Đồ án chi tiết máy hộp côn trụ

Đồ án môn học chi tiết máy

PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ.
1.1. Xác định công suất cần thiết, số vòng quay sơ bộ của động cơ điện,
chọn quy cách động cơ.
1.1.1. Xác định công suất động cơ:
- Công suất cần thiết được xác định theo công thức
Pt
P ct = η
Trong đó:
+ Pct: Là công suất cần thiết trên trục động cơ (kW)
+ Pt: Là công suất tính toán trên trục máy công tác (kW)
+ η: Là hiệu suất truyền động
- Hiệu suất truyền động: η = ηol3. ηbrc . ηbrt . ηđ . ηot
Trong đó:
+ ηol = 0,99 : Là hiệu suất của một cặp ổ lăn
+ ηbrc = 0,96 : Hiệu suất của một bộ truyền bánh răng côn
+ ηbrt = 0,98 : Hiệu suất của bánh răng trụ
+ ηđ = 0,96 : Hiệu suất bộ truyền dai
+ ηot = 0,99 : Hiệu suất của nối trục
Thay số: η = 0,993. 0,96 0,98. 0,96 .0,99 = 0,8676
- Tính Pt :
(2)
Trong đó: F = 11500 ( N ) : Lực kéo băng tải
v = 0,32 (m/s) : Vận tốc băng tải
3,68
Pct = 0.8676 = 4,24(KW)
1.1.2. Xác định thông số vòng quay động cơ:
60000.v 60000.0,32
π .420 = 14,55(v/p)
nlv= π .D =

Theo bảng 2.4 trong tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí ta chọn sơ bộ:
+ Tỷ số truyền hộp giảm tốc côn-trụ 2 cấp: uh= 15
+ Bộ truyền đai dẹt : uđ =3
-Số vòng quay sơ bộ của động cơ:
1
Nhóm 2


Đồ án môn học chi tiết máy
n sb = n lv .ut = nlv.uh.uđ = 14,55.3.15= 654(v/p)
1.1.3. Chọn động cơ:
Động cơ được chọn phải thỏa mãn điều kiện:

Pđc

≥

Pct

nđb ≈ nsb

Tmm Tk
T ≤ Tdn
Theo bảng phụ lục P1.1 có:
+ Kiểu động cơ: 4A132M8Y3
+ Công suất động cơ : 5.5 (kW)
+ Vận tốc quay:716 (v/p)
Tk
= 2, 2
T

+ Hệ số quá tải: dn
- Động cơ thỏa mãn các điều kiện
1.2. Xác định tỷ số truyền động U t của toàn hệ thống và phân phối tỷ số
truyền cho từng bộ phận của hệ thống dẫn động, lập bảng công suất,
momen xoắn, số vòng quay trên các trục.
1.2.1. Xác định tỷ số truyền u t của hệ thống dẫn động

nđc
n
ut = lv
Trong đó:
+

nđc : Là số vòng quay của động cơ

+

nlv

: Là số vòng quay của trục băng tải

716
Thay số: ut = 14,55 = 49,2 (v/p)

1.2.2. Phân phối tỷ số truyền hệ dẫn động u t cho các bộ truyền
u t = uđ.u h
2
Nhóm 2

Đồ án môn học chi tiết máy
u t 49,2
Chọn uđ = 3,15 theo tiêu chuẩn => u h = u d = 3,15 = 15,6

Đây là hộp giảm tốc báng răng côn-trụ 2 cấp với uh = 15,6
Mà uh = u1.u2
Trong đó:
+ u1: Là tỉ số truyền của bánh răng côn răng thẳng
+ u2: Là tỉ số truyền của bánh răng trụ răng thẳng
+ Hộp giảm tốc bánh răng côn – trụ 2 cấp:
U2 ≈1,73
Trong đó :Kbe= 0,25 - 0,3;
ψba2 – hệ số chiều rộng bánh răng trụ; ψba2 = 0,3 - 0,4
Khi Kbe = 0,3 và ψba2 = 0,4 (các giá trị tối ưu) ta có:
u2≈1,32= 3,3
u h 15,6
=
= 4,73
u
3
,
3
2
U1 =

1.2.3. Xác định số vòng quay các trục:
nđc
716
n1 = uđ = 3,15 = 227,3 (v/p)
n1

227,3
n2 = u1 = 4,73 = 48,05(v/p)

n2 48,05
n3 u2
=
= 3,3 = 14,56(v/p)
1.2.4. Xác định công suất trên các trục:

