ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý

SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N
1
- Nhóm 13A Trang 3

I. CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

1. Chọn động cơ điện

Động cơ điện được chọn phải tận dụng được toàn bộ công suất động cơ. Khi làm
việc không quá nóng, có khả năng quá tải trong thời gian ngắn, có momen mở máy
ban đầu đủ lớn để thắng momen cản ban đầu của phụ tải.

Công suất động cơ được xác định theo công thức



N
N
CT

Trong đó:
- N
CT
: Công suất cần thiết.
- N : Công suất trên băng tải. Với P là lực kéo băng tải, v là vận tốc băng
tải thì công suất trên băng tải là:

66,2
1000

25,1.2125
1000
v.P
N 
(kW)
- η : Hiệu suất truyền động, bằng tích số hiệu suất các bộ truyền và của
các cặp ổ trong thiết bị, tra theo Bảng 2-1 (TKCTM – NXBGD – 1998).

KNOXBRTBRN
.... 

η
BRN
= 0,96 – hiệu suất bộ truyền bánh răng nón.
η
BRT
= 0,97 – hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ.
η
X
= 0,96 – hiệu suất bộ truyền xích.
η
O
= 0,99 – hiệu suất của một cặp ổ lăn.
η
KN
= 1 – hiệu suất của khớp nối.
Suy ra:
86,01.99,0.96,0.97,0.96,0
4


Vậy công suất cần thiết:
1,3
86,0
66,2
N
CT

(kW)
Cần phải chọn công suất động cơ lớn hơn công suất cần thiết. Chọn sơ bộ động cơ
điện che kín có quạt gió. Tra bảng 2P (TKCTM – NXBGD – 1998), chọn động cơ kí
hiệu AO2 - 41 – 4.
- Công suất động cơ N
đc
= 4 (kW)
- Số vòng quay của động cơ n
đc
= 1450 (vòng/phút)

2. Phân phối tỉ số truyền

Tỉ số truyền động chung:
t
đc
n
n
i 

Với n
t

là số vòng quay của tang:

5,41
575.14,3
25,1.1000.60
D.
v.1000.60
n
t



(vòng/phút)

35
5,41
1450
i 

Mặt khác: i = i
RN
.i
RT
.i
X
= i
h.
i
X
.

- i
RN
: tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng nón răng thẳng.
- i
RT
: tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng.
Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý

SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N
1
- Nhóm 13A Trang 4
- i
x
: tỉ số truyền của bộ truyền xích.
- i
h
: tỉ số truyền bên trong hộp giảm tốc.
Chọn i
RN
= 0,25i
h
(0,220,28)

i
RT
= 4. Từ đó
75,8
4
35
i.i

xRN

, chọn i
RN
= 3,5
và i
x
= 2,5.
Kiểm tra lại: i = 3,5.4.2,5 = 35 thỏa mãn yêu cầu.

a. Tính công suất trên các trục:

Trục I :
07,399,0.1.1,3.NN
OKNCT1

(kW)
Trục II :
92,299,0.96,0.07,3.NN
OBRN12

(kW)
Trục III:
8,299,0.97,0.92,2.NN
OBRT23

(kW)
Trục IV:
66,299,0.96,0.8,2.NN
OX34


(kW)

b. Tính số vòng quay mỗi trục:

Trục I :
1450nn
đc1

(vòng/phút)
Trục II :
29,414
5,3
1450
i
n
n
RN
1
2

(vòng/phút)
Trục III:
57,103
4
29,414
i
n
n
RT

2
3

(vòng/phút)
Trục IV:
43,41
5,2
57,103
i
n
n
x
3
4

(vòng/phút)
c. Tính momen xoắn cho mỗi trục:

20417
1450
1,3
.10.55,9
n
N
.10.55,9T
6
đc
CT
6
đc


(N.mm)

20220
1450
07,3
.10.55,9
n
N
.10.55,9T
6
1
1
6
1

(N.mm)

67310
29,414
92,2
.10.55,9
n
N
.10.55,9T
6
2
2
6
2


(N.mm)

258183
57,103
8,2
.10.55,9
n
N
.10.55,9T
6
3
3
6
3

(N.mm)

