Đồ án công nghệ chế tạo máy

Phần 1: TíNH TOáN Hệ DẫN ĐộNG
I. Chọn động
1. Xác định công suất cần thiết của động cơ
Công suất cần thiết lớn nhất N
ct
trên trục động cơ đợc xác định theo công
thức:
N
ct
= N
t
/
Trong đó :
N
ct
- Công suất cần thiết trên trục động cơ.
N
t
- Công suất tính toán trên trục máy công tác.

KW
vF
N
t
92.1
1000
42,0.4580
1000
.
==
Với F , v - là lực kéo và vận tốc băng tải .

- Hiệu suất chung của hệ dẩn động .
Theo sơ đồ tải trọng đề bài thì : =
k
.
k
br
.
m
ol
.
x
Trong đó:
- m = 4 là số cặp ổ lăn ;
- k = 2 là số cặp bánh răng ;
Tra bảng 2.3 , ta đợc các hiệu suất:
-
ol
= 0,995 - hiệu suất của một cặp ổ lăn;
( vì ổ lăn đợc che kín) .
-
br
= 0,97 - hiệu suất của một cặp bánh răng ;
-
k
= 0.99 - hiệu suất của khớp nốitrục đàn hồi;
-
x
= 0,93 - hiệu suất của bộ truyền xích;
(bộ truyền xích để hở ) .

Thay số ta có : = 0.99 . 0,9954. 0,972. 0,93 0,85
=> N
ct
= N
t
/ = 1.92 / 0.85 2.26 KW
Do tải trọng thay đổi nên ta chọn động cơ theo công suất tơng đơng
N
t
= N
tđ

Vì công suất N tỷ lệ thuận với mô men T, do đó ta có hệ số chuyển đổi
giữa mô men và công suất nh sau :

86,0
8
3
8,0
8
4
1.
22
2
1
=+=

=
ck
ii
t
t
T
T

Công suất tơng đơng N
tđ
đợc xác định bằng công thức nh sau:

KWNN
t
65.192.1.86.0.
td
==

Công suất yêu cầu của động cơ đợc xác định bởi công thức:
T
mm
T
1
T
2
t

ck
t
1
t
2
t
mm

N
đc/yc
= N
tđ
/ = 1.65 / 0.85 = 1.94 KW
2. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ.
Chọn sơ bộ tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống là u
sb
.
Theo bảng 2.4 (sách tính toán thiết kế ...tr 21 );
Chọn tỷ số truyền của hộp giảm tốc đồng trục bánh răng trụ 2 cấp là
u
sbh
= 16
Chọn tỷ số truyền bộ truyền ngoài ( xích ) là u
sbx
= 3
Theo công thức ( 2.15 ) ta có :
u
sb
= u
sbh

. u
sbx
= 16.3 = 48
Số vòng quay của trục máy công tác ( của tang ) là n
lv
:
n
lv
=
300.
42,0.60000.60000

=
D
v
= 26.7 vg/ph
Trong đó : v : vận tốc băng tải
D : Dờng kính băng tải
Số vòng quay sơ bộ của động cơ n
sb
:
n
sb
= n
lv
. u
sb
= 26.7.48 = 1281.6 vg/ph
Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ là n
đb

= 1500 vg/ph.
Quy cách động cơ phải thỏa mãn đồng thời : N
đc


N
đc/yc
, n
đc
n
sb

và

dn
K
mm
T
T
T
T

Với : N
đc/yc
= 1.94 KW ; n
sb
=1281.6 vg/ph ;
4,1
1
=

T
Tmm

Theo bảng phụ lục P 1.1 ( sách tính toán thiết kế ...tr 234)
Ta chọn đợc kiểu động cơ là : K112S4
Các thông số kĩ thuật của động cơ nh sau :
N
đc
= 2.2 KW ; n
đc
= 1440 vg/ph ;
2,2
=
dn
k
T
T


%
=81.5 ; cos = 0,82 ;khối lợng động cơ:35 kg
Kết luận:
Động cơ K122S 4 có kích thớc phù hợp với yêu cầu thiết kế.
II. PHÂN PhốI Tỷ Số TRUYềN
1. Xác định tỷ số truyền
Ta có : u
c
= u
hộp
. u

xích
Tỷ số truyền chung

54
7.26
1440
==
lv
dc
c
n
n
u
Chọn u
xích
= 3 u
hộp
=
18
3
54
=
u
hộp
= u
1
. u
2
Trong đó : u
1

: Tỉ số truyền cấp nhanh
u
2
: Tỉ số truyền cấp chậm
vì là hộp giảm tốc đồng trục nên để dùng hết khả năng tải của cấp nhanh
ta chọn u
1
= u
2
=
24,418
==
h
u
Tính lại giá trị u
xích
theo u
1
và u
2
trong hộp giảm tốc

u
xích
=
3
24,4.24,4
54
.
21

==
uu
u
c
Kết luận : u
c
= 54 ; u
1
= u
2
= 4,24 ; u
xích
= 3.
2. Xác định công xuất, momen và số vòng quay trên các trục.
Tính công suất, mô men, số vòng quay trên các trục (I, II, III, T {tang})
của hệ dẫn động.
Công suất :
N
đc
=2.2 kW ; n
lv
=26.7 vg/ph
Do công suất thực của động cơ nhỏ hơn công suất cần thiết ở chế
độ lớn nhất N
ct
Trục I N
I
= N
ct
.