Plv
3,68
η .η
P3= ot ol = 0,99.0,99 = 3,75 (kW)
P3
3,75
P2= η ol .η brt = 0,99.0,98 = 3,87(kW)
P2
3,87
P1 = η ol .ηbrc = 0,99.0,96 = 4,07 (kW)
P1
4,07

Pđc = η đ = 0,96 = 4,24(kW)
1.2.5. Xác định mômen xoắn trên các trục:

3
Nhóm 2


Đồ án môn học chi tiết máy

9,55.10 6.P
n
T=
(N.mm)

Vậy:
9,55.106.P1
n1
T1 =
= 171000(N.mm)
6
9,55.10 .P2
n2
T =
=762030(N.mm)
2

9,55.10 6.P3
n3
T3 =
= 2459649(N.mm)

Bảng các thông số của bộ truyền
Trục
Động cơ
Thông số
Tỷ số truyền
(u)
Số vòng quay n
(v/p)

Công suất P
(kW)
Mômen xoắn T
(N.mm)

I

3,15

II
4,73

III
3,3

716

227,3

48,05

14,56

4,24

4,07

3,87

3,75

56553

171000

762030

2459649

4
Nhóm 2


Đồ án môn học chi tiết máy

PHẦN II. TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI.
I. CHỌN LOẠI ĐAI DẸT.
- Chọn loại đai vải cao su.
II. XÁC ĐỊNH CÁC TRÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN.
 Đường kính bánh đai nhỏ:
- Chọn tiêu chuẩn: = 224 (mm)
 Vận tốc:
 Đường kính bánh lớn:
- Lấy trị số tiêu chuẩn:
 Tỷ số truyền thực tế:
Sai lệch tỷ số truyền:
 Khoảng cách trục:
Lấy a =1500
 Chiều dài dây đai:
Cộng thêm từ 100 đến 400 mm tùy theo cách nối đai.

 Số vòng chạy của đai:
 Góc Ôm trên báng đai nhỏ được tính theo công thức:

III. TẾT DIỆN ĐAI VÀ CHIỀU RỘNG BÁNH ĐAI.
 Lực vòng:
 Theo bảng (4.8 ) có tỷ số nên dùng là 1/40 ( đai vải cao su) do đó .
5
Nhóm 2


Đồ án môn học chi tiết máy
Theo bảng 4.1 dùng loại đai không có lớp lót , trị số tiêu chuẩn
( với số lớp là 6).

là

 Ứng suất có ích cho phép:
Trong đó:

ứng suất có ích:
:
:

bề rộng đai.
Theo tiêu chuẩn:

b = 50 (mm)

IV. XÁC ĐỊNH LỰC CĂNG BAN ĐẦU VÀ LỰC TÁC DỤNG.

Loại đai
Đường kính bánh đai nhỏ
Đường kính bánh đai lớn
Tỉ số truyền

d1=224 (mm)
d2=710 (mm)

Vận tốc
Góc ôm trên bánh đai nhỏ
Chiều dài đai
Bề rộng đai
Lực căng ban đầu

L=4506mm

u 1 =3,15

Lực tác dụng lên trục
6
Nhóm 2


Đồ án môn học chi tiết máy

7
Nhóm 2


Đồ án môn học chi tiết máy

PHẦN 3: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
3.1. Chọn vật liệu:
Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết
kế , ở đây chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như nhau.
Cụ thể theo bảng 6.1 chọn:
Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện có:
σ = 850 (Mpa); σ ch1 = 580 ( MPa )
HB = 241 → 285; b1
Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện có:
σ = 750 (Mpa); σ ch 2 = 450( Mpa )
HB = 192 → 240; b 2
3.2. Xác định ứng suất cho phép:
-Theo bảng 6.2 với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 180 → 350
σ 0H lim = 2 HB + 70 ; S H = 1,1 ; σ 0F lim = 1,8HB ; S F = 1,75
- Chọn độ rắn bánh nhỏ: HB 1 = 245; độ rắn bánh lớn: HB 2 = 230
σ 0H lim1 = 2 HB1 + 70 = 2.245 + 70 = 560 ( MPa )

σ 0F lim1 = 1,8.HB1 = 1,8.245 = 441( MPa )

σ 0H lim 2 = 2 HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 ( MPa )

σ 0F lim 2 = 1,8.HB2 = 1,8.230 = 414 ( MPa )

2, 4
- Theo 6.5 có N H 0 = 30 H HB do đó:
N HO1 = 30.2452, 4 = 16.106

N HO 2 = 30.230 2, 4 = 13,9.10 6

- Theo 6.7:

+
+

N HE = 60c ∑(
N HE 2 = 60c.