613155
43,41
66,2
.10.55,9
n
N
.10.55,9T
6
4
4
6
4


(N.mm)

Bảng hệ thống các thông số tính được:

Trục
Thông số
Trục
động cơ
Trục I Trục II Trục III Trục IV
Tỉ số truyền i i
RN
= 3,5 i
RT
= 4 i
x
= 2,5

Số vòng quay n (v/p) 1450 1450 414,29 103,57
41,43
Công suất N (kW) 3,1 3,07 2,92 2,8
2,66
Momen xoắn T (N.mm) 20417 20220 67310 258103
613155

Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý

SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N
1
- Nhóm 13A Trang 5

II. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN

1. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH

Bộ truyền xích có thể truyền mômen xoắn và chuyển động từ hộp giảm tốc đến
trục tang của băng tải cách xa nhau, có hiệu suất cao và không trượt. Tuy nhiên làm
việc không êm, vận tốc tức thời không ổn định, giá thành tương đối cao so với bộ
truyền đai…

1.1 Chọn loại xích

So với xích răng, xích con lăn có độ bền mòn cao hơn; chế tạo không phức tạp
và đắt bằng xích răng. Nên với bộ truyền không yêu cầu làm việc êm, vận tốc làm
việc không cao, dùng xích ống con lăn, trước hết dùng một dãy xích.

1.2 Định số răng đĩa xích

Số răng đĩa xích càng ít thì xích càng nhanh mòn, va đập của mắt xích vào
răng đĩa xích càng tăng, xích làm việc càng ồn; nhưng số răng đĩa xích lớn thì tăng
kích thước đĩa xích và dễ gây tuột xích. Do đó tối ưu chọn số răng đĩa xích nhỏ
theo bảng 6-3 (TKCTM) với tỉ số truyền i = 2,5 là Z
1
= 26 răng.
Số răng đĩa xích lớn Z
2
= Z
1
.i = 26.2,5 = 65 răng.

1.3 Định bước xích

Bước xích p được chọn theo điều kiện áp suất sinh ra trên bản lề và số vòng
quay trong một phút của đĩa xích phải nhỏ hơn số vòng quay giới hạn.

Hệ số điều kiện sử dụng

cbđcoAđ
K.K.K.K.K.KK 

Trong đó:
K
đ
= 1,2 vì tải trọng va đập (rung động nhẹ).
K
A
= 1 – Chọn khoảng cách trục A = (3050)t.
K
o
= 1 – Chọn cách bố trí bộ truyền nằm ngang.
K
đc
= 1,25 – Trục không không điều chỉnh được và cũng không có đĩa
hoặc con lăn căng xích.
K
b
= 1,5 – Bôi trơn định kì.
K
c
= 1,25 – Bộ truyền làm việc 2 ca (do mỗi ngày làm việc 16 giờ, mà

mỗi ca làm việc 4 + 4 = 8 giờ).
Vậy
813,225,1.5,1.25,1.1.1.2,1K 
.

Hệ số răng đĩa dẫn

962,0
26
25
Z
Z
K
1
01
z

.
Hệ số vòng quay của đĩa dẫn (chọn số vòng quay cơ sở n
01
= 200 v/p)

93,1
57,103
200
n
n
K
1
01

n

.

Công suất tính toán
Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý

SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N
1
- Nhóm 13A Trang 6

6,1493,1.962,0.813,2.8,2K.K.K.NN
nz

(kW).

Tra bảng 6-4 (TKCTM) với n
01
= 200 vòng/phút và N=14,6kW chọn được
xích ống con lăn một dãy có bước xích
 
64-10497 OCT mm75,31t 
, diện tích
bản lề F = 262,2 mm
2
, có công suất cho phép [N] = 20,1kW. Với loại xích này
theo bảng 6-1 (TKCTM) tìm được kích thước chủ yếu của xích tải, tải trọng phá
hỏng Q = 70000N, khối lượng 1 mét xích q = 3,73kg.

