T2 .YF .K F
b2 .d 2 .mn

= 1, 4.

2942588,59.1,5.1, 212
= 16,15( MPa)
10
109.420.
cos 9, 09

Trong đó d2=m.z2=10.42=420 (mm)
Thỏa điều kiện bền uốn.
6. Các thông số cơ bản của bộ truyền
Thông số hình học
Khoảng cách trục
Mo đun
Hệ số đường kính
Tỳ số truyền
Hệ số dịch chỉnh
Trục vít

Đường kính vòng lăn

Giá trị
275 mm
10 mm
q=12,5
u=21
x=0,25

d w1 = m(q + 2 x) = 10.(12,5 + 0,5) = 130(mm)

Đường kính vòng chia

d1 = mq = 10.12,5 = 125(mm)

Đường kính vòng đỉnh

d a1 = m(q + 2) = 10.(12,5 + 2) = 145( mm)
d f 1 = m(q − 2, 4) = 10.(12,5 − 2, 4) = 101(mm)

Đường kính vòng đáy
Góc xoắn ốc vít

γ

Chiều dài phần cắt ren trục vít
Bánh vít
Đường kính vòng chia

z1

= 9, 090
q
btv ≥ (11 + 0,06 zbv )m = (11 + 0,06.42).10 = 136(mm)

γ = arctg

d 2 = mz2 = 10.42 = 420
Trang 23


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

d a 2 = m( z2 + 2 + 2 x) = 10.(42 + 2 + 2.0, 25) = 445(mm)
d f 2 = m( z2 − 2, 4 + 2 x) = 10.(42 − 2, 4 + 2.0, 25) = 401(mm)

Đường kính vòng đỉnh
Đường kính vòng đáy
Đường kính lớn nhất bánh vít

Chiều rộng bánh vít

d aM 2 ≤ d a 2 +

6m
6.10
= 440 +
= 460(mm)
z1 + 2
2+2

b2 = 100 ≤ 0, 75d a1 = 0, 75.145

b2

7. Tính nhiệt truyền động trục vít

Theo 7.32/157 [1]
A=

1000.(1 − η ).PII
[0, 7.K t .(1 + ψ ) + 0,3.K tq ].β .(td − t0 )

ψ = 0, 25
β=

tck
=
∑ Pi .ti / tck

1
1
=
= 1, 22
∑ hti .hgi (1.25 + 0.6.21) / (21 + 25)
20

t

- Chọn K =13N/(m C),
tq

2

- K =12,78 ứng với n =486 (vg/ph).
d

0

0

0

- Chọn giá trị t =90 (trục vít nằm dưới bánh vít), t =20 C.
s

- Với v =3,22 (m/s) tra bảng 7.4 tra được góc ma sát φ=1,55
- Do đó theo 7.23
η=

0, 95.tgγ
0, 95.tg 9, 09
=
= 0,8
tg (γ + ϕ ) tg (9, 09 + 1,55)

A=

1000.(1 − η ).PII
[0, 7.K t .(1 +ψ ) + 0,3.K tq ].β .(t d − t0 )

=

-

1000.(1 − 0,8).8,96
= 1,37( m 2 )
[0, 7.13.(1 + 0, 25) + 0,3.12, 78].1, 22.(90 − 20)

Trang 24


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

PHẦN III THIẾT KẾ TRỤC
I.

Lực tác dụng lên các trục
2.61439, 64
= 432,5( N )
90
2T 2.61439, 64
Ft1 = Ft 2 = 1 =
= 2149, 27 ( N )
d1
56
Fk = 0,316.Ft1 = 0,317.

Fr1 = Fr 2 = Ft 1tgα = 2914, 27.tg 200 = 798, 6 ( N )
Fa 3 = Ft 4 =

2T3 2.2942588,59
=
= 14012, 32 ( N )
d4
420

Ft 3 = Fa 4 = Fa 3 .tgγ = 14012,32.tg 9, 090 = 2241,90 ( N )
Fr 3 = Fr 4 = Fa 3 .tgα = 14012,32tg 20 = 5100, 06 ( N )
M3 =

Fa3 .d3 14012,32.125
=
= 875770( N )
2
2

II. Thiết kế trục 1
• Tính sơ bộ đường kính trục

Đường kính sơ bộ trục được xác định theo công thức:
d ≥ 3 T / (0, 2.[τ ]) = 3 61436 / (0, 2.15) = 27,3( mm)
Chọn d1=30 mm.
Với d1=30 mm theo bảng 10.2 [1] ta chọn sơ chiều rộng ổ lăn cho trục 1 là b 01=19
mm.
•

Sơ đồ tính chiều dài các nối trục
Trang 25