T 3
) .ni. .ti
Tmax

n1
T
t
∑ ti ∑ ( i ) 3 . i
u1
Tmax ∑ ti

 3,4

N HE 2 = 60.1.227.3.11000.13.
+ 0,6 3.4,25 / 8 = 1,53.10 7
 8

> N Ho 2

Do đó K HL 2 = 1.
N
Suy ra N HE1 > Ho1 do đó: K HL1 =1
Như vậy theo 6.1a, sơ bộ xác định được ứng suất tiếp xúc cho phép:

[σ H ] = σ H0 lim. K HL
SH

8
Nhóm 2


Đồ án môn học chi tiết máy

[σ H ]1 = 560. 1

= 509

[σ H ] 2 = 530. 1

= 481,8

1,1
1,1

(Mpa)

(Mpa)
Vậy để tính bộ tryền bánh răng côn thẳng ta lấy
[σ H ] = [σ H ] 2 = 481,8 (Mpa)
Ứng suất uốn cho phép:

[σ F1 ] = 441.

1

= 252
1,75
(Mpa)

[σ F 2 ] = 414.

1
= 236,5
1,75
(Mpa)

- Ưng suất quá tải cho phép:
[σ H ] max = 2,8.σ ch 2 = 2,8.450 = 1260

(Mpa)

[σ F1 ] max = 0,8.σ ch1 = 0,8.500 = 400 (Mpa)
[σ F 2 ] max = 0,8.σ ch 2 = 0,8.450 = 360 (Mpa)

3.3. Tính bộ truyền bánh răng côn răng thẳng.
3.3.1. Xác định chiều dài côn ngoài
2

Re = K R . u1 + 1.3

T1.K Hβ

(1 − Kbe ).Kbe .u1.[σ H ] 2

Trong đó:

1

K
+ Với bộ truyền răng thẳng bằng thép thì: K R = 0,5 . d =0,5.80=40 (Mpa) 3
K be .u
0,25.4,73
=
= 0,67
K be = 0,25
2
−
K
2
−
0
,
25
be
+ Chọn
suy ra:

+ Với trục bánh côn lắp trên ổ đũa, sơ đồ Ι , HB<350 ta được: K Hβ = 1,21
+ T 1 =171000 (N.mm)
Re = 40. 4,732 + 1.3

171000.1,21
= 193,7
(1 − 0,25).0,25.4,73.( 481,8) 2
(mm)

R = 194mm
Chọn e
3.3.2. Xác định các thông số ăn khớp
2.Re
2.194
d e1 =
=
= 80
2
2
1 + 4,73
1 + u1
- Số răng bánh nhỏ:
(mm)

9
Nhóm 2


Đồ án môn học chi tiết máy
Do đó tra bảng 6.22 được z 1 p = 16.
z = 1,6.z1 p = 1,6.16 = 25,6
- Với HB<350 suy ra: 1
. =>z1= 26
- Mô đun vòng ngoài:

mte =

mtm
2,54

=
= 2,9
1 − 0,5.K be 1 − 0,5.0,25
(mm)

- Theo bảng 6.8 lấy trị số tiêu chuẩn

mte = 3

(mm) do đó:

mtm = mte (1- 0,5.Kbe) = 3.(1-0,5.0,25) = 2,625 (mm);
Lấy z = 26 răng.

z1 =

d m1 53,125
=
= 25,2
mtm
2,625

- Số răng bánh lớn z 2 = u.z1= 4,73.26 = 122,98(răng) chon z 2 =123
z
26
δ 1 = arctan( 1 ) = arctan( ) = 12,110
z2
123
+
0

0
0
0
δ
=
90
−
δ
=
90
−
12
,
11
=
77
,
89
2
1
+

Theo bảng 6.20, với z 1 = 26 chọn hệ số dịch chỉnh đều: x 1 = 0; x 2 = 0
3.3.3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt bánh răng côn phải thỏa mãn điều kiện sau
σ H = Z M Z H Zε