Kiểm nghiệm số vòng quay của đĩa dẫn theo điều kiện n

1
≤ n
gh
. Với n
gh
là số
vòng quay giới hạn của đĩa dẫn, tra bảng 6-5 (TKCTM) với t = 31,75mm và số
răng đĩa dẫn Z
1
= 26, số vòng quay giới hạn của đĩa dẫn n
gh
có thể đến 760v/p.
Như vậy, điều kiện trên được thỏa mãn (n
1
= 103,57v/p).

1.4 Định khoảng cách trục A và số mắt xích X

a. Tính số mắt xích
Chọn
40
t
A
t40A 
, số mắt xích tính theo công thức

TKCTM) 4-6 (CT
A
t
2

ZZ
t
A
2
2
ZZ
X
2
1221













46,126
40
1
.
2
2665
40.2
2

6526
X
2












.
Lấy số mắt xích X = 126.

Kiểm nghiệm số lần va đập trong một giây:

42,1
126.15
57,103.26
X15
nZ
L
v4
u
11


.
Theo bảng 6-7 (TKCTM), số lần va đập cho phép trong một giây là [u] =
25, cho nên điều kiện u ≤ [u] được thỏa mãn.

b. Tính chính xác khoảng cách trục A theo số mắt xích đã chọn






























2
12
2
2121
2
ZZ
8
2
ZZ
X
2
ZZ
X
4
t
A


mm1263
2
2665
8
2
6526
126
2

6526
126
4
75,31
A
22





























.

Để đảm bảo độ võng bình thường, tránh cho xích khỏi bị căng quá, giảm
khoảng cách trục A một khoảng
mm4A003,0A 
.
Cuối cùng lấy A = 1259mm.

1.5 Tính đường kính vòng chia đĩa xích

Đĩa dẫn:

mm263
26
180
sin
75,31
Z
180
sin
t
d
o
1
o
1c


.
Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý

SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N
1
- Nhóm 13A Trang 7
Đĩa bị dẫn:

mm657
65
180
sin
75,31
Z
180
sin
t
d
o
2
o
2c

.

1.6 Tính lực tác dụng lên trục

Lực tác dụng lên trục được xác định theo công thức

N2260
57,103.75,31.26
8,2.15,1.10.6
Ztn
Nk10.6
PkR
7
t
7
1

.
Trong đó hệ số k
1
= 1,15 vì bộ truyền nằm ngang.
Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý

SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N
1
- Nhóm 13A Trang 8

2. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG NÓN RĂNG THẲNG

Bộ truyền bánh răng nón răng thẳng có ưu điểm là có thể truyền momen xoắn với
hai trục chéo nhau, làm việc êm. Tuy nhiên, bộ truyền chế tạo phức tạp, lắp ráp khó
khăn và kích thước lớn cũng như không gian bố trí rộng trong hộp giảm tốc.

2.1. Chọn vật liệu, cách chế tạo và nhiệt luyện

Bộ truyền chịu tải trọng trung bình nên cả bánh lớn và nhỏ đều sử dụng thép

thường hóa.
- Bánh nhỏ: Thép 45.
- Bánh lớn: Thép 35.
Cơ tính của hai loại thép này theo bảng 3-8 (TKCTM):
- Thép 45:
200HB;mm/N300;mm/N600
2
ch
2
bk

.
(Phôi rèn, giả thiết đường kính phôi dưới 100mm)
- Thép 35:
170HB;mm/N260;mm/N500
2
ch
2
bk

.
(Phôi đúc, giả thiết đường kính phôi 100÷300mm)
2.2. Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép

a. Ứng suất tiếp xúc cho phép

Bộ truyền chịu tải trọng thay đổi, rung
động nhẹ nên số chu kì làm việc của bánh lớn
được tính theo công thức:












n
1i
ii
3
max
i
tđ
tn.
T
T
.c.60N
.
Dựa vào đồ thị tải trọng, thấy có 2 chế độ
làm việc với thời gian như nhau nên số chu kì
làm việc của bánh lớn là:

 
733
2tđ

10.77,758.315.2.4.29,414.8,01.1.60N 
.
Số chu kì làm việc của bánh nhỏ là:

77
2tđRN1tđ
10.2,26510.77,75.5,3N.iN 
.
Do sử dụng thép 35 và 45 thường hóa nên số chu kì cơ sở của đường cong
mỏi tiếp xúc theo bảng 3-9 (TKCTM) là N
0
= 10
7
chu kì và
 
HB.6,2
Notx

.
Thấy N
tđ1
và N
tđ2
đều lớn hơn N
0
nên đối với cả hai bánh đều lấy k
N
’

= 1.