k
.
ol
= 2,26 . 0,99 .0,995 = 2.23 KW
Trục II N
II
= N
I
.
ol
.


br
= 2,23 . 0,995 . 0,97 = 2,15 KW
Trục III N
III
= N
II
.
br
.
ol
= 2,15 . 0,97 .0,995 = 2,07 KW
Truc tang N
t
= N
II
.
x

.
ol
= 2,07 . 0,93 .0,995 = 1,92 KW
Số vòng quay:
Trục I n
I
= n
đc
= 1440 vg/ph
Trục II
340
24,4
1440
1
1
===
u
n
n
II
vg/ph
Trục III
80
24,4
340
2
2
===
u
n

n
III
vg/ph
Truc tang
7,26
54
1440
===
c
dc
t
u
n
n
vg/ph
Mô men
T
I
= 9,55. 10
6
.
14789
1440
23,2
.10.55,9
6
==
I
I
n

N
N. mm.
T
II
= 9,55. 10
6
.
60390
340
15,2
.10.55,9
6
==
II
II
n
N
N. mm.
T
III
= 9,55. 10
6
.
247106
80
07,2
.10.55,9
6
==
III

III
n
N
N. mm.
T
t
= 9,55. 10
6
.
686742
7,26
92,1
.10.55,9
6
==
t
t
n
N
N. mm.
Bảng thông số
I II III T
u u
1
= 4,24 u
2
= 4,24 u
xích
= 3
N(kw) 2,23 2,15 2,07 1,92

n (vg/ph) 1440 340 80 26,7
T(N.mm) 14789 60390 247106 686742
III. Tính bộ truyền ngoài Bộ truyền xích
Số liệu đầu:
Công suất N = N
III
= 2.07 KW
n
1
= n
III
= 80 vg/ph, n
2
= 26,7 vg/ph , u = u
x
= 3 ,
tải trọng va đập vừa, bộ truyền nằm ngang
1. Chọn loại xích :
Do vận tốc và công suất truyền không cao cho nên ta chọn loại xích con
lăn.
2. Xác định các thông số của bộ truyền.
Dạng hỏng chủ yếu và nguy hiểm nhất là mòn, do đó ta tính xích theo độ
bền mòn.
-Theo bảng 5.4 (sách tính toán thiết kế ...tr 80-T1 ) ứng với u = 3, ta chọn
số răng đĩa nhỏ Z
1
= 25, từ đó ta có số răng đĩa lớn Z
2
= u. Z
1

= 75
- Bớc xích( t ) đợc xác định theo công thức tính toán ( công thức 12-22) và
tra bảng 12.5 [ giáo trình chi tiết máy T2 tr 12-15 ]
Ta có
Tải trọng va đập vừa, lấy K
đ
= 1,5 hệ số tải trọng động
Chọn khoảng cách trục a 40.t
K
a
= 1 hệ số chiều dài xích
Bộ truyền nằm ngang
K
o
= 1 hệ số xét đến cách bố trí bộ
truyền
Bộ truyền có thể điều chỉnh đợc
K
đc
= 1- hệ số xét đến khả năng điều
chỉnh
Chọn phơng án bôi trơn định kỳ
K
b
= 1,5 - hệ số xét đến điều kiện bôi
trơn
Bộ truyền làm việc 2 ca
K
c
= 1.25 - hệ số kể đến chế độ làm việc

Theo công thức 5.4 (sách tính toán thiết kế ...) ta có hệ số điều
kiện sử dụng xích K = K
đ
. K
a
. K
o
. K
đc
. K
b
. K
c

=1,5 . 1 . 1 . 1 . 1,5 . 1,25 = 2,81
Hệ số răng đĩa dẩn K
Z
= 25/ Z
1
= 1
Hệ số vòng quay K
n
= n
0
/ n
1
= 50/ 80 = 0,625 ; với n
0
= 50 vg/ph
Hệ số xét đến số dãy xích K

x
= 1 chọn xích một dãy.
Theo công thức 12 22 (giáo trình chi tiết máy T2 tr 12-15) ta có
công suất tính toán là
N
tt
= K . K
Z
. K
n
. N / K
x

= 2,81 . 1 . 0,625 . 2,07 / 1 = 3,64 KW
theo bảng 5.5 (sách tính toán thiết kế ... T1) với n
0
= 50 vg/ ph, ta
chọn bộ xích một dãy có bớc xích t = 31,75 mm thoả mãn điều kiện
bền mòn N
tt
< [N] = 5,83 KW đồng thời theo bảng 5.8 thì thoả mãn
điều kiện t < t
max
- khoảng cách trục sơ bộ a = 40 . t = 40 . 31,75 =1270 mm
Số mắt xích đợc xác định theo công thức
X= 2.a/ t + 0,5( Z
1
+ Z
2
) + (Z

