Thiết kế trục và chọn ổ lăn

Bộ môn cơ sở thiết kế máy và Robot Đồ án Chi tiết máy
Lời nói đầu

Đồ án môn học chi tiết máy với nội dung thiết kế hệ dẫn động cơ khí, cụ thể ở đây là
thiết kế hệ dẫn động băng tải, với hộp giảm tốc hai cấp trục vít – bánh răng với yêu
cầu về lực cũng như vận tốc và các đặc trưng khác .
Đồ án môn học chi tiết máy với bước đầu làm quen với công việc tính toán , thiết kế
các chi tiết máy trong lĩnh vực cơ khí nhằm nâng cao kỹ năng tính toán , hiểu sâu hơn
về kiến thức đã học .
Nội dung đồ án môn học chi tiết máy bao gồm .
Tính toán chọn động cơ cho hệ dẫn động băng tải .
Tính toán bộ truyền trong và bộ truyền ngoài .
Thiết kế trục và chọn ổ lăn .
Tính toàn vỏ hộp và các chi tiết khác .
Tính toán bôi trơn .
Đồ án môn học chi tiết máy là tài liệu dùngđể thiết kế chế tạo các hệ dẫn động cơ
khí , nhưng đây không phải là phương án tối ưu nhất trong thiết kế hệ dẫn động do
những hạn chế về hiểu biết và kinh nghiệm thực tế .
Trong đồ án này có tham khảo tài liệu :
- Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1[TL1], 2[TL2] : Trịnh Chất – Lê Văn
Uyển.
- Chi tiết máy – Nguyễn Trọng Hiệp :Tập 1, Tập 2.
- Dung sai và lắp ghép – Ninh Đức Tốn.

Nguyễn Tuấn Khoa
Cơ Điện Tử 2 – K49
ĐHBK Hà Nội
Nguyễn Tuấn Khoa – Cơ Điện Tử 2-K49
1
Bộ môn cơ sở thiết kế máy và Robot Đồ án Chi tiết máy
Mục lục

Phần I
I.Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền…..Trang 3
Bảng số liệu của hộp giảm tốc Trang 4
Phần II :Thiết kế và tính toán các bộ truyền
1.Tính toán bộ truyền xích…..Trang 4
2.Tính bộ truyền trục vít trong hộp giảm tốcTrang 7
3.Tính bộ truyền bánh răng…Trang 11
4.Kiểm tra điều kiện bôi trơn của hộp giảm tốc…Trang 16

Phần III :Tính toán thiết kế trục và chọn ổ lăn
1. Tính toán thiết kế trục.Trang 17
2. Chọn ổ lăn….Trang 34
Phần IV :Thiết kế vỏ hộp và bôi trơn hộp giảm tốc…...Trang41
Phần V : Bảng thống kê các kiểu lắp và dung sai ..Trang47

Nguyễn Tuấn Khoa – Cơ Điện Tử 2-K49
2
Bộ môn cơ sở thiết kế máy và Robot Đồ án Chi tiết máy
Đề 21:
Thiết kế hệ dẫn động băng tải
F
V
B
5
4
2 3
1
H
D
1.Động cơ; T

mm
=1,5T
1
;
2.Khớp nối ; T
2
=0,7T
1
;
3.Hộp giảm tốc ; t
1
=5 h;
4.Bộ truyền xích ; t
2
=3 h;
5.Băng tải; t
ck
=8 h;
*Số liệu cho trước
1.Lực băng tải: F=9000N;
2. Vận tốc băng tải: v=0,48 m/s;
3.Đường kính tang: D= 320mm;
4.Chiều cao tang : H=750 mm
5.Thời gian phục vụ: I
h
=20000 giờ
6.Số ca làm việc: soca=2;
7.Đặc tính làm việc : va đập vừa;
Nguyễn Tuấn Khoa – Cơ Điện Tử 2-K49
3

T
T1
T2
t1 t2
tck
mm
t
T
Bộ môn cơ sở thiết kế máy và Robot Đồ án Chi tiết máy
Phần I :
I / Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền u :
I.1 /Chọn động cơ :
a/Tính công suất
+/Để đảm bảo cho bộ truyền động băng tải làm việc ổn định và ít rung động ta phải
tính toán và chọn động cơ sao cho vừa đủ công suất không quá thừa nhằm tránh
vượt tải và thừa tải quá nhiều .
+/Từ yêu cầu: - Lực kéo băng tải : F=9000 N.
- Vận tốc băng tải : v = 0,48 m/s.
=> Công suất cần thiết trên trục động cơ :
P
ct
=
β
η
.
.1000
.
ch
VF

Trong đó:
F=9000 N : lực kéo băng tải.
V=0,48m/s : vận tốc băng tải.
η
ch
: tổng hiệu suất của các khâu
η
ch
=η
k
.η
tv
.η
br
.η
ot
.η
ol
3
. η
x
= 0,99.0,82.0,98.0.98.0,992
3
.0,92 =0,700.
β=
∑
∑









i
i
i
t
t
P
P
.
2
1
=
899,0
8
3.7,05.1
2
=
+
.
=> P
ct
=
β
η
.
.1000

.
ch
VF
=
548,5899,0.
700,0.1000
.48,0.9000
=
(kW)
b/Tính tốc độ sơ bộ của trục động cơ:
Ta có :
n
sb
= n
ct
.u
hộp
.u
ngoài
, theo CT2.16 tr.21[TL1]
n
ct
=
65,28
320.14,3
48,0.1000.60
.
.
1000.60
==