Ứng suất cho phép của bánh lớn:

   
442170.6,2HB.
2Notx2tx


N/mm
2
.
Ứng suất cho phép của bánh nhỏ:

   
520200.6,2HB.
1Notx1tx

N/mm
2
.
Để tính sức bền ta chọn trị số nhỏ là
 
442
2tx

N/mm
2
.

b. Ứng suất uốn cho phép

Số chu kì tương đương của bánh lớn và bánh nhỏ:

 
666
2tđ
10.5,6328.315.2.4.29,414.8,01.1.60N 
.

66
2tđRN1tđ
10.8,221310.5,623.5,3N.iN 
.
1÷3s
4h
4h
t
M
1,5M
M
0,8M
Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý

SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N
1
- Nhóm 13A Trang 9
Cả N
tđ1
và N
tđ2
đều lớn hơn N

0
= 0,5.10
6
nên cả hai bánh lấy k
N
’’
= 1.
Giới hạn mỏi uốn của thép 45:
258600.43,0
1


(N/mm
2
); Giới hạn
mỏi uốn của thép 35:
215500.43,0
1


(N/mm
2
).

Đối với bánh răng lớn làm bằng thép đúc lấy hệ số an toàn n = 1,8 còn đối
với bánh nhỏ làm bằng thép rèn lấy hệ số an toàn n = 1,5. Cả hai bánh đều làm
bằng thép thường hóa nên lấy hệ số tập trung ứng suất ở chân răng K

= 1,8.

Do bộ truyền làm việc một chiều nên ứng suất uốn cho phép được tính
theo công thức
 







nK
k5,1
nK
k
''
N1
''
no
u
.
Với bánh nhỏ:
 
3,143
8,1.5,1
1.258.5,1
1u

N/mm
2
.

Với bánh lớn:
 
5,99
8,1.8,1
1.215.5,1
2u

N/mm
2
.
2.3. Chọn sơ bộ hệ số tải trọng K = 1,4.

2.4. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng
3,0
L
b
L

.

2.5. Tính chiều dài nón L

Đối với bộ truyền bánh răng nón răng thẳng áp dụng công thức (3-11
TKCTM)

 
 
3
2L
2

2
tx
RNL
6
2
RN
n..85,0
KN
i5,01
10.05,1
1iL











 
108
29,414.3,0.85,0
07,3.4,1
442.5,3.3,0.5,01
10.05,1
15,3L
3

2
6
2









mm.
2.6. Tính vận tốc vòng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng

Vận tốc vòng: (công thức 3-18 TKCTM)

 
 
76,3
15,3.1000.60
1450.3,0.5,01106..2
1i.1000.60
n5,01L2
v
22
RN
1L








m/s.
Với vận tốc này, tra bảng 3-11 (TKCTM) ta chọn cấp chính xác của bánh răng
là 7.

2.7. Định chính xác hệ số tải trọng K và chiều dài nón L

Hệ số tải trọng K được xác định theo công thức
đtt
K.KK 
.

Bộ truyền chịu tải trọng thay đổi, nên K
tt
được tính theo công thức gần
đúng
2
1K
K
ttb
tt


.
Cần xác định 
d

:

 
64,0
3,0.5,012
15,33,0
)5,01(2
1i
2
L
2
RNL
d







.
Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý

SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N
1
- Nhóm 13A Trang 10
Tra bảng hệ số tập trung tải trọng K
tt
(Bảng 3-12 TKCTM) với trục ít cứng
được K

tt
= 1,16. Vậy
08,1
2
116,1
K
tt



.
Các bánh răng có độ rắn HB<350, theo bảng hệ số tải trọng động (Bảng 3-
13 TKCTM) tìm được K
đ
= 1,55.
Vậy hệ số tải trọng
67,155,1.08,1K 
chênh lệch khá nhiều với hệ số đã
chọn sơ bộ (19%). Tính lại chiều dài nón L:

5,114
4,1
67,1
.108L
3

mm.
Lấy L = 115mm.