2T1 K H u12 + 1
0,85bd m21u1

≤ [σ H ]

Trong đó:
ZM
+
là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, tra bảng
6.5 với vật liệu bánh nhỏ và bánh lớn đều làm bằng Thép nên chọn
Z M = 274 MPa1/3
+

ZH

là hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc , tra bảng 6.12 với
x1 + x2 = 0
β = β m = 0 ta có Z H = 1, 76
và góc nghiêng
Z
+ ε là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với bánh răng côn răng thẳng
ta có
Với

Zε =

4 − εα
3

ε α là hệ số trùng khớp ngang tính theo công thức


 1 1  

1 
 1
ε α = 1,88 − 3,2 +  = 1,88 − 3,2 +
 = 1,73
 26 123 
 z1 z 2  


10
Nhóm 2


Đồ án môn học chi tiết máy

Suy ra

Zε =

4 − 1, 73
= 0,87
3

K = K Hβ .K Hα .K Hv
+ K H : là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, H

KHβ

là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
K = 1, 28
vành răng , H β

K Hα
là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
K =1
đồng thời ăn khớp, với bánh răng côn răng thẳng thì H α
K Hv
là hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp và tính theo
công thức:

K Hv = 1 +

vH .b.d m1
2.T1.K Hβ .K Hα
vH = δ H g 0 v

Trong đó:

d m1. ( u1 + 1)
u1

, với dm1 = 53,125 (mm), vận tốc vòng

bánh côn nhỏ v = 2,5 (m/s). Theo bảng 6.13 (tr.106) ta chọn cấp chính
δ = 0, 006 ; theo bảng 6.16
xác là cấp 9; theo bảng 6.15 (tr.107) ta chọn H
(tr.107) ta chọn g0 = 56. Suy ra:
53,125.( 4,73 + 1)
v H = 0,006.56.2,5.
= 5,45
4,73
(m/s)

b là chiều rộng vành răng b = K be .Re = 0,25.194 = 48,5 (mm.)

K Hv = 1 +

v H .b.d m1
5,45.485.53,125
= 1+
= 1,12
2.T1 .K Hβ .K Hα
2.171000.1,15.1

Suy ra
K = K Hβ .K Hα .K Hv = 1,15.1.1,12 = 1,3
Vậy H
Thay vào công thức đầu ta có:

2.171000.1,3. 4,732 + 1
σ H = 274.1,76.0,872 .
= 416,3( MPa)
0,85 .48,5.53,125 2.4,73
[σ ] = [σ H ].Z v .Z R .K xH = 481,8.1.0,95.1 = 457,7( MPa)
Theo 6.1 và 6.1a có H
trong đó:

v < 5(m / s ) ⇒ Z v = 1 Z R = 0,95 K xH = 1
;
;
11

Nhóm 2


Đồ án môn học chi tiết máy
Ta thấy: σ H < [σ H ] , nhưng nhỏ hơn không nhiều, do đó ta lấy chiều rộng vành
răng:b = 49(mm)
3.3.4. Kiển nghiệm về độ bền uốn
Điều kiện bền uốn đối với bánh răng côn được viết như sau
σ F1 =

2.T1.K F .Yε .Yβ .YF 1
0,85 .b.mtm .d m1

≤ [σ F 1 ]

;

σ F 2 = σ F 1.

YF 2
≤ [σ F 2 ]
YF 1

Trong đó
T
+ 1 là mômen xoắn bánh chủ động
+ b là chiều rộng vành răng (mm)
mtm
+
là môđun pháp trung bình (mm)

d
+ m1 là đường kính trung bình của bánh răng chủ động
Y
Y =1
+ β là hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng ta có β
Y Y
+ F 1 , F 2 là hệ số dạng của bánh răng 1 và 2
Với bánh răng côn răng thẳng thì số răng tương đương được tính theo công
thức:
Z1
26
=
= 26,2
cos(δ 1 ) cos(12,110 )
Z2
123
=
=
= 365
cos(δ 2 ) cos(77,89 0 )