2
- Z
1
)
2
. t / 4
2
.a
Thay số ta đợc X = 131.6
Ta chọn số mắt xích là X = 132 ( mắt ).
Ta tính chính xác khoảng cách trục a theo công thức

( ) ( )
[ ]
( )
[ ]






+++=
2
12
2
2121
/Z2Z0,5-XZ0,5-X..25,0

ZZZta

thay số ta đợc a = 1276,75 mm
để xích không phải chịu lực căng quá lớn ta giảm khoảng cách trục a vừa
tính đợc một lợng a = ( 0,002 0,004).a
do đó ta lấy a = 1274 mm
Đờng kính các đĩa xích
Theo công thức 5.17 (sách tính toán thiết kế ...tr 86-T1 )
Ta có :
đờng kính đĩa xích dẩn
d
1
= t/sin(/Z
1
) = 31,75 / sin(/25) = 253,32 mm
đờng kính đĩa xích bị dẩn
d
1
= t/sin(/Z
2
) = 31,75 / sin(/75) = 758,2 mm
Lực tác dụng lên trục đĩa xích đợc xác định theo công thức
F
r
= K
t
. F
t
= 6. 10
7
.K
t

.N/ Z
1
. n
1
. t
Trong đó K
t
= 1,15 là hệ số xét đến trọng lợng của
xích tác dụng lên trục ( ở đây bộ truyền nằm ngang )
Thay số ta có
F
r
= 6. 10
7
.1,15 . 2,07/ 25 . 80 . 31,75 = 2249.3 (N)
iV. TíNH Bộ TRUYềN BáNH RĂNG TRONG HộP GIảM TốC
Vì là hộp giảm tốc đồng trục, đã chọn tỷ số truyền u
1
= u
2
do đó bộ truyền
cấp nhanh không dùng hết khả năng tải cho nên ta tính bộ truyền cấp chậm
trớc , bộ truyền cấp nhanh có thể lấy gần nh toàn bộ số liệu của bộ truyền
cấp chậm
A.Tính toán bộ truyền cấp chậm (bánh trụ răng nghiêng).
Các số liệu :
N
II
= 2,15 KW , n
3

= 340 v/ph , n
4
= 80 v/ph
T
3
= 60390 N.mm ,
Bộ truyền làm việc trong 40000 giờ
1.Chọn vật liệu.
Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo sự thống nhất hoá trong thiết kế
ta chọn vật liệu nh sau:
Bánh nhỏ(bánh 3) : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 ữ 285 có:

b3
= 850 MPa ;
ch 3
= 580 MPa. Chọn HB
3
= 250 (HB)
Bánh lớn(bánh 4) : Thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn MB 192...240 có:

b4
= 750 MPa ;
ch 4
= 450 MPa. Chọn HB
4
= 200 (HB)
2. Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép.
Do bộ truyền làm việc trong điều kiện che kín đủ dầu bôi trơn nên dạng
hỏng chủ yếu là tróc mỏi, do đó ta tính toán theo độ bền tiếp xúc ta xác
định ứng suất tiếp xúc cho phép

Số chu kì chịu tải trọng thay đổi tơng đơng của bánh lớn đợc xác định theo
công thức .

( ) ( )
ckiiiHE
ttTTtunCN /./../.60
3
1134
=
Trong đó : C = 1 là số lần ăn khớp của răng trong một vòng quay
t
i
= 40000 là tổng thời gian làm việc của bộ truyền
t
i
là thời gian làm việc ở chế độ tải trọng T
i
từ đó ta có N
HE4
= 60.1.(340/4,24).40000.(1
3
.4/8 + 0,8
3
.3/8) = 10,3.10
7
theo bảng 10.8 (giáo trình CTM- T1) ta có số chu kỳ cơ sở N
HO
của thép
C45 thờng hoá chế tạo bánh lớn là 10.10
6

, vậy N
HE2
> N
HO
=> lấy hệ số tuổi thọ K
HL
= 1
Số chu kì chịu tải trọng thay đổi tơng đơng của bánh nhỏ lớn hơn của bánh
lớn u lần N
HE1
= u. N
HE2
= 4,24 . 10.10
7

= 42,4 .10
7
theo bảng 10.8 với độ rắn bề mặt răng bánh nhỏ 250 HB có thể lấy
N
HO
= 17.10
6
vậy với bánh nhỏ ta cũng có N
HE1
> N
HO

=> lấy hệ số tuổi thọ K
HL
= 1

Giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn (theo
bảng 10.7)
[
Hgh3
] =2.HB
3
+ 70 = 2.250 + 70 = 570 MPa
[
Hgh4
] =2.HB
4
+ 70 = 2.200 + 70 = 470 MPa
ứng suất tiếp xúc cho phép của mỗi bánh răng đợc xác định theo công thức
[
H
] = (
Hgh
/S
H
) . Z
R
. Z
V
. K
L
.K
XH