V
D
π
(v/ph). Theo bảng 2.4 tr.21[TL1]
Chọn u
tbhop
= 50; u
tbngoai
=2
=> n
sb
=28,65.50.2 = 2865;
Do đó chọn động cơ K160S2 : ( theo bảng P1.1tr.234[TL1])
Bảng thông số động cơ:
N
đc
(v/p) P(Kw)
Cosϕ η
I
k
/I
dn
T
k
/T
dn
2935 7,5 0,93 0,86 7,3 2,2
+/ Kiểm tra điều kiện mở máy :
Nguyễn Tuấn Khoa – Cơ Điện Tử 2-K49
4

Bộ môn cơ sở thiết kế máy và Robot Đồ án Chi tiết máy

5,1
5,1
1
1
1
==
T
T
T
T
mm
Với Động cơ đã chọn có
2,2
=
dn
k
T
T
>
5,1
1
=
T
T
mm
.
Vậy động cơ K160S2đáp ứng được yêu cầu công suất, tốc độ và điều kiện mở máy
I.2/ Phân phối tỉ số truyền (u)

Tỷ số truyền của hệ dẫn động:
u
ch
=
44,102
65,28
2935
==
tg
dc
n
n

u
ch
=u
hộp
.u
ngoài
Dựa vào bảng 2.4 tr.21[TL1] chọn u
ngoài
= 2,0;
=> u
h
=u
ch
/u
ng
=102,44/2=51,22.
Với hộp giảm tốc Trục vít –Bánh răng theo kinh nghiệm ta lấy:

u
br
=(0,05 …0,06)u
h
=2,56 – 3,07 ; chọn u
br
= 3,00 .
=> u
tv
=
073,17
00,3
22,51
=
.
Chọn u
br
=17,0.
=> Tính chính xác u
ng
= u
ch
/u
h
=u
ch
/(u
tv
.u
br

) = 102,44/(3,0.17,0) = 2,009.
I.3/ Tính công suất,số vòng quay, mômem xoắn trên các trục
+/Tính công suất trên các trục:
P
ct
= P
tg
=
)(32,4
1000
48,0.9000
1000
.
KW
VF
==
P
3
=
)(791,4
92,0.98,0
32,4
.
KW
P
tx
tg
==
ηη
P

2
=
)(929,4
992,0.98,0
791,4
.
3
KW
P
olbr
==
ηη

P
1
=
)(059,6
992,0.82,0
929,4
.
2
KW
P
oltv
==
ηη
P
đc
=
)(170,6

992.0.99,0
059,6
.
1
KW
P
olk
==
ηη
+/Số vòng quay trên các trục
n
1
= n
dc
= 2935 (v/ph)

n
2
= n
1
/u
tv
=2935/17,00 =172,65 (v/ph)
n
3
= n
2
/u
br
=172,65/.3,00 =57,55 (v/ph)

n
ct
= n
3
/u
x
=57,55/2,01 =28,63 (v/ph)
+/Mômen xoắn trên các trục
T=
)/(
)(.10.55,9
6
fvn
kwP
(Nmm)
T
tg
=
1441005
63,28
32,4.10.55,9
6
=
(Nmm)
T
3
=
795031
55,57
791,4.10.55,9

6
=
(Nmm)
Nguyễn Tuấn Khoa – Cơ Điện Tử 2-K49
5
Bộ môn cơ sở thiết kế máy và Robot Đồ án Chi tiết máy
T
2
=
272644
65,172
929,4.10.55,9
6
=
(Nmm)
T
1
=
19715
2935
059,6.10.55,9
6
=
(Nmm)
Bảng thông số:
Trục Trụcđ/c Trục 1 Trục 2 Trục 3 Trục ct
P(kw) 6,170 6,059 4,929 4,791 4,32
u 17,00 3,00 2,01
n (v/f) 2935 2935 172,65 57,55 28,63
T(Nmm) 19.715 272.644 795.031 1.441.005

II/ Tính toán thiết kế các bộ truyền
II.1/ Thiết kế bộ truyền ngoài (xích)
a/Chọn loại xích
Vì tải nhỏ , va chạm vừa ,vận tốc thấp chọn xích con lăn.
b/Xác định các thông số của xích và bộ truyền:
Theo bảng 5.4 tr.80[TL1] với u=2,01 chọn số răng xích Z
1
=25
=> Z
2
=2,01.25=50,25.
Lấy Z
2
=50 < Z
max
=120 .
Theo CT 5.13 tr.81[TL1] , công suất tính toán :
+/ P
t
=P.K.K
z
.K
n
;
Trong đó :
P = P
3
=4,791 (Kw) : công suất cần truyền.
K
z

=
1
25
25
1
01
==
Z
Z
: hệ số răng.
K
n
=
869,0
55,57
50
1
01
==
n
n
: hệ số vòng quay.
Theo CT5.4 tr.81[TL1],ta có:
K = K
o
. K
a
. K
đc
. K

đ
. K
c
. K
bt

= 1.1.1,1.1,3.1,25.1,3 =2,113;
Theo bảng (5.6) tr.82[TL1]
K
o
=1 : hệ số ảnh hưởng vị trí bộ truyền (đường nối 2 tâm đĩa xích .
nằm nghiêng 1 góc <60
0
so với phương nằm ngang).
K
a
=1 : hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích (chọn a=40p).
K
đc
=1,1 : hệ số kể dến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích .
(điều chỉnh được bằng con lăn căng xích).
K
đ
=1,3 : hệ số tải trọng động (va đập vừa).
K
c
=1,25 : hệ số kể dến chế độ làm việc (2 ca).
Nguyễn Tuấn Khoa – Cơ Điện Tử 2-K49
6
Bộ môn cơ sở thiết kế máy và Robot Đồ án Chi tiết máy