2.8. Xác định môđun và số răng

Môđun
   
45,33,211503,002,0L03,002,0m
s

.
Chọn m
s
=3mm. Ta có số răng bánh dẫn:

06,21
15,33
115.2
Z
2
1



.
Lấy Z
1
= 21 răng.
Z
2
= 3,5.21= 74 răng.
Tính chính xác chiều dài nón:

mm4,1157421.3.5,0ZZm5,0L

222
2
2
1s

.
Chiều dài răng:

62,344,115.3,0L.b
L

.
Lấy b = 35mm.
Môđun trung bình

 
 
mm55,2
4,115
35.5,04,1153
L
b5,0Lm
m
s
tb






.
2.9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng

Góc mặt nón lăn bánh nhỏ:

'57152857,0
5,3
1
i
1
tg
o
11

.
Góc mặt nón lăn bánh lớn:

'03745,3itg
o
22

.
Số răng tương đương:
Bánh nhỏ:
22
'5715cos
21
cos
Z
Z

o
1
1
1tđ



răng.
Bánh lớn:
269
'0374cos
74
cos
Z
Z
o
2
2
2tđ



răng.
Tra bảng 3-18 (TKCTM) có hệ số dạng răng:
Bánh nhỏ y
1
= 0,41;
Bánh lớn y
2
= 0,517.

Ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ:

 
2
1u
2
2
6
1u
mmN3,143mmN5,40
35.1450.21.55,2.41,0.85,0
07,3.67,1.10.1,19

.
Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý

SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N
1
- Nhóm 13A Trang 11
Ứng suất uốn tại chân răng bánh lớn:

 
2
2u
2
2
1
1u2u
mmN5,99mmN1,32
517,0

41,0
5,40
y
y

.
2.10. Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột

Trong quá trình làm việc, bộ truyền bị quá tải đột ngột lúc mở máy với hệ số
quá tải
5,1
M
M
k
qt
qt

do đó ta cần kiểm nghiệm sức bền khi quá tải.

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:
Bánh nhỏ:
 
2
1txqt
mmN1300520.5,2 
.
Bánh lớn:
 
2
2txqt

mmN1105442.5,2 
.
Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
Bánh nhỏ:
 
2
1uqt
mmN240300.8,0 
.
Bánh lớn:
 
2
2uqt
mmN208260.8,0 
.

Chỉ cần kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc đối với bánh lớn, có []
txqt
nhỏ hơn :

 
 
2
2/3
26
tx
mmN436
29,414.35.85,0
07,3.67,1.15,3
5,335.5,0115

10.05,1




.

 
2
2txqt
2
qttxtxqt
mmN1105mmN5345,1.436k. 
.
Kiểm nghiệm sức bền uốn
Bánh nhỏ:
 
1uqt
2
qt1u1uqt
mmN8,605,1.5,40k. 
.
Bánh lớn:
 
2uqt
2
qt2u2uqt
mmN2,485,1.1,32k. 
.
Vậy bộ truyền thỏa mãn các điều kiện sức bền.

2.11. Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền

Môđun mặt nón lớn: m
s
= 3 mm.
Số răng: Z
1
= 21 ; Z
2
= 74.
Chiều dài răng: b = 35 mm.
Chiều dài nón: L = 115,4 mm.
Góc ăn khớp:
o
20
.
Góc mặt nón lăn:
'5715
o
1

;
'0374
o
2

.
Đường kính vòng lăn (vòng chia):
d

1
= m
s
.Z
1
= 3.21 = 63 mm.
d
2
= m
s
.Z
2
= 3.74 = 222 mm.
Đường kính vòng đỉnh:

 
 
mm8,68'5715cos2213cos2ZmD
o
11s1e

.

 
 
mm6,223'0374cos2743cos2ZmD
o
22s2e

.