Tính sơ bộ lấy Z
R

. Z
V
. K
L
.K
XH
= 1
Do bánh răng không đợc tăng bề mặt nên chọn hệ số an toàn S
H
= 1,1
Ta có
[
H3
] = (
Hgh3
/S
H
) . Z
R
. Z
V
. K
L
.K
XH
= 570/1,1 = 518 MPa
[
H4
] = (
Hgh4

/S
H
) . Z
R
. Z
V
. K
L
.K
XH
= 470/1,1 = 427 MPa
đối với bộ truyền bảnh răng trụ răng nghiêng [
H
] đợc xác định theo công
thức
[ ] [ ] [ ]
( ) ( )
[ ] [ ]






===
=+=+=
MPa
MPa
HH
HHH

504427.18,118,1
5,4724275185,05,0
4
43


Vậy ta chọn [
H
] = 472,5 Mpa
ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải của mỗi bánh răng
Bánh 3 : [
H3
]
Max
= 2,8 .
ch3
= 2,8 . 580 = 1624 Mpa
Bánh 4 : [
H4
]
Max
= 2,8 .
ch4
= 2,8 . 450 = 1260 Mpa

Vậy ta chọn [
H
]
Max
= 1260 MPa

3. Tính ứng suất uốn cho phép :
Tơng tự trên ta có:
Số chu kì chịu tải trọng thay đổi tơng đơng của bánh lớn đợc xác định theo
công thức .

( ) ( )
ckiiiiiFE
ttTTtuncN /./../..60
6
1
=
N
FE4
= 60 . 1 . (340/ 4,24) 40000 . ( 1
6
.4/8 + 0,8
6
.3/8 ) = 11,5.10
7
N
FE4
> N
FO
= 4.10
6

N
FO
: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
do đó K

FL4
= 1 tơng tự => K
FL3
=1
Giới hạn mỏi uốn của 2 bánh công thức 10.74 và bảng 10.6( giáo trình)

Fgh3
=
o
Fgh3
= 1,8.250 = 450 MPa

Fgh4
=
o
Fgh4
= 1,8.200 = 360 MPa
Bộ truyền làm việc một chiều => lấy K
FC
= 1 - hệ số ảnh hởng đặt tải,
Hệ số an toàn S
F
= 1,75 - bảng 6.2 (sách tính toán thiết kế ... T1)
Do đó theo công thức 6.2a (sách tính toán thiết kế ... T1)
Ta có : [
F3
] =
Fgh3
. K
FL3

. K
FC
/S
F

= 450 . 1 . 1 / 1,75 = 257 MPa
[
F4
] =
Fgh4
. K
FL4
. K
FC
/S
F

= 360 . 1 . 1 / 1,75 = 206 MPa
ứng suất uốn cho phép khi qúa tải
Bánh 3 : [
F3
]
Max
= 0,8 .
ch3
= 0,8 . 580 = 464 MPa
Bánh 4 : [
F4
]
Max

= 0,8 .
ch4
= 0,8 . 450 = 360 MPa
4. Tính khoảng cách trục:
Xác định sơ bộ khoảng cách trục theo công thức 6.15a (sách tính toán thiết
kế ... T1)
a

2
= 43(u
2
+1)
[ ]
3
2
2
3
..
.
aH
H
u
KT


Trong đó:
T
3
môn xoắn trên trục bánh chủ động
T

3
=60390 (N.mm)

a
= b

/ a

- hệ số chiều rộng bánh răng
do bộ truyền đặt không đối xứng với ổ nên ta chọn
a
= 0,25

d
=
a
(u
2
+1)/ 2 = 0,25 ( 4,24 +1 )/ 2 =
0,655
Tra theo
d
ứng với bảng 6.7 (sách tính toán thiết kế ... T1)
Ta có: K
HB
= 1,05
Thay vào ta có: a

2
= 43(4,24+1)

[ ]
3
2
25,0.24,4.5,472
05,1.60390
145,26 mm
Ta lấy a

2
= 145 mm
5. Các thông số ăn khớp:
Mô đun pháp m = ( 0,01 ữ 0,02 ) a

2
= 1,45ữ 2,90 mm
Theo dãy tiêu chuẩn ta chọn m = 2,5
Chọn sơ bộ = 10
0
=> cos = 0,9848
=> số răng bánh nhỏ (bánh 3) Z
3
= 2 a

2
. cos/ m(u+1) =
= 2.145.0,9848/ 2.5.(4,24+1) 21
Ta lấy Z
3
= 21 răng
=> số răng bánh lớn (bánh 4) Z

4
= u.Z
3
= 4,24.21 = 89,04
Ta lấy Z
4
= 89 răng
Do vậy tỷ số truyền thực u
m
= Z
4
/ Z
3
= 89/ 21 = 4,238
Tính lại : cos = m ( Z
3
+ Z
4
) / 2 a