K
bt
=1,3 : hệ số kể dến ảnh hưởng của việc bôi trơn (có bụi chất
lượng bôi trơn đạt yêu cầu).
=> P = 4,791.2,113.1.0,869 = 8,795 (kW);
Vì công suất khá lớn nên chọn bộ truyền xích 2 dẫy với K
d
=1,7 =>
P
’
t
=P
t
/K
d
=8,795/1,7=4,821(kW).
Theo bảng( 5.5) với n
01
=50 (v/f) ,chọn bộ truyền xích 2 dẫy có p=31,75mm có
[P] = 5,83 > P
t
’ = 4,821(kW) đồng thời p < p
maz
=50,8 (mm). (theo bảng 5.8
tr.81[TL1]).
+/ Khoảng cách trục:
a = 40.p = 40.31,75=1270 (mm)
Theo (5.12) Số mắt xích
x =
a

p
ZZ
ZZ
p
a
..4
.)(
2
2
2
2
21
21
π
−+
+
+

=
;90,117
1270.14,3.4
75,31
.)2550(
2
5025
80
2
2
=−+
+

+
chọn x
c
=118 ;
& / Tính lại khoảng cách trục
a
*
=
( )
[ ]
















−
−+−++−
2
12

2
2121
2).(5,05,025,0
π
ZZ
ZZXZZXp
CC
=
=
[ ]
);(66,1271
14,3
25
275.5,011875.5,011875,31.25,0
2
2
mm
=

















−−+−
Để xích làm việc không quá căng cần giảm 1 lượng
a
∇
((= 0,002 – 0,004) a)
Lấy
a
∇
=0,003.a
*
= 3,81 mm;
Vậy khoảng cách trục là a=a
*
-
a
∇
=1267,85 mm;
+/ Số lần va đập của xích :
Theo (5.14 )
i =
813,0
118.15
55,57.25
15
11
==

x
nZ
< [i] =20(1/s) theo (B5.9) tr.85[TL1]
c/ Kiểm nghiệm xích về độ bền:
Theo (5.15) tr.85[TL1] , ta co:
s =
vtd
FFFK
Q
++
0
.

Q: tải trọng phá hỏng (N);
Theo (b5.2) tr.78[TL1]:
Q =177 kN=177000N ; q=7,3kg; K
đ
=1,2 do T
mm
/T
1
=1,5;
F
t
: lực vòng
F
t
=1000.P/v; ( với v=
;761,0
60000

55,57.75,31.25
60000
..
11
==
ntZ
)
=
86,6292
761,0
791,4.1000
=
( N);
F
0
= 9,81.K
f
.q.a : lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra
= 9,81.2.7,3.1,268=181,61(N) với K
f
=2 (đường nối 2 tâm đĩa xích
Nguyễn Tuấn Khoa – Cơ Điện Tử 2-K49
7
Bộ môn cơ sở thiết kế máy và Robot Đồ án Chi tiết máy
nghiêng 1 góc 40
0
so vói phương nằm ngang );
F
v
:lực căng do lực li tâm sinh ra

F
v
= q.v
2
: lực căng do lực li tâm sinh ra
=7,3.0,761
2
=4,23 (N)
=> s =
88,22
23,461,18186,6292.2,1
177000
=
++
>8,5=[s] (theo bảng5.10tr.86[TL1])
Vậy xích đủ bền.
d/ Đường kính đĩa xích
Theo CT 5.17 tr.86 [TL1] &bảng 13.4 [TL2]
d
1
=p/sin(
1
/ Z
π
) = 31,75/sin(
25/
π
) = 253,32 mm;
d
2

=p/sin(
2/ Z
π
) = 31,75/sin(
50/
π
) = 505,65 mm ;
d
a1
=p.(0,5+cotg(
1
/ Z
π
) = 31,75.(0,5 + cotg (
)25/
π
= 267,20 mm;
d
a2
= 520,53 mm;
d
f1
=d
1
-2r =253,32 - 2.9,62 = 234,08 mm; d
f2
=486,41 mm;
do r = 0,5025.d
l
’

+0,05 =9,62; d
l
’
=19,05 mm (theo bảng 5.2)
e/ Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích
ứng suất tiếp xúc trên mặt răng đĩa xích phải thoả mãn điều kiện
σ
H1
=
≤
+
d
vddtr
KA
EFKFK
.
)...(
.47,0
[σ
H
]
[σ
H
] :ứng suất tiếp xúc cho phép
K
r
=0,42 :hệ số ảnh hưởng của số răng đĩa xích phụ thuộc vào Z (bảng
trang 87)
K
đ

=1,3 :hệ số tải trọng động (bảng5.6 tr.82[TL1])
K
vđ
=13.10
-7
.n
1
.p
3
.m :lực va đập trên m dãy xích
=13.10
-7
.57,55.31,75
3
.1,7=4,07.
K
d
=1,7 :hệ số phân bố không đều tải trọng không đều cho các dẫy (2dẫy
xích)
E=2,1.10
5
MPa :môđun đàn hồi
A=446 mm
2
:diện tích chiếu của bản lề (bảng5.12 tr.87[TL1])
=> σ
H1
=
6,458
7,1.446

10.1,2).07,43,1.86,6292.(42,0
.47,0
5
=
+
MPa < 600 (MPa)
Theo bảng 5.11 Thép 45 tôi cải thiện đạt ứng sứât cho phép [σ]=600MPa. Vậy dùng
xích 2 dãy đảm bảo độ bền tiếp xúc cho đĩa xích .
Đĩa 2: σ
H2
< σ
H1
< 600 (MPa) => cũng thoả mãn.
f/Xác định lực tác dụng lên trục:
F
r
=K
x
.F
t
=1,05.6292,86= 6607,50 (N);
(do K
x
=1,05 với bộ truyền nghiêng 1 góc 40
0
so với phương nằm ngang)