Z vn1 =
Z vn 2

tra bảng 6.18 ta được = 3,45; = 3,63

K F là hệ số tải trọng khi tính về uốn, K F = K Fβ .K Fα .K Fv

Trong đó:
+

KFβ

: là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành

K be .u
0,25.4,316
=
= 0,45
2
−
K
2
−
0
,
25
be
răng. Ta có:
, tra bảng 6.21 (tr.113) ta có

K Fβ = 1,18

+

K Fα

: là hệ số kể đến sự phân bố không tải trọng cho các đôi răng đồng
K =1
thời ăn khớp, với bánh răng côn răng thẳng thì Fα

.
K Fv
+
: là hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp

12
Nhóm 2


Đồ án môn học chi tiết máy

K Fv = 1 +

với

v F = δ F .g 0 .v.

( trong đó :
Vậy :

v F .b.d m1
2.T1.K Fβ .K Fα

d m1 .( u + 1)
53,125.( 4,73 + 1)
= 0,16.56.2,5.
= 5,5( m / s )
u
4,73

g 0 = 56 δ F = 0,016 ; v = 2,5
,
,
)

K Fv = 1 +

v F .b.d m1
5,5.48,5.53,125
= 1+
= 1,23
2.T1 .K Fβ .K Fα
2.171000.1,18.1

Thay vào công thức trên ta có :
K F = K Fβ .K Fα .K Fv = 1,18.1.1,32 = 1,52

Yε

là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với hệ số trùng khớp ngang

ε α = 1,735 , suy ra

Yε =

1
1
=
= 0,58
ε α 1, 735

Vậy :
•

σ F1 =

2.171000.1,58.0,58.1.3,45
= 72,2( MPa ) ≤ [σ F 1 ] = 252 MPa
0,85 .48,5.3.53,125

σ F 2 = 72,2.

3,63
= 60 ≤ [σ F 2 ] = 236,5MPa
3,45

•
Vậy bộ truyền đảm bảo độ bền uốn.
3.3.5. Kiểm nghiệm răng về quá tải
Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (lúc mở máy, hãm máy…) với hệ số
T
K qt = max
T , trong đó: T là mômen xoắn danh nghĩa, Tmax là mômen
quá tải
xoắn quá tải. Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc
cực đại và ứng suất uốn cực đại.

K qt =

Tmax

= 1,8
T1
(theo sơ đồ tải trọng)

Ta có
Để tránh hiện tượng biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc
cực đại

σ H max không vượt quá một giá trị cho phép

σ H max = σ H K qt ≤ [ σ H ] max

13
Nhóm 2


Đồ án môn học chi tiết máy

σ

= 416,3. 1,8 = 558,5( MPa ) < [σ

]

= 1260 MPa

H max
Ta có: H max
Đồng thời để phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng

σ

suất uốn cực đại F max tại mặt lượn chân răng không vượt quá một giá trị cho
σ
= σ F K qt ≤ [ σ F ] max
phép: F max
Ta có:
σ F 1max = σ F 1 .K qt = 72.2.1,8 = 130( MPa ) < [σ H ] max = 400MPa

σ F 2 max = σ F 2 .K qt = 60.1,8 = 108( MPa ) < [σ H ] max = 360MPa

Vậy bộ truyền cấp nhanh thỏa mãn yêu cầu về quá tải.

14
Nhóm 2


Đồ án môn học chi tiết máy
Các thông số bộ truyền bánh răng côn
Thông số
Số răng bánh nhỏ, bánh lớn
Chiều dài côn ngoài, (mm)
Môđun vòng ngoài, (mm)
Chiều rộng vành răng, b (mm)
Tỉ số truyền, u
Hệ số dịch chỉnh chiều cao (mm)
Đường kính chia ngoài, (mm)
Góc côn chia
Chiều cao răng ngoài,
Chiều cao đầu răng ngoài,

Chiều cao chân răng ngoài,
Đường kính đỉnh răng ngoài,

Kết quả
Z1 = 26; Z2 = 132
194
3
48,5
4,73
x1 = 0, x2 = 0
= 71,44, 388,82
δ1 = 12.110, δ2 = 77,890
6,8
hae1 = 4,15, hae2 = 1,90
hfe1 = 2,45, hfe2 = 4,70
dae1 = 86,14, dae2 = 390,96

15
Nhóm 2


Đồ án môn học chi tiết máy

3.4. Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
3.4.1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục
T2 .K H β
aw2 = K a .(u2 + 1) 3
[σ H ]2 .u 2 .ψ ba
Trong đó:
+ Ka = 49,5 ( theo bảng 6.5)