Đường kính vòng lăn (vòng chia) trung bình:

mm4,53
115
35
5,0163
L
b
5,01dd
11tb















.

mm2,188
113
35

5,01222
L
b
5,01dd
22tb















.
Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý

SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N
1
- Nhóm 13A Trang 12
2.12. Tính lực tác dụng (công thức 3-51 TKCTM)

Đối với bánh nón nhỏ:
Lực vòng:

N4,634
25.55,2
20220.2
n.Z.m
M2
P
1tb
1x
1

;
Lực hướng tâm:
N1,222962,0.364,0.4,634cos.tg.PP
111r

;
Lực dọc trục:
N5,63275,0.364,0.4,634sin.tg.PP
121a

.
Đối với bánh nón lớn:
Lực vòng: P
2
= P
1
= 634,4N ;
Lực hướng tâm: P
r2
= P

a1
= 63,5N ;

Lực dọc trục: P
a2
= P
r1
= 222,1N .
Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý

SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N
1
- Nhóm 13A Trang 13
3. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG

Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng là bộ truyền cấp chậm, nó thực hiện truyền
chuyển động hay biến đổi chuyển động nhờ sự ăn khớp giữa các răng trên bánh răng.
Bộ truyền này có nhiều ưu điểm nổi bật như:
Khả năng tải lớn, kích thước nhỏ gọn, hiệu suất cao.
Tuổi thọ cao, làm việc tin cậy.
Tuy nhiên cũng có nhược điểm là công nghệ cắt răng phức tạp, yêu cầu cao về độ
chính xác chế tạo cũng như lắp ráp và có nhiều tiếng ồn khi vận tốc lớn.

3.1. Chọn vật liệu, cách chế tạo và nhiệt luyện

Bộ truyền chịu tải trọng trung bình nên cả bánh lớn và nhỏ đều sử dụng thép
thường hóa.
- Bánh nhỏ: Thép 45.
- Bánh lớn: Thép 35.
Cơ tính của hai loại thép này theo bảng 3-8 (TKCTM):

- Thép 45:
200HB;mm/N300;mm/N600
2
ch
2
bk

.
(Phôi đúc, giả thiết đường kính phôi dưới 100mm)
- Thép 35:
170HB;mm/N260;mm/N500
2
ch
2
bk

.
(Phôi đúc, giả thiết đường kính phôi 100÷300mm)
3.2. Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép

a. Ứng suất tiếp xúc cho phép

Bộ truyền chịu tải trọng thay đổi, rung động nhẹ nên số chu kì làm việc
của bánh lớn được tính theo công thức:













n
1i
ii
3
max
i
tđ
tn.
T
T
.c.60N

Số chu kì làm việc của bánh lớn là:

 
733
2tđ
10.9,188.315.2.4.57,103.8,01.1.60N 
.
Số chu kì làm việc của bánh nhỏ là:

77
2tđRT1tđ
10.6,7510.94,18.4N.iN 

.
Do sử dụng thép 35 và 45 thường hóa nên số chu kì cơ sở của đường cong
mỏi tiếp xúc theo bảng 3-9 (TKCTM) là N
0
= 10
7
chu kì và
 
HB.6,2
Notx

.
Thấy N
tđ1
và N
tđ2
đều lớn hơn N
0
nên đối với cả hai bánh đều lấy k
N
’

= 1.
Ứng suất cho phép của bánh lớn:

   
442170.6,2HB.
2Notx2tx

N/mm

2
.
Ứng suất cho phép của bánh nhỏ:

   
520200.6,2HB.
1Notx1tx

N/mm
2
.
Để tính sức bền ta chọn trị số nhỏ là
 
442
2tx

N/mm
2
.

b. Ứng suất uốn cho phép

Số chu kì tương đương của bánh lớn và bánh nhỏ:

 
666
2tđ
10.1,1588.315.2.4.57,103.8,01.1.60N 
.

66
2tđRT1tđ
10.4,63210.1,158.4N.iN 
.
Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý

SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N
1
- Nhóm 13A Trang 14
Cả N
tđ1
và N
tđ2
đều lớn hơn N
0
= 0,5.10
6
nên cả hai bánh lấy k
N
’’
= 1.
Giới hạn mỏi uốn của thép 45:
258600.43,0
1


(N/mm
2
); Giới hạn
mỏi uốn của thép 35:

215500.43,0
1


(N/mm
2
).
Cả hai bánh răng đều làm bằng phôi đúc, thép thường hóa nên lấy hệ số an
toàn n = 1,8 và lấy hệ số tập trung ứng suất ở chân răng K

= 1,8.
Do bộ truyền làm việc một chiều nên ứng suất uốn cho phép được tính
theo công thức
 







nK
k5,1
nK
k
''
N1
''
no
u

Với bánh nhỏ:
 
4,119
8,1.8,1
1.258.5,1
1u

N/mm
2
.
Với bánh lớn:
 
5,99
8,1.8,1
1.215.5,1
2u

N/mm
2
.
3.3. Chọn sơ bộ hệ số tải trọng K = 1,3.