Bảng các thông số:
Nguyễn Tuấn Khoa – Cơ Điện Tử 2-K49
8

Bộ môn cơ sở thiết kế máy và Robot Đồ án Chi tiết máy
CS cho phép : [P]=5,83KW
(2dẫy xích)
Khoảng cách trục:
a =1267,85 mm
Bước xích: p = 31,75 mm Đường kính đĩa xích:
d
1
/d
2
=253,32 /505,65 mm
Số dãy xích: m =2 Số răng đĩa xích: z
1
/z
2
=25/50
Số mắt xích: x=118
Chiều rộng đĩa xích (tr20.tl2)
b
m
= 0,9B- 0,15=0,9.35,46- 0,15
=31,76 mm
II.2/ Bộ truyền trục vít –bánh vít
a/Chọn vật liệu
+/Tính sơ bộ vận tốc trượt
v
sb
= 8,8.10
-3
.(P

1
.u.n
1
2
)
1/3
=8,8.10
-3
.(6,059.17.2935
2
)
1/3
=8,46> 5m/s
(do n
1
=2935 v/ph; T
2
=272644 (Nmm) theo mục I)
-Trục vít làm bằng thép C chất lượng tốt (thép 45 tôi bề mặt đạt độ rắn HRC45).
-Theo (B7.1 tr.147[TL1] ) ,với v
sb
>5 m/s chọn đồng thanh thiếc để chế tạo bánh vít
(Mác БpOЦΦ 5-5-5)
-Theo bảng 7.1 với БpOЦΦ 5-5-5 đúc trong khuôn kim loại:
σ
b
=200-250 (MPa ), σ
ch
=80-100 (MPa);
+/ứng suất tiếp xúc cho phép:

[σ
H
]=[σ
HO
].K
HL
( theo công thức7.2);
Trong đó:
[σ
HO
] :ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với 10
7
chu kỳ
[σ
HO
]=(0,75-0,9)σ
b
= 0,9.240=216(MPa);
K
KL
:hệ số tuối thọ
K
KL
=
8
7
10
HE
N
;

Với N
HE
:số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương:
N
HE
= 60.
∑








ii
Max
i
tn
T
T
..
2
4
2
2
= 60.
∑
∑∑









i
i
i
Max
i
i
t
t
n
T
T
t ...
2
4
2
2
= 60.172,65.20000(1.5/8+0,7
4
.3/8) =148,14.10
6

Vậy K
KL

=
8
6
7
10.14,148
10
=0,714;
=>[σ
H
] =216.0,714 = 154,22 (MPa);
+/ứng suất uốn cho phép:
[ σ
F
] = [σ
F0
].K
FL
;
[σ
F0
] :ứng suất uốn cho phép ứng với 10
6
chu kỳ do bộ truyền quay
một chiều nên
[σ
F0
] =0,25.σ
b
+0,08.σ
ch

= 0,25.240+0,08.90 = 67,2(MPa);
K
FL
:hệ số tuổi thọ
Nguyễn Tuấn Khoa – Cơ Điện Tử 2-K49
9
Bộ môn cơ sở thiết kế máy và Robot Đồ án Chi tiết máy
K
FL
=
9
6
10
FE
N
;
Với N
FE
= 60.
∑








ii
Max

i
tn
T
T
..
2
9
2
2
=60.
∑
∑∑








i
i
i
Max
i
i
t
t
n
T

T
t ...
2
9
2
2
=
= 60.172,65.201000.(1.45/8+0,7
9
.3/8) =132,62.10
6
K
FL
=
9
6
6
10.62,132
10
= 0,581.
=> [σ
F
] =67,2.0,581 =39,04 (Mpa);
+/ứng suất quá tải:
[σ
H
]
max
=4σ
ch

=4.90 =360 (MPa);
[σ
F
]
max
=0,8σ
ch
=0,8.90 =72 (MPa);
b/ Tính toán truyền dộng trục vít về độ bền
+/Các thông số cơ bản của bộ truyền
- Khoảng cách trục:
a
W
= (Z
2
+q)
3
2
2
2
.
.
].[
170
q
KT
Z
H
H









σ
Do vận tốc lớn nên chọn Z
1
=2; =>Z
2
= u
tv
.Z
1
=17.2 = 34;
K
H
= 1,1 – 1,3 :hệ số tải trọng
q >(0,25 -0,3).Z
2
= 8,5 – 10,2 :hệ số đường kính trục vít
Chọn sơ bộ K
H
= 1,1 ;
Theo bảng (7.3 ) chọn q=12,5;
a
W
=(34+12,5)

3
2
5,12
1,1.272644
.
22,154.34
170






=136,36(mm);
chọn a
W
=135 mm;
- Mô đun dọc của trục vít
m =2.a
W
/(Z
2
+q) = 2.135/(34+12,5) = 5,8.
Chọn m = 6,3 theo tiêu chuẩn (bảng 7.3 tr.150[TL1]);
- Tính lại khoảng cách trục :
a
w
= m(Z
2
+q)/2 = 146,47 mm.Lấy a

w
=145.
- Hệ số dịch chỉnh:
x=
m
a
W¦
- 0,5(q+Z
2
) =
3,6
145
- 0,5(12,5+34) = - 0,23 ∈ (- 0,7 ;0,7) .
(thỏa mãn dịch chỉnh);
+/Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền tiếp xúc
ứng suất tiếp xúc trên mặt răng bánh vít của bộ truyền phải thoả mãn điều
kiện:
σ
H
=
q
KT
a
qZ
Z
H
W
.
.
170