+ T1 = 762030 Nmm
+ Tra bảng 6.6 có: ψba = 0,5, suy ra: ψbd = 1,16. Tra bảng 6.7 được:
= 1,05
a w = 49,5.( 3,3 + 1).3

Khβ

762030.1,05
= 266,1
481,8 2.3,3.0,4
(mm)

Vậy:
Lấy aw = 266mm.
3.4.2. Xác định các thông số ăn khớp
Theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, chọn môđun tiêu chuẩn của bánh
răng cấp chậm bằng môđun ở cấp nhanh m = 3.
- Số răng bánh nhỏ:
2a w
2.266
=
= 41,2
m.( u 2 + 1) 3.( 3,3 + 1)
- Số răng bánh lớn:
z1 =

u

z2 = 2 .z1 = 3,3.41,2 = 136,09
Lấy z1 = 41 răng

Lấy z2 = 136 răng.
aw =

m.( z1 + z 2 ) 3.( 41+ 136)
=
= 265,5( mm)
2
2

Do đó:
Lấy aw = 266 mm
Do đó hệ số dịch chỉnh bánh răng lớn và bánh răng nhỏ là: x1 = x2 = 0
Góc ăn khớp :
( z + z ).m. cos α (41 + 136).3. cos 20
cos(α tw ) = 1 2
=
= 0,94
2a w
2.266
suy ra: α tw = 20,3
3.4.3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
2.T2 .K H .(u2 + 1)
σ H = Z M .Z H .Zε .
2
bw .u2 .d w1
0

16
Nhóm 2

Đồ án môn học chi tiết máy
Với :
+ Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu, tra bảng 6.5 có: ZM = 274 MPa1/3
+ Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc:
2. cos β
2. cos 0
ZH =
=
= 1,23
sin 2α w
sin(2.20,3)
+ Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:

Zε =

4 − εα
=
3

4 − 1,72
= 0,86
3

1 1
1 
1
ε α = 1,88 − 3,2. +  = 1,88 − 3,2. +
 = 1,72
z1 z 2 

41 136 


Với
K = K .K

.K

Hβ
Hα
HV
+ Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: H
K = 1,15
K =1
với Hβ
(tra bảng 6.7), Hα
(vì răng thẳng)

K Hv = 1 +

vH .bw .d w1
2.T2 .K Hβ .K Hα

Có đường kính vòng lăn bánh nhỏ:

d w1 =

2.a w 2.266
=
= 123,7

u 2 + 1 3,3 + 1
(mm)

đường kính vòng lăn bánh lớn là : dw2 = dw1.u2 = 123,7.3,3 = 408,3(mm)
π .d w1 .n2 3,14.123,7.48,05
v=
=
= 0,64
60000
60000
nên
(m/s)
g = 73
mà 0
, và δ H = 0,006
a
266
v H = δ H .g o .v. w = 0,006.73.0,78.
= 2,54
u2
3,3
suy ra:
bw = ψ ba .a w = 0,55.266 = 106
2,76.106.123,7
K Hv = 1 +
= 1,02
2.762030.1,15.1
Do đó K H = 1,15.1.1,02 = 1,18
Vậy:
2.762030.1,18.( 3,6 + 1)

σ H = 274.1,25.0,862 .
= 243( MPa ) < [σ H ]
108.3,3.123,7 2
Thỏa mãn điều kiện.
17
Nhóm 2


Đồ án môn học chi tiết máy
3.4.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
σ F1 =

2.T2 .K F .Yε .Yβ .YF1
bw .d w1.m

Theo bảng 6.7:

K Fβ

=1,32

Theo bảng 6.14: với v < 2,5 m/s và cấp chính xác 8:

Theo CT6.47:

v F = δ F .g o .v.