3.4. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng
3,0
A
b
A

.

3.5. Tính khoảng cách trục A

Đối với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng thẳng áp dụng công thức (3-9
TKCTM)

 
 
3
2A
2
2
RT
tx
6
RT
n
KN
i
10.05,1
1iA














 
3,175
57,103.3,0
92,2.3,1
4.442
10.05,1
14A
3
2
6










mm.
3.6. Tính vận tốc vòng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng

Vận tốc vòng: (công thức 3-17 TKCTM)

   

52,1
14.1000.60
29,414.3,175..2
1i.1000.60
An2
v
RT
1







m/s.
Với vận tốc này, tra bảng 3-11 (TKCTM) ta chọn cấp chính xác của bánh răng
là 9.

3.7. Định chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A

Hệ số tải trọng K được xác định theo công thức
đtt
K.KK 

Bộ truyền chịu tải trọng thay đổi, nên K
tt
được tính theo công thức gần
đúng
2

1K
K
ttb
tt


.
Cần xác định 
d
:

75,0
2
14
3,0
2
1i
d
b
RT
A
1
d





.
Tra bảng hệ số tập trung tải trọng K

tt
(Bảng 3-12 TKCTM) với trục ít cứng
được K
tt
= 1,22. Vậy
11,1
2
122,1
K
tt



.
Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý

SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N
1
- Nhóm 13A Trang 15
Các bánh răng có độ rắn HB<350, theo bảng hệ số tải trọng động (Bảng 3-
13 TKCTM) tìm được K
đ
= 1,45.
Vậy hệ số tải trọng
6,145,1.11,1K 
chênh lệch khá nhiều với hệ số đã
chọn sơ bộ (23%). Tính lại khoảng cách trục A:

9,187
3,1

6,1
.3,175A
3

mm.
Lấy A = 188mm.

3.8. Xác định môđun, số răng và chiều rộng bánh răng

Môđun
   
76,388,118802,001,0A02,001,0m
n

.
Chọn m
n
=2,5mm. Ta có số răng bánh dẫn:

 
1,30
145,2
188.2
Z
1



.
Lấy Z

1
= 30 răng.
Z
2
= 4.30= 120 răng.
Chiều rộng bánh răng:

4,56188.3,0A.b
A

.
Lấy chiều rộng bánh răng lớn là 55mm, còn chiều rộng bánh răng nhỏ là
60mm để bánh răng ăn khớp êm.

3.9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng

Với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng, ta có Z
tđ
= Z nên
Z
tđ1
= 30 ; Z
tđ2
= 120.
Tra bảng 3-18 (TKCTM) có hệ số dạng răng:
Bánh nhỏ y
1
= 0,451;
Bánh lớn y
2

= 0,517.
Ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ:

 
2
1u
2
2
6
1u
mmN4,119mmN3,46
55.29,414.30.5,2.451,0
92,2.6,1.10.1,19

.
Ứng suất uốn tại chân răng bánh lớn:

 
2
2u
2
2
1
1u2u
mmN5,99mmN4,40
517,0
451,0
3,46
y
y


.
3.10. Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột

Trong quá trình làm việc, bộ truyền bị quá tải đột ngột lúc mở máy với hệ số
quá tải
5,1k
qt

do đó ta cần kiểm nghiệm sức bền khi quá tải.
Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:
Bánh nhỏ:
 
2
1txqt
mmN1300520.5,2 
.
Bánh lớn:
 
2
2txqt
mmN1105442.5,2 
.
Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
Bánh nhỏ:
 
2
1uqt
mmN240300.8,0 
.