2
3
2
2








+
≤
[σ
H
] theo (7.19)
Nguyễn Tuấn Khoa – Cơ Điện Tử 2-K49
10
Bộ môn cơ sở thiết kế máy và Robot Đồ án Chi tiết máy
- Tính lại vận tốc trượt
v
s
=
W
1W1
60000.cos
.n.d
γ
π

;
- Góc vít lăn:
γ=arctag
xq
Z
2
1
+
= arctag
23,0.25,12
2
−
=9,43
0
;
-Đường kính trục vít lăn:
d
W1
=(q+2x)m = (12,5 – 2.0,23).6,3 = 75,85 mm;
v
s
=
0
43,960000.cos
5.75,85.29314,3
= 11,81 (m/s)>5(m/s);
Vậy chọn vật liêu thoả mãn;
- Hiệu suất của bộ truyền:
η = 0,95.
( )

ϕγ
γ
+
W
W
tg
tg
= 0,95.
( )
98,043,9
43,9
+
tg
tg
= 0,86 ( Theo bảng 7.4 tr.152[TL1]
,với v
s
=11,81 (m/s) -> góc ma sát: ϕ = 0,90
0
)
K
H
: hệ số tải trọng
K
H
= K
H
β
. K
HV

;
K
H
β
:hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng;
K
HV
:hệ số tải trọng động
K
H
β
= 1+








−






Max
m
T

T
Z
2
2
3
2
1.
θ
T
2m
=∑T
2i
.t
i
n
2i
/∑t
i
.n
2i

= T
2Max
(1.5/8+0,7.3/8) = 0,8875 T
2Max
K
H
β
= 1+
( )

8875,01.
125
34
3
−






= 1,0022
(Với q=12,5 theo bảng (7.5 ) =>hệ số biến dạng của trục vít:θ =125)
K
HV
=1,1 theo (b7.7 tr153[TL1]) với v
s
= 11,81 (m/s);
=>K
H
= 1,0023.1,1 =1,102;
Vậy σ
H
=
5,12
102,1.272644
145
5,1234
.
34

170
3






+
=140,78(MPa) <154,22(MPa) = [σ
H
]
Vậy đảm bảo độ bền tiếp xúc của bánh vít ;
+/ Kiểm nghiện răng bánh vít về bền uốn:
ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh vít phải thoả mãn điều kiện:
σ
F
= 1,4.
≤
n
FF
mdb
KYT
..
..
22
2
[σ
F
];

m
n
:môđun pháp của bánh răng;
m
n
= m. cosγ
w
=6,3.cos9,43= 6,21;
Đường kính trục và bánh vít (bảng 7.9 tr.155[TL1])
d
1
=q.m=12,5.6,3= 78,75 mm. Lấy d
1
= 78 mm
d
2
= m.Z
2
= 6,3.34 = 214,2 mm . Lấy d
2
= 215 mm
Nguyễn Tuấn Khoa – Cơ Điện Tử 2-K49
11
Bộ môn cơ sở thiết kế máy và Robot Đồ án Chi tiết máy
d
a1
=d
1
+2m = m(q+2) =91,35 mm. Lấy d
a1

= 92 mm
d
a2
= m(Z
2
+2+2x) = 6,3.(34+2-2.0,23)= 223,90 (mm). Lấy d
a2
= 225 mm
d
f1
= m(q-2,4)=6,3.(12,5-2,4) = 62,23 (mm). Lấy d
f1
= 62 mm
d
f2
= m(Z
2
-2,4+2x)=6,3.(34-2,4-2.0,23) = 194,18 (mm). Lấy d
f2
= 195 mm
K
F
:hệ số tải trọng.
K
F
= K
F
β
. K
FV

; với K
F
β
= K
H
β
= 1,0023; K
FV
= K
Hv
=1,1;
=>K
F
=1,103;
b
2
:chiều rộng vành răng bánh vít
b
2

≤
0,75. d
a1
= 0,75.92= 69 mm; lấy b
2
=60 mm;
Y
F
:hệ số dạng răng
Y

F
=1,63 theo bảng 7.8 với Z
v
=Z
2
/cos
3
γ =34/cos
3
9,43=35,22 ;
=> σ
F
= 1,4.
21,6.2,214.65
103,1.63,1.272644
=7,94 < [σ
F
]=39,04(MPa);
+/ Kiểm nghiệm bánh vít về quá tải:
σ
Hmax
= σ
H
.
qt
K
= 140,78.
5,1
=172,42 <[σ
H

]
max
=360(MPa);
σ
Fmax
= σ
F
.K
qt
= 7,94.1,5 =22,28 < [σ
F
]
max
= 72(MPa);
c/ Tính nhiệt truyền động trục vít:
Nhiệt độ của dầu trong hộp giảm tốc trục vít phải thoả mãn

t
d
=t
o
+
β
η
)1.(.
).1.(1000
1
Ψ+
−
AK

P
t
≤
[t
d
];
t
o
:nhiệt độ môi trường xung quanh;
η=0,86 (hiệu suất bộ truyền );
P
1
= 6,059 kW (công suất trên trục vít)
K
t
=8..17,5W/(m
2