Trong đó theo bảng 6.15:

K Fα = 1,22

aw
266
= 0,006.56.0,78.
= 2,33
u
3,3

δ F = 0, 016

theo bảng 6.16:

g o = 56

Do đó theo CT6.46 [TL1]:
K FV = 1 +

Do đó:

v F .bw .d w1
2,12.106.123,7
= 1+
= 1,019
2.T2 .K Fβ .K Fα
2.762030.1,32.1,22

K F = K Fβ .K Fα .K Fv = 1,32.1,22.1,09 = 1,64

Với: ε α = 1,73 →

yε =

Với bánh răng thẳng:

1
= 0,57
εα
β = 0 → Yβ = 1

Số răng tương đương:
Zv1 = Z1 = 41; Zv2 = Z2 = 136
Theo bảng 6.18 ta được:
YF1= 3,75 ; YF2= 3,6
Với m =

3 mm

Ta có: Ys = 1,08 - 0,0695.ln(2,5) = 1,02
YR = 1

; K xF = 1 ( d a < 400 mm)
18

Nhóm 2


Đồ án môn học chi tiết máy
Do đó theo CT6.2 và CT6.2a:

[σ F1 ] ' = [σ F1 ].YR .Ys .K XF = 252.1.1,02.1 = 257,04( MPa )

[σ F 2 ] ' = [σ F 2 ].YR .Ys .K XF = 236,5.1.1,02.1 = 241,23
Thay các giá trị vừa tính được vào công thức trên:
σ F1 =

2.762030.1,64.0,57.1.3,75
= 110,8( MPa ) < [σ F 1 ]
106.123,7.3

σ F 2 = σ F1.

YF 2
3,6
= 110,8.
= 106,4( MPa ) < [σ F 2 ]
YF 1
3,75

Thỏa mãn điều kiện bền uốn
3.4.5. Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Theo CT 6.48: với

K qt =

Tmax
= 1,8
T

σ H 1Max = σ H . K qt = 243. 1,8 = 315,97( MPa ) < 1260 MPa

Theo CT 6.49:

σ F 1 max = σ F 1 .K qt = 110,8.1,8 = 199,44( MPa ) < [σ F 1 max ] = 400MPa
σ F 2 max = σ F 2 .K qt = 106,4.1,8 = 191,52( MPa ) < [σ F 2 max ] = 360MPa
→ thỏa mãn điều kiện quá tải

Bảng các thông số kích thước bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
Khoảng cách trục
Mô đun pháp
Chiều rộng vành răng
Góc nghiêng của răng
Số răng bánh răng
Hệ số dịch chỉnh
Đường kính vòng chia

aw = 266 mm
m = 3 mm
bw = 106 mm
β = 00

Z1 = 41; Z2 = 136
x1 = 0; x2 = 0
d1 = m.Z1 = 3.41 = 123 mm
d2 = m.Z2= 3.136 = 408 mm

Đường kính đỉnh răng

da1 = 1126 mm; da2 = 412 mm
19

Nhóm 2

Đồ án môn học chi tiết máy

20
Nhóm 2


Đồ án môn học chi tiết máy
PHẦN 4: THIẾT KẾ TRỤC
4.1. Chọn vật liệu cho các trục
Chọn vật liệu chế tạo trục bằng thép 45 có: σ b = 600 MPa
Ứng suất trục vào và trục ra [τ ] = 20…80 N/mm2
Ứng suất trục trung gian [τ ] = 30…80 N/mm2
4.2. Trục I
4.2.1. Xác định sơ bộ đường kính trục I
d1 ≥ 3

T1
171000
⇔ d1 ≥ 3
= 29,01( mm)
0,2.[τ ]
0,2.35
lấy d1= 30 (mm)

4.2.2. Xác định khoảng cách giữa các khối đỡ và điểm đặt lực
Theo bảng 10.2 với d1 = 30 mm tra được chiều rộng ổ lăn b10 = 19
Chiều dài mayơ của Puli
lm12 = (1,2… 1,5).d1 = (1,2… 1,5).30 = 36… 45 (mm) lấy lm12 = 40 (mm)
Chiều dài mayơ bánh răng côn nhỏ.

lm13 = (1,2… 1,4).d1 = (1,2… 1,4).30 = 36... 42 (mm) lấy lm13 = 40 (mm)
Theo bảng 10.3 chọn các giá trị k1, k2, k3, hn như sau:
k1 =12, k2 = 8, k3 =15, hn = 15
Khoảng cách giữa các gối đỡ lki
Theo bảng 10.4 ta có:
l11 = (2,5...3).d1 = 75...90 (mm) lấy l11 = 80 (mm)
l12 = 0,5(lm12+b01)+k3+hn = 0,5.(40+19)+15+15 = 59,5 (mm) lấy l12 = 60 (mm)
l13 = l11+k1+k2+lm13+0,5.(b01-bw.cos σ 1)
= 80+12+8+40+0,5.(19-70.cos11,150) = 115,17 (mm) lấy l13 = 120 (mm)
4.2.3. Các lực tác dụng lên trục
21
Nhóm 2