2

= 2,5.( 21+ 89 )/ 2. 145 = 0,94827
18,5
o
= 18
0
30

Đờng kính vòng chia :
d
3
= d

3
= m . Z
3
/ cos = 2,5 . 21 / 0,94827 55,36 mm
d
4
= d

4
= m . Z
4
/ cos = 2,5 .89 / 0,94827 234,63 mm

Chiều rộng vành răng b

=
a
. a

= 0,25 . 145 = 36,25mm
Lấy b

= 40 mm
Hệ số trùng khớp

= b


. sin / .m = 40.0,317/ 3,14 .2,5 =1,62
6. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Yêu cầu cần phải đảm bảo
H


[
H
]

H
= Z
M
Z
H
Z


2
3
3
..
)1.(..2

dub
uKT

mw
mH
+
;
Trong đó : - Z
M
: Hệ số xét đến ảnh hởng cơ tính vật liệu;
- Z
H
: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc;
- Z

: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;
- K
H
: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc;
- b
w
: Chiều rộng vành răng.
- d
w
: Đờng kính vòng chia của bánh chủ động;
T
3
= 60390 Nmm ; b
w
= 40 mm ;
Z
M
= 274 MPa (tra bảng 65 ) ;

- Góc prôfin răng bằng góc ăn khớp :

t
=
tw
= arctg(tg/cos) = arctg(tg20
0
/ cos18,5) 21
o
tg
b
= cos
t
.tg = cos(21
o
).tg(18,5
o
)= 0,312
b
= 17,33
o
Z
H
=
tw
b


2sin
cos2

=
)21.2sin(
)33,17cos(.2
0
0
= 1,69 ;


=
( )
[ ]
( )
[ ]
=+=+
94827,0.89/121/12,388,1cos./1/12,388,1
43

ZZ
1,604,
Z

=


/1
=
604,1/1
0,79
K
H

= K
H

. K
HV
K
H

;
K
H

= 1,05 (Tính ở trên);
Vận tốc bánh dẫn : v =
986,0
60000
340.36,55.
60000
..
33
==


nd
w
m/s;
vì v < 4 m/s tra bảng 6.13 (trang 106) chọn cấp chính xác 9 ;
K
H

= 1,13 (tra bảng 6.14).
theo bảng 6.15 =>
H
=0,002
tra bảng 6.16 chọn g
o
= 73 ,
Theo công thức 6.42

842,0
238,4
145
986,0.73.002,0.
2
===
m
w
oHH
u
a
vg


01,1
13,1.05,1.60390.2
36,55.40.842,0
1
..2
..
1

3
3
=+=+=


HH
wwH
Hv
KKT
db
K

K
H
= K
H


. K
HV
. K
H

= 1,05.1,01.1,13 1,2
Thay số :
H
= 274.1,69.0,79.
2
)36,55.(238,4.40
)1238,4.(2,1.60390.2

+
442 MPa
Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [
H
] = [
H
]. Z
R
Z
V
K
xH
.
Với v = 0,986 m/s Z
V
= 1 (vì v < 5m/s ) , Cấp chính xác động học là 9,
chọn mức chính xác tiếp xúc là 8. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là R
Z
= 2,5...1,25 àm. Do đó Z
R
= 0,95, với d
a
< 700mm K
xH
= 1.
[
H
] = 472,5.1.0,95.1 449 MPa.
Do
H

[
H
] nên răng thoả mãn độ bền tiếp xúc.
7. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Yêu cầu
F


[
F
] ; Theo công thức 6.43 (sách tính toán thiết kế ... T1)

F3
= 2.T
3
.K
F
Y

Y

Y
F3
/( b
w
d
w3
.m)

Tính các hệ số :
Tra theo
d
ứng với bảng 6.7 (sách tính toán thiết kế ... T1), ta có K
F

=
1,12 ; với v < 2,5 m/s tra bảng 6.14 (sách tính toán thiết kế ... T1, trang
107) cấp chính xác 9 thì K
F

= 1,37.
Tra bảng 6.16 chọn g
o
= 73
Theo bảng 6.15 =>
F
=0,006
=>
526,2
238,4
145
.986,0.73.006,0.
2
1FF
===
m
w
o
u

a
vg


028,1
37,1.12,1.60390.2
36,55.40.526,2
1
..2
.
1
3
3F
=+=+=



FF
FV
KKT
db
K

K
F
= .K
F

.K
F

.K
FV
= 1,12.1,37.1,028 = 1,577
Với

= 1,604 Y

= 1/

= 1/1,604 = 0,623;
= 18,5
o
Y

= 1 - /140
0
= 1 18,5

/140
0
= 0,868;
Số răng tơng đơng:
Z
tđ3
= Z
3
/cos
3
= 21 /(0,94827)

3
= 24,63
Z
tđ4
= Z
4
/cos
3
= 89/(0,94827)
3
= 104,37
Với Z
tđ3
= 24,63, Z
tđ4
= 104,37
tra bảng 6.18 trang 109 thì ta có Y
F3
= 3,95, Y
F4
= 3,60;
ứng suất uốn :

F3
= 2.60390.1,577.0,623.0,868.3,95 / (40.55,36.2,5) = 73,5 MPa;

F4
=
F3
. Y

F4
/ Y
F3
= 73,5.3,60/ 3,95 = 67 MPa;
Ta thấy độ bền uốn đợc thoả mãn
vì
F3
< [
F3
] =257 MPa,
F4
< [
F4
] = 206 MPa;
8. Kiểm nghiệm răng về quá tải.
K
qt
= T
max
/ T = 1,4.