0
C) :hệ số toả nhiệt chọn
K
t
=15 W /m
2

0
C ;
ψ=0,25..0,3 :hệ số kể đến sự thoát nhiệt qua đáy hộp
xuống bệ máy
chọn ψ= 0,27 ;

β :hệ số kể đến nhiệt sinh ra trong một đơi vị thời gian
do làm việc ngắt quãng
β = t
ck
/ ∑(P
i
t
i
/P
1
) = 8/(1.5+0,7.3)=1,13;
A : diện tích mặt thoát nhiệt của hộp giảm tốc (m
2
)
A=A
1
+A
2

≈
20.a
w
2
+0,2(20. a
w
2
) = 504600 mm
2
=0,5046m
2

;
Vậy t
d
=25 +
13,1)27,01.(5046,0.15
059,6).86,01.(1000
+
−
=103,1
0
>[t
d
].
Chưa thỏa mãn về nhiệt độ của dầu bôi trơn.
- Diện tích thoát nhiệt cần thiết:
A>
)]([].3,0)1(7,0[
).1.(1000
1
totdKtqKt
P
−+Ψ+
−
β
η
Nguyễn Tuấn Khoa – Cơ Điện Tử 2-K49
12
Bộ môn cơ sở thiết kế máy và Robot Đồ án Chi tiết máy
K
tq

= 17 ứng với số vũng quay của quạt là n
q
=750 v/ph.
[t
d
] = 90
0
C.
 A>
)2590(13,1].17.3,0)27,01(15.7,0[
059,6).86,01.(1000
−++
−
=0,626mm
2
=> A
min
= 0,626mm
2
.
II.3/ Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
a/ Chọn vật liệu:
Để đảm bảo giá thành khi chế tạo , và tính công nghệ ta chọn vật liệu làm
bánh răng giống như vật liệu làm trục vít
+/ Chọn vật liệu của bánh nhỏ :Thép C45 thường hóa đạt độ rắn
HB =185 σ
b
=600(MPa) σ
ch
=340(MPa);

+/ Chọn vật liệu của bánh lớn giống như vật liệu làm bánh nhỏ
nhưng có HB =170 σ
b
=600(MPa) σ
ch
=340(MPa)
b/ứng suất cho phép
+/ứng suất tiếp xúc cho phép:
[σ
H
] =σ
0
Hlim
.K
HL
/S
H
;
Với σ
0
Hlim
: ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở;
S
H
:hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc;
σ
0
Hlim
=2HB+70; S
H

=1,1;(theo bảng 6.2)
K
HL
:hệ số tuổi thọ
-Bánh răng1 :
σ
0
H1 lim
=2.185+70=440(MPa);
K
HL1
=
H
m
HE
HO
N
N
;
m
H
: bậc của đường cong mỏi m
H
=6 do HB <350;
N
H0
: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
N
H0
=30.HB

HB
2,4
=30.185
2,4
=8,3.10
6
;
N
HE
:chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.
N
HE
= 60.c.
∑






ii
i
tn
T
T
..
max
3
= =60.c.
∑

i
t
.
∑
∑






i
i
i
i
t
t
n
T
T
..
max
3
= 60.1.172,65.20000.(1.5/8+0,7
3
.3/8) = 15,61.10
7
> N
H0
nên

K
HL1
=1;
=>[σ
H1
] = 440.1/1,1=400(MPa);
- Tương tự bánh răng 2:
σ
0
H12 lim
=2.170+70=410(MPa);
N
H0
=30.HB
HB
2,4
=30.170
2,4
=6,8.10
6
N
HE
= 60.c.
∑







ii
i
tn
T
T
..
max
3
= 60.c.
∑
i
t
.
∑
∑






i
i
i
i
t
t
n
T
T

..
max
3
Nguyễn Tuấn Khoa – Cơ Điện Tử 2-K49
13
Bộ môn cơ sở thiết kế máy và Robot Đồ án Chi tiết máy
= 60.1.57,55.20000.(1.5/8+0,7
3
.3/8)
=5,20. 10
7
> N
H0
nên K
HE1
=1;
=>[σ
H2
] = 410.1/1,1=372,72(MPa);
Do là cặp bánh răng trụ răng nghiêng nên ứng suất tiếp xúc cho phép:
[σ
H
] =
[ ] [ ]
2
21 HH
σσ
+
=
37,386

2
73,372400
=
+
(MPa);
+/ứng suất uốn cho phép:
[σ
F
] =σ
0
Flim
.K
FC
. K
FL
/S
F

Trong đó:
σ
0
Flim
:ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở ;
S
F
: hệ số an toàn khi tính về uốn;
σ
0
Flim
=1,8HB; S

F
=1,75; (theo bảng 6.2)
K
FC
:hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải
K
FC
= 1 (do tải trọng 1 chiều)
Bánh răng 1:
σ
0
F1 lim
=1,8.185=351(MPa);
K
FL1
=
F
m
FE
FO
N
N
;
m
F
:bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn
m
F
=6 do HB <350;
N

F0
=4.10
6
: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn;
N
FE
= 60.c.
∑






ii
i
tn
T
T
..
max
6
=
= 60.c.
∑
i
t
.
∑
∑







i
i
i
i
t
t
n
T
T
..
max
6
= 60.1.172,65.20000.(1.5/8+0,7
6
.3/8)
= 13,86.10
7
> N
F0
nên K
FL1
=1;
=>[σ
F1

] = 351.1.1/1,75=200,57(MPa);
Bánh răng 2:
σ
0
F2 lim
=1,8.170=306(MPa);
N
F0
=4.10
6
; N
FE2
= 60.c.
∑






ii
i
tn
T
T
..
max
6

= 60.c.