Đồ án môn học chi tiết máy
Lực do đai và Puli tác dụng lên trục Fđ = 790 (N)
Góc nghiêng đường nối tâm với bộ truyền ngoài là 600 nên
F

đx

= Fđ.sin600 = 948.sin600 =821 (N)

Fđy = Fđ.cos600 = 948.cos600 = 474(N)
Lực do bộ truyền bánh răng côn tác dụng lên trục là:
+ Ft11 =4018
+ Fr13 = Ft13.tan α cos σ 1 = 4018.tan(20,30).cos(12,110) =1430(N)
+ Fa13 = Ft13.tan α .sin σ 1 = 4018.tan(20,30).sin(12,110) = 306 (N)
4.2.4. Vẽ biểu đồ mômem uốn Mx, My và mômem xoắn T

l13
l12
Fxd

l11

x

Fy10

z

y

Fr13

Fd
Fyd

O

Fx10

Fx11

Fa13

Fy11

Ft13

Trong mặt phẳng (xoz) ta có hệ phương trình sau:

⟺

Trong mặt phẳng (yoz) ta có hệ phương trình sau:

⟺

22
Nhóm 2


Đồ án môn học chi tiết máy

⟺

-Vẽ biểu đồ mômen uốn Mx:
+ tại bánh răng 13:

=-26228(Nmm)
+ tại gối đỡ 11:
+ tại gối đỡ 10:

=62356(Nmm)

- Vẽ biểu đồ mômen uốn My:
+ tại bánh răng 13:
+ tại gối đỡ 11:
+ tại gối đỡ 10:

- Vẽ biểu đồ mômen Mz :

23
Nhóm 2


Đồ án môn học chi tiết máy

Fy10

Fx10

Fxd

Fy13
Fz13

Fx11

Fyd

Fx13

Fy11

46883
39177

Mx
32300

48512

My
62372

171000

Ø28

Ø28

Ø30

Ø30

Ø28

Ø28

Mz

4.2.5. Tính chính xác các đường kính của trục
- Mômen uốn và mômen uốn tương đương:
+ Tại chỗ lắp bánh đai 12:
+ Tại gối đỡ 10:

24
Nhóm 2

Đồ án môn học chi tiết máy

=78028 (Nmm)
=167389(Nmm)
+ Tại chỗ lắp bánh răng 13:
=150395( Nmm)
- Tính đường kính chính xác trục tại các tiết diện:
+ Tại bánh đai 12: d12===27,65(Nmm)
+ Tại gối đỡ 10: d10===28,12(Nmm)
+ Tại gối đỡ 11: d11===28,86(Nmm)
+ Tại bánh răng 13: d13===27,8(Nmm)
Lấy đường kính trục theo tiêu chuẩn: d12 = d13 = 28 mm; d10 = d11 = 30 mm
Theo bảng 9.1a–tr 173, ta chọn then có: b = 8 mm ; h =7 mm; chiều sâu rãnh
then trên trục t1 =4 mm ; chiều sâu rãnh then trên lỗ t2 = 2,8 mm.
4.3. Trục II
4.2.1. Xác định sơ bộ đường kính trục II
T2
762030
d2 ≥ 3
⇔ d2 ≥ 3
= 53,4( mm)
0,2.[τ ]
0,2.25
lấy d2 = 55 (mm)
4.3.2. Xác định khoảng cách giữa các khối đỡ và điểm đặt lực
Theo bảng 10.2 với d2 = 55 mm tra được chiều rộng ổ lăn b02 = 29
Chiều dài mayơ bánh răng côn lớn
lm13 = (1,2... 1,4).d2 = (1,2... 1,4).55 = 66... 77 (mm) lấy lm23 = 75 (mm)
Chiều dài mayơ bánh răng trụ nhỏ

lm22 = (1,2... 1,5).d2 = (1,2… 1,5).55 = 66... 82,5 (mm) lấy lm22 = 80 (mm)
Khoảng cách giữa các gối đỡ lki
Theo bảng 10.4 ta có:
25
Nhóm 2