H4
max
=
H
.
98,5224,1.442
==
qt
K

MPa < [
H
]
max
= 1260 MPa;

F3max
=
F3
. K
qt
= 73,5. 1,4 = 102,9 MPa ;

F4 max
=
F4
. K
qt
= 67. 1,4 = 93,8 MPa
vì
F3max
< [
F3
]
max
= 464 MPa,
F4max
< [
F4
]

max
= 360 MPa
nên răng thoả mãn về điều kiện quá tải.
Kết luận : Bộ truyền cấp chậm làm việc an toàn.
Thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm :
- Mô đun pháp m = 2,5 mm
- Khoảng cách trục : a

= 145 mm
- Đờng kính vòng chia :
d
3
= d

3
= m . Z
3
/ cos = 2,5 . 21 / 0,94827 55,36 mm
d
4
= d

4
= m . Z
4
/ cos = 2,5 .89 / 0,94827 234,63 mm
- Đờng kính đỉnh răng :
d
a
3

= d
3
+ 2.m = 55,36 + 2. 2,5 = 60,36 mm,
d
a4
= d
4
+ 2.m = 234,63 + 2. 2,5 = 239,63 mm,
- Đờng kính đáy răng :
d
f3
= d
3
- 2,5. m =5,36 - 2,5. 2,5 = 49,11 mm,
d
f4
= d
4
- 2,5. m = 234,63 - 2,5. 2,5 = 228,38 mm,
- Đờng kính cơ sở :
d
b3
= d
3
. cos = 55,36 . cos 20
0
= 52,02 mm,
d
b2
= d

4
. cos = 234,63. cos 20

= 220,05 mm
- Chiều rộng vành răng
b

= 40 mm
- Góc nghiêng của răng:
18,5
o
= 18
0
30


- Góc prôfin răng bằng góc ăn khớp :

t
=
tw
= arctg(tg/cos) = arctg(tg20
0
/ cos18,5) 21
o
- Hệ số trùng khớp


= b

. sin / .m = 40.0,317/ 3,14 .2,5 =1,62
B.Tính toán bộ truyền cấp nhanh (bánh trụ răng nghiêng).
Do hộp đồng trục, bộ truyền cấp nhanh không dùng hết khả năng tải cho
nên ta lấy các thông số cơ bản nh đối với bộ truyền cấp chậm, riêng đối với
chiều rộng bánh răng lấy bằng 2/3 chiều rộng bánh răng của cấp chậm
b

1
= 2 b

/3 = 2.40/3 27 lấy b

1
= 30 mm
Với các thông số nh vậy ta tiến hành kiểm nghiệm độ bền của chúng
1. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Yêu cầu cần phải đảm bảo
H


[
H
]

H
= Z
M
Z
H

Z


2
11
1
..
)1.(..2

dub
uKT
m
mH
+
;
Trong đó : - Z
M
: Hệ số xét đến ảnh hởng cơ tính vật liệu;
- Z
H
: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc;
- Z

: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;
- K
H
: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc;
- b
w1
: Chiều rộng vành răng.

- d
w1
: Đờng kính vòng chia của bánh chủ động;
T
1
= 14789 Nmm ; b
w1
= 30 mm ;
Z
M
= 274 MPa (tra bảng 65 ) ;
- Góc prôfin răng bằng góc ăn khớp :

t
=
tw
= arctg(tg/cos) = arctg(tg20
o
/ cos18,5
o
) 21
o
tg
b
= cos
t
.tg = cos(21
o
).tg(18,5
o

)= 0,312
b
= 17,33
o
Z
H
=
tw
b


2sin
cos2
=
)21.2sin(
)33,17cos(.2
0
0
= 1,69 ;


=
( )
[ ]
( )
[ ]
=+=+
94827,0.89/121/12,388,1cos./1/12,388,1
43

ZZ
1,604,
Z

=


/1
=
604,1/1
0,79
K
H
= K
H

. K
HV
K
H

;
K
H

= 1,03 Tra theo
d
ứng với bảng 6.7 (sách tính toán thiết kế ... T1),
Vận tốc bánh dẫn : v =
17,4

60000
1440.36,55.
60000
..
11
=



nd
m/s;
vì v < 10 m/s tra bảng 6.13 (trang 106) chọn cấp chính xác 8 ;
K
H

= 1,09 (tra bảng 6.14).
theo bảng 6.15 =>
H
=0,002
tra bảng 6.16 chọn g
o
= 56 ,
Theo công thức 6.42