∑
i
t
.
∑
∑






i
i
i
i
t
t
n
T
T
..
max
6
= 60.1.57,55.20000.(1.5/8+0,7
6
.3/8) =7,72. 10
7
> N
F0

nên K
FL2
=1;
=>[σ
F2
] = 306.1.1/1,75=174,86(MPa);
Vậy ứng suất cho phép:
[σ
H
] = 386,37(MPa);
[σ
F1
] = 200,57(MPa);
Nguyễn Tuấn Khoa – Cơ Điện Tử 2-K49
14
Bộ môn cơ sở thiết kế máy và Robot Đồ án Chi tiết máy
[σ
F2
] =174,86 (MPa);
+/ứng suất cho phép khi quá tải:
[σ
H
]
max
=2,8.σ
ch
=2,8.340=952(MPa);
[σ
F1
]

max
=[σ
F2
]
max
= 2,8.σ
ch
= 0,8.340 = 272(MPa);

c/Tính toán bộ truyền
+/ Xác định thông số cơ bản
a
w
=K
a
(u+1)
[ ]
3
2
1
..
.
baH
H
u
KT
Ψ
σ
β
(6.15a);

K
a
= 43 :hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và
loại răng ( theobảng6.5)
u=3,00 : tỷ số truyền của cặp bánh răng;
T
1
=272644(Nmm) :mômen xoắn trên trục chủ động
[σ
H
] = 386,37(MPa)
ψ
ba
=0,25 chọn sơ bộ theo (bảng 6.6)
K
H
β
:hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều
rộng vành răng khi tính về tiếp xúc
K
H
β
=1,037 với ψ
bd
=0,53ψ
ba
(u+1) = 0,53.0,25(3+1)=0,53 theo(bảng6.7sơ đồ 5)
=>a
W
=43(3+1)

3
2
25,0.3.37,386
037,1.272644
= 234,22 mm; chọn a
W
=240 mm
+/Xác định các thông số ăn khớp:
m =(0,01- 0,02)a
W
=2,4- 4,8 mm; chọn m =3 theo tiêu chuẩn
Chọn sơ bộ β=15
0
(0
0
<β<20
0
=> Z
1
=
mu
a
W
)1(
cos..2
+
β
=
3).31(
15cos.240.2

0
+
=38,63.
Lấy Z
1
=39=> Z
2
=u.Z
1
=3.39=117;
Tính lại β: cosβ =
W
a
ZZm
.2
)(
21
+
=
240.2
)11739(3
+
=0,975=> β= 12,84
0
( thỏa mãn )

+/Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc
ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện:
σ
H

=Z
M
. Z
H
. Z
ε
.
≤
+
2
1
1
..
)1.(..2
WW
H
dub
uKT
[σ
H
];
Z
M
= 274MPa
1/3
: hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh
răng ăn khớp (theo bảng6.5);
Z
H
=1,724 :hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc (theo bảng6.12)

Z
ε
: hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng
Z
ε
= 1/ε
α
=
73,1
1
= 0,76
(do ε
β
=b
w
.sinβ/(mπ) = 0,25.240.sin12,84
0
/(3,14.3) =1,41 >1,
Nguyễn Tuấn Khoa – Cơ Điện Tử 2-K49
15
Bộ môn cơ sở thiết kế máy và Robot Đồ án Chi tiết máy
ε
α
= [1,88 – 3,2(
1
1
Z
+
2
1

Z
)].cosβ
= [1,88 – 3,2(
39
1
+
117
1
)].cos12,84
0
=1,73)
b
w1
= 0,25a
w
=0,25.240 = 60 mm;
d
w1
=2.a
w
/(u+1) =2.240/(3+1) =120 mm;
K
H
:hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
K
H
= K
H
β
. K

H
α
. K
HV
;
K
H
β
:hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng
K
H
β
=1,027 (theo bảng6.7 với ψ
bd
=b
w
/d
w1
=0,53)
K
H
α
: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho
các đôi răng đồng thời ăn khớp
K
H
α
= 1,13(với v=π.d
w1

.n
1
/60000 = 1,08 (m/s) theo bảng 6.14)
K
HV
:hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
K
HV
=1,01(theo bảng p2.3 ).
=>K
H
=1,172.
=> σ
H
= 274.1,724.0,76.
2
120.3.60
)13.(172,1.272644.2
+
= 356,53MPa .
- Tính chính xác [σ
H
]’= [σ
H
]Z
R
Z
V
K
xH

= [σ
H
].1.1.1= 386,37MPa, do hệ số xột đến độ
nham của mặt răng làm việc :Z
R
= 0,95 với R
a
<2,5…1,25μm; hệ số xột đến ảnh hưởng
của vận tốc vũng Z
V
= 1 với v <5m/s; hệ số xột đến ảnh hưởng của kớch thước bỏnh
răng K
xH
= 1 do d
a
< 700 mm.
Mặt khác :
H
HH
σ
σσ
−
]'[
=
53,356
53,35605,367
−
=2,95% < 10 % .
=> Không thừa bền.
Vậy điều kện bền tiếp xúc thoả mãn.