Bánh lớn:
 
2
2uqt
mmN208260.8,0 
.
Chỉ cần kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc đối với bánh lớn, có []
txqt
nhỏ hơn :
Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý

SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N
1
- Nhóm 13A Trang 16

 
2
3
6
tx
mmN447
57,103.55
92,2.6,1.14
4.188
10.05,1



.

 
2
2txqt
2
qttxtxqt
mmN1105mmN5485,1.447k. 
.
Kiểm nghiệm sức bền uốn
Bánh nhỏ:
 
1uqt
2
qt1u1uqt
mmN5,695,1.3,46k. 
.
Bánh lớn:
 
2uqt
2
qt2u2uqt
mmN6,605,1.4,40k. 
.
Vậy bộ truyền thỏa mãn các điều kiện sức bền.

3.11. Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền

Môđun : m
n
= 2,5 mm.
Số răng: Z

1
= 30 ; Z
2
= 120.
Góc ăn khớp:
o
20
.
Đường kính vòng lăn (vòng chia):

mm7530.5,2mZdd
11c1

.

mm300120.5,2mZdd
22c2

.
Khoảng cách trục A = 188mm.
Chiều rộng bánh răng: b
1
= 60mm ; b
2
= 55mm.
Đường kính vòng chân răng:

mm8,685.2.5,275m.5,2dD
1c1f


.

mm8,2935.2.5,2300m.5,2dD
2c2f

.
Đường kính vòng đỉnh răng:

mm805.2.275m.2dD
1c1e

.

mm3055.2.2300m.2dD
2c2e

.

3.12. Tính lực tác dụng (công thức 3-50 TKCTM)

Lực vòng:
N1795
75
67310.2
d
M2
P
1
1x


.
Lực hướng tâm:
N653364,0.1795tg.PP
r


.
Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý

SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N
1
- Nhóm 13A Trang 17


III. THIẾT KẾ TRỤC VÀ TÍNH THEN


l
i
x
b
5
l
4
l
3
l
2
l
c

1
l
l
7
l
7
l
2
B
l
3
l
'
a
a


Sơ đồ bộ truyền hai cấp nón trụ.


R
P
r
P
P
r
P
P
r2
P

2
P
a2
r1
P
P
1
a1
P

Các lực tác dụng trong hộp giảm tốc.
∆

Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý

SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N
1
- Nhóm 13A Trang 18
1. TÍNH CHỌN TRỤC

Trục là chi tiết dùng để đỡ các chi tiết máy quay hoặc truyền chuyển động và
mômen từ các chi tiết khác, hoặc làm cả hai nhiệm vụ trên.

1.1 Chọn vật liệu

Dùng thép 45.

1.2 Tính sức bền trục

1.2.1. Tính sơ bộ trục

Ta tính sơ bộ đường kính trục theo công thức:

3
n
N
Cd 
(mm) (Công thức 7-1 TKCTM)
Trong đó:
d: đường kính trục;
N: công suất truyền, kW;
n: số vòng quay trong một phút của trục;
C: hệ số tính toán, phụ thuộc
x
][

.
Vật liệu chế tạo là thép 45, nên đường kính đầu trục vào của hộp giảm
tốc và trục truyền chung lấy C = 120.
- Đối với trục I:
n
1
= 1450 vòng/phút;
N
1
= 3,07 kW;

4,15
1450
07,3

120d
3
1

mm.
- Đối với trục II:
n
2
= 414,29 vòng/phút;
N
2
= 2,92 kW;

23
29,414
92,2
120d
3
2

mm.
- Đối với trục III:
n
3
= 103,57 vòng/phút;
N
3
= 2,8 kW;

36

57,103
8,3
120d
3
3

mm.
Để chuẩn bị cho các bước tính gần đúng tiếp theo, ta có thể lấy đường
kính trục II là d
2
= 23 mm để chọn loại ổ bi đỡ chặn trung bình B = 17mm
(Bảng 17P TKCTM).

1.2.2. Tính gần đúng

Định kính thước dài của trục dựa vào các số liệu:
- Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp
mm10a 
.
- Khoảng cách giữa các chi tiết quay
mm10c 
.
- Khe hở giữa bánh răng và thành trong của hộp
mm10
.