73,2
238,4
145
17,4.56.002,0.
1
===

m
w
oHH
u
a
vg


13,1
09,1.05,1.14789.2
36,55.30.73,2
1
..2
..
1
1
11
=+=+=


HH
wwH
Hv
KKT
db
K

K
H
= K

H


. K
HV
. K
H

= 1,03.1,13.1,09 1,3
Thay số :
H
= 274.1,69.0,79.
2
)36,55.(238,4.30
)1238,4.(3,1.14789.2
+
263 MPa
Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [
H
] = [
H
]. Z
R
Z
V
K
xH
.
Với v = 4,17 m/s Z
V

= 1 (vì v < 5m/s ) , Cấp chính xác động học là 8,
chọn mức chính xác tiếp xúc là 8. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là R
Z
= 2,5...1,25 àm. Do đó Z
R
= 0,95, với d
a
< 700mm K
xH
= 1.
[
H
] = 472,5.1.0,95.1 449 MPa.
Do
H


[
H
] nên răng thoả mãn độ bền tiếp xúc.
2. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Yêu cầu
F


[
F
] ; Theo công thức 6.43 (sách tính toán thiết kế ... T1)

F1

= 2.T
1
.K
F
Y

Y

Y
F1
/( b
w1
d
w1
.m)
Tính các hệ số :
Tra theo
d
ứng với bảng 6.7 (sách tính toán thiết kế ... T1), ta có K
F

=
1,08 ; với v < 5 m/s tra bảng 6.14 (sách tính toán thiết kế ... T1, trang
107) cấp chính xác 8 thì K
F

= 1,27.
Tra bảng 6.16 chọn g
o
= 56

Theo bảng 6.15 =>
F
=0,006
=>
2,8
238,4
145
.17,4.56.006,0.
1
FF
===
m
w
o
u
a
vg


34,1
27,1.08,1.14789.2
36,55.30.2,8
1
..2
.
1
1
1F
=+=+=

FF
FV
KKT
db
K

K
F
= .K
F

.K
F

.K
FV
= 1,08.1,27.1,34 = 1,84
Với

= 1,604 Y

= 1/

= 1/1,604 = 0,623;
= 18,5
o
Y

= 1 - /140
0
= 1 18,5

/140
0
= 0,868
Số răng tơng đơng:
Z
tđ1
= Z
1
/cos
3
= 21 /(0,94827)
3
= 24,63
Z
tđ2
= Z
2
/cos
3
= 89/(0,94827)
3
= 104,37
Với Z
tđ1
= 24,63, Z
tđ2

= 104,37
tra bảng 6.18 trang 109 thì ta có Y
F1
= 3,95, Y
F2
= 3,60;
ứng suất uốn :

F1
=2 . 14789 . 1,84 . 0,623 . 0,868 . 3,95/ (30 . 55,36 . 2,5) 28 MPa;

F2
=
F1
. Y
F2
/ Y
F1
= 28.3,60/ 3,95 = 25,5 MPa;
Ta thấy độ bền uốn đợc thoả mãn
vì
F3
< [
F3
] =257 MPa,
F4
< [
F4
] = 206 MPa;
3. Kiểm nghiệm răng về quá tải.

K
qt
= T
max
/ T = 1,4.

H2
max
=
H
.
2,3114,1.263
==
qt
K
MPa < [
H
]
max
= 1260 MPa;

F1max
=
F3
. K
qt
= 28. 1,4 = 39,2 MPa ;

F2 max
=

F4
. K
qt
= 25,5. 1,4 = 35,7 MPa
vì
F1max
< [
F1
]
max
= 464 MPa,
F2max
< [
F2
]
max
= 360 MPa
nên răng thoả mãn về điều kiện quá tải.
Kết luận : Bộ truyền cấp nhanh làm việc an toàn.
Thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh :
- Đờng kính vòng chia :
d
1
= d

1
= m . Z
1
/ cos = 2,5 . 21 / 0,94827 55,36 mm
d

2
= d

2
= m . Z
2
/ cos = 2,5 .89 / 0,94827 234,63 mm
- Đờng kính đỉnh răng :
d
a
1
= d
1
+ 2.m = 55,36 + 2. 2,5 = 60,36 mm,
d
a2
= d
2
+ 2.m = 234,63 + 2. 2,5 = 239,63 mm,
- Đờng kính đáy răng :
d
f1
= d
1
- 2,5. m =5,36 - 2,5. 2,5 = 49,11 mm,
d
f2
= d
2
- 2,5. m = 234,63 - 2,5. 2,5 = 228,38 mm,

- Đờng kính cơ sở :
d
b1
= d
1
. cos = 55,36 . cos 20
0
= 52,02 mm,
d
b2
= d
2
. cos = 234,63. cos 20