+/Kiểm nghiệm về độ bền uốn
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng ứng suất sinh ra tại mặt răng không được vượt quá
giá trị cho phép:
σ
F1
=
≤
mdb
YYYKT
WW
FF
..
.....2
1
11
βε
[σ
F1
]
m=3
b
w
=60 mm
d
w1
= 120mm
=> d
w2
=u.d
w1

=3.120=360mm
=> d
a1
=d
1
+ 2.(1+x)m=120+2.3=126mm
 d
a2
=d
2
+ 2.(1+x)m=360+2.3=366mm
 d
f1
=d
1
-(2,5-2x)m=120-2,5.3=112,5mm
 d
f2
=d
2
-(2,5-2x)m=360-2,5.3=352,5mm
Y
ε
=1/ε
α
=1/1,73 = 0,58.
Nguyễn Tuấn Khoa – Cơ Điện Tử 2-K49
16
Bộ môn cơ sở thiết kế máy và Robot Đồ án Chi tiết máy
Y

β
=1- β
0
/140 = 0,91: hệ số kể đến độ nghiêng của răng.
Y
F1
,Y
F2
:hệ số dạng răng của bánh 1 và 2
Y
F1
= 3,69 (do Z
v1
=
β
3
1
cos
Z
=
03
84,12cos
39
= 42,07)
Y
F2
= 3,60 ( do Z
v2
= 126,23) theo b6.18
K

F
: hệ số tải trọng khi tính về uốn;
K
F
=K
F
β
.K
F
α
.K
Fv
=1,07.1,37.1,04 = 1,52;
do K
F
β
=1,07 (b6.7); K
F
α
=1,37 (b6.14); K
Fv
=1,04 ( theo bảng p2.3)
=> σ
F1
=
3.120.60
69,3.91,0.58,0.52,1.272644.2
= 74,73 <[σ
F1
] =200,57(MPa);

σ
F2
= σ
F1
.Y
F2
/Y
F1
= 72,91 < 185,14(MPa);
Vậy điều kiện bền uốn được thoả mãn;
+/Kiểm nghiệm độ quá tải
σ
Hmax
= σ
H
.
qt
K
= 356,53 .
5,1
=436,66<[σ
H
]
max
=952(MPa);
σ
F1max
= σ
F1
.K

qt
= 74,73.1,5 =113,0< [σ
F1
]
max
= 272(MPa);
σ
F2max
= σ
F
.K
qt
= 72,91.1,5 =109,4< [σ
F2
]
max
= 272(MPa);
Đảm bảo điều kiện quá tải đủ bền;
Bảng thông số cơ bản của bộ tuyền trong HGT
Bộ truyền trục vít Bộ truyền bánh răng
K/c trục (mm) a
W
=145 a
W
=240
Môdun m =6,3 m=3
Tỷ số truyền u = 17 u=3
Chiều rộngvành răng (mm) b
2
=65 b

W
= 60
Góc nghiêng của răng
β=12,84
0
Hệ số dịch chỉnh x=- 0,23 x
1
= 0; x
2
= 0
Số răng Z
1
/Z
2
=2/34 Z
1
/Z
2
=39/117
Đường kính vòng chia(mm) d
1
/d
2
= 78,75 /214,2 d
1
/d
2
=120/360
Đường kính đỉnh răng (mm) d
a1

/d
a2
= 90 /225 d
a1
/d
a2
=126/366
Đường kính chân răng (mm) d
f1
/d
f2
=62 /198 d
f1
/d
f2
= 112/352,5
Đường kính ngoài bánh vít d
aM2
≤
d
a2
+1,5m
=233,35 chọn d
aM2
=230
Chiều dài phần cắt ren trục
vít
b
1
>(11+0,06Z

2
)m=82.15
lấy b
1
= 85(bảng 7.10)


Nguyễn Tuấn Khoa – Cơ Điện Tử 2-K49
17
Bộ môn cơ sở thiết kế máy và Robot Đồ án Chi tiết máy
II.4/ Kiểm tra điều kiện bôi trơn của hộp giảm tốc.
Để thoả mãn điều kiện bôi trơn hộp giảm tốc
a
wtv
+d
f1tv
/2<d
f2br
/2
Với a
wtv
=145 mm d
f1tv
=62 mm d
f2br
=352,5mm
⇒a
wtv
+d
f1tv

/2 =145+62/2=176< d
f2br
/2=352,5/2=176,25mm
Vậy hộp giảm tốc thoả mãn điều kiện bôi trơn.
Phần III / Tính toán thiết kế trục và chon ổ lăn .
III.1/ Tính toán thiết kế trục:
a/ Chọn vật liệu:
Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 có σ
b
= 600 MPa.
ứng suất xoắn cho phép [τ] = 12..20 Mpa
b/ Tính sơ bộ đường kính trục
+/Với trục 1 là trục vào của hộp giảm tốc ta chọn [τ
1
] = 15 MPa
Đường kính trục được xác định:
d
1sb

[ ]
3
1
1
.2,0
τ
T
≥
,thay số : d
1sb

3
15.2,0
19.715
≥
= 18,73mm
Theo bảng ( P1.4) đường kính trục động cơ d
đc
=38 mm
d
1sb
≥
(0,8..1,2)d
đc
.
Quy chuẩn d
1sb
= 30 mm
+/Với trục 2 là trục trung gian có khoảng cách giữa các gối đỡ lớn nên ta chọn
[τ
II
] = 15 MPa
d
2sb

[ ]
3
2
2
.2,0
τ

T
≥
d
2sb

3
15.2,0
272.644
≥
= 33,13mm
Quy chuẩn d
2sb
= 35 mm
+/Với trục 3 là trục ra của hộp giảm tốc nên chọn [τ
3
] = 20 MPa
d
3sb

[ ]
3
3
3
.2,0
τ
T
≥
d
3sb

3
20.2,0
795031
≥
= 58,37 mm
Quy chuẩn d
3sb
= 60 mm
c/ Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:
+/Từ đường kính sơ bộ theo bảng 10.2 ta chọn sơ bộ chiều rộng ổ lăn:
b
01
= 21 mm b
02
=21mm b
03
= 31 mm;
- Chiều dài mayơ :
Đĩa xích l
m33
=(1,2..1,5)d
3sb
= 75 mm;
Nguyễn Tuấn Khoa – Cơ Điện Tử 2-K49
18