= 220,05 mm
- Chiều rộng vành răng
b

= 30 mm
- Góc nghiêng của răng:
18,5
o
= 18
0
30


- Góc prôfin răng bằng góc ăn khớp :

t

=
tw
= arctg(tg/cos) = arctg(tg20
0
/ cos18,5) 21
o
- Hệ số trùng khớp


= b


. sin / .m = 30.0,317/ 3,14 .2,5 =1,21
Lực ăn khớp của 2 bộ truyền sẽ đợc tính ở phần tính toán thiết kế trục.
V. Phần tính trục
Số liệu cho tr ớc:
Công suất trên trục vào của hộp giảm tốc: N = 2,23 KW
Số vòng quay n
1
= 1440 v/ph
Tỷ số truyền u
1
= 4,238 u
2
= 4,238
Chiều rộng vành răng b
1
= 35 mm ; b
2
= 30mm b

3
= b
4
= 40 mm
Góc nghiêng của cặp bánh răng =18,5
0
Chọn vật liệu chế tạo bằng thép C45, tôi có
b
= 800Mpa , ứng suất xoắn
cho phép []= 12...20 Mpa
1.Chọn khớp nối
- Loại nối trục vòng đàn hồi .
- Tại trục I có mômem xoắn T
I
= 14789 (N.mm)=14,789(N.m)
- Tra bảng 16.10a kích thớc cơ bản của nối trục vòng đàn hồi đợc tra theo
mômem xoắn T =14,789 (N.m)
d = 14 (mm) D = 67 (mm)
d
m
= 24 (mm) L = 63 (mm) l = 30 (mm)
d
1
= 25 (mm) D
o
= 50 (mm) Z = 4
n
max
= 7600 B = 3 B
1

= 20
l
1
= 16(mm) D
3
= 17 (mm) l
2
= 12(mm)
- Bảng 16.10b kích thớc cơ bản của vòng đàn hồi
T = 14,789 (N.m)
d
o
= 8 (mm) d
1
= M6 D
2
= 12 (mm)
l = 28 (mm) l
1
= 14 (mm) l
2
= 8 (mm)
l
3
= 10(mm) h = 1
2. Lực tác dụng từ các bộ truyền lên trục
Ta có sơ đồ phân tích lực chung nh hình vẽ
Tính các lực tác dụng lên trục: Lực do khớp nối, lực tác dụng lên bánh
răng, Lực do xích .
Các thành phần lực trong thiết kế đợc biểu diễn nh hình vẽ phần trên.

Lực tác dụng của khớp nối: F
K
= (0,2 ữ 0,3).2T
I
/D
0
,
Với : T = 14789 N.mm , D
0
= 50 mm.

==
50
14789.2).3,0...2,0(
k
F
148 (N).
Lực tác dụng khi ăn khớp trong các bộ truyền đợc chia làm ba thành phần:
F
t
: Lực vòng; F
r
: Lực hớng tâm; F
a
: Lực dọc trục;
Trong đó:
F
t1
=
534

36,55
14789.2
2
1
1
=

d
T
(N) = F
t 2
F
r1
=
==
0
0
1
5,18
21
534

.
Cos
tg
Cos
tgF
tt
216 (N) = F
r

2
F
t3
=
2182
36,55
60390.2
2
3
3
=

d
T
(N) = F
t4
;
F
r3
=
==
o
o
tt
tg
Cos
tgF
5,18cos
21..2182

.
3
883,2 (N) = F
r4
;
F
a1
= F
t1
.tg = 534.tg18,5
o
= 178,7 (N) = F
a2
;
F
a3
= F
t3
.tg = 2182.tg18,5
o
= 730 (N) = F
a4
;
3.Thiết kế trục
a. Xác định sơ bộ đờng kính trục.
Đờng kính trục vào đợc xác định theo công thức kinh nghiệm
d
I
= ( 0,8 ữ 1,2) d
đc

, với đờng kính trục động cơ đã chọn d
đc
= 28 mm
Ta chọn d
10
= d
đc
= 28 (mm) - đờng kính đoạn lắp với khớp nối
Đờng kính 2 ngõng trục lắp với ổ lăn lấy bằng d
11
= d
13
= 30 mm
Đờng kính đoạn trục lắp với bánh răng lấy bằng d
12
= 35 mm
Chiều rộng ổ lăn lấy gần đúng theo bảng 10.2 b
o
= 19 mm
Đờng kính trục bị dẫn đợc xác định theo công thức kinh nghiệm
d

= ( 0,3 ữ 0,35) a


Với a

=145 mm
Ta chọn :
Đờng kính trục trung gian d

21
= d
22
= 45 (mm) chỗ lắp bánh răng
Đờng kính 2 ngõng trục lắp với ổ lăn lấy bằng d
20
= d
23
= 40 mm
Chiều rộng ổ lăn lấy gần đúng theo bảng 10.2 b
o
= 23 mm
Đờng kính trục ra d
31
= 45 (mm) chỗ lắp bánh răng
Đờng kính 2 ngõng trục lắp với ổ lăn lấy bằng d
30
= d
32
= 40 mm
Đờng kính lắp đĩa xích lấy bằng d
33
= 35 mm
Chiều rộng ổ lăn lấy gần đúng theo bảng 10.2 b
o
= 23 mm