ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ CHI TIẾT MÁY

GVHD: Thầy VĂN HỮU THỊNH

I.

Đồ án Chi Tiết Máy

CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI u :

 Các thông số.
+Lực vòng trên xích tải: P = 6300 (N).
+Vận tốc xích tải

: V = 0,9 (m/s).

1.Chọn động cơ:
Gọi P : Công suất trên xích tải.
η : Hiệu suất chung.
Pct : Công suất làm việc.
Ta có
trong đó

Pct =
Pt =

P
η

2 Ft × v 2 × 6300 x 0,9
= 5.67 (kw)
=
1000

1000

Hiệu suất truyền động: η
η =ηđ.η2br.η4ô. ηnt.
Theo bảng (2.3).
η đ =0,96

=> Hiệu suất của bộ truyền đai

η br =0,98 => Hieu suất bộ phận truyền bánh răng trụ.
η ô =0,995=> Hiệu suất một cặp ổ lăn.
η nt =1 =>Hiệu suất của khớp nối với tải xích.
4
η = 0,96 × (0,98) 2 × ( 0,995) × 1 = 0,904

=Pct =

SV: TRẦN SUY

P 5.67
=
= 6.27 (kw)
η 0,904

3


GVHD: Thầy VĂN HỮU THỊNH

Đồ án Chi Tiết Máy

-Theo nguyên lý làm việc thì công suất động cơ phải lớn hơn công suất làm
việc (ứng với hiệu suất của động cơ) do đó ta phải chọn động cơ có công suất
lớn hơn công suất làm việc.
-Theo bảng P1.3 động cơ 4A kiểu 4A132S4Y3
Pđc=7,5(kw) số vòng quay động cơ là 1455 vòng/phút.

công suất động cơ

2.Phân phối tỉ số truyền u.
U=

n dc
.
n xt

nđc : Số vòng quay của động cơ.
nt : Số vòng quay của trục công tác.
-Số vòng quay trục công tác:
nt =

60 × 1000ν 60 × 1000 × 0,9
=
= 49,09 (vòng/phút).
11× 100
Z ⋅P

-Tỷ số truyền chung:
U=

1455
= 29,64
49,09

+ Uh :Tỉ số truyền của các bộ truyền trong hộp.
+Uđ :Tỉ số truyền của cac bộ truyền ngoài hộp (đai).
Ta có:
Chọn Uđ = 2.8
Uh =

U
Ud =

29,64
2.8

= 10,58

Uh = Un.Uc

SV: TRẦN SUY

4


GVHD: Thầy VĂN HỮU THỊNH

Un = 1.2-1,3x UC = > Uc =
u n x uc =
=> uc

un

Đồ án Chi Tiết Máy

Uh

1.2

= 2.97

u
29,09
=
=10,58
2 .8
2.8

= 2.97
= 1.2Uc = 1.2.2.97 = 3.56

-Kiểm tra u:

Trục động cơ
U
N(v/ph)
P(kw)
T(N.mm)

SV: TRẦN SUY

I

iđ = 2.8

II
in = 3,56

III
ic = 2,97

1455

519,6

146

49,2

7,5

6

5.86

5.67

41153

110277

383308

1102820

5


GVHD: Thầy VĂN HỮU THỊNH

II.

Đồ án Chi Tiết Máy

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI:

1.Chọn loại đai:
Với vận tốc xích tải V = 0.95 m/s < 25 m/s nên dùng đai thang thường.
Dựa vào bảng 4.13 với P = 6.44 (kw), n = 1455 ( V/ ph)
Ký hiệu : B
Ta có kích thước tiết diện:
bt = 19 mm
b =22 mm
h = 13.5 mm
A1 = 230 mm2
Chọn d1 = 250 mm
Vận tốc đai :
V=

3.14.250.1455
Π × n1 × d1

= 19,1 (m/s)
=
60.1000
60 × 1000

2. Đừơng kính của bánh đai lớn

d2=

d1×Ud 200 × 2.8
= 714,3 (mm)
=
1 − 0.02
1 − 0.02

Trong đó:
Uđ= 2.8 :tỉ số truyền của đai
ε = 0.02 hệ số trượt

Dựa vào bảng 4.21 chọn d2 = 710 mm.

SV: TRẦN SUY

6


GVHD: Thầy VĂN HỮU THỊNH

U=

d2
d1

Sai số: δ=

->

Đồ án Chi Tiết Máy

710
= 2.84
250

2,84 − 2,8
=1% thuộc phạm vi cho phép.
2,8

Vậy đường kính bánh đai nhỏ d1=250mm và đường kính bánh đai lớn
d2=710mm.
Dựa vào tỷ số trruyền U= 2.8,dựa vào bảng 4.14 ta có khoảng cách trục a:
a
= 1 => a= d2 = 710 mm
d2

Điều kiện kiểm tra:
0,55(d1 + d 2 ) + h ≤ a ≤ 2(d1 + d 2 ) thỏa điều kiện vậy a= 710 mm.

Chiều dài đai l:
2a +

(d − d1 ) 2
π
(d 2 + d 1 ) + 2
2
4a

l= 3001,7mm, dưạ¨ vào bảng 4.13 chọn l = 3150 mm
kiểm nghiệm tuổi thọ của đai :
i=

V 6,8 × 10 3
=
= 2.16 < i max = 10
l
3150

i : số lần cuốn của đai/giây.
Xác định chính xác khoảng cách trục a theo công thức 4.6
a = (λ + λ2 − 8∆2 ) / 4

Với λ = l −
λ =l−

Π
(d1 + d 2) ; ∆ = (d1 - d2)/2
2

Π
(d1 + d 2) = 1642,8mm
2

∆ = (d1 - d2)/2 = 460/2 = 230mm
SV: TRẦN SUY

7


GVHD: Thầy VĂN HỮU THỊNH

Đồ án Chi Tiết Máy

=>a = 787,8

3.Xác định góc ôm α 1 theo công thức 4.7
Điều kiện α 1 ≥ 1200
α 1 = 1800 - (d2 – d1)570 /a= 146,720
 α1 ≥1200 ( đạt yêu cầu)

4.Xác định số đai can thiết:
Z≥

1000. p1.kd
V . A1.[σ t ] 0 .Cα .C.u C z .C l

Z≥

p1.kd
[ p0 ] 0 .Cα .C.u C z .Cl

P1

:công suất trên trục dẫn P1 = Pct

Kđ :tính chất tải trọng
[P0] : tra bảng 4.19.
Cα

:hệ số ảnh hưởng góc ôm

C.u

: hệ số ảnh hưởng tới tỉ số truyền.

Cz

: hệ số ảnh hưởng tới số đai

Cl

: hệ số ảnh hưởng đến chiều dài đai

Ta có :
P1 = Pct = 6,27(kw)
Tra bảng ta có :
Kđ = 1.25
Cα = 0,92
C.u = 1,135 theo bảng 4.17 với u=2,8
SV: TRẦN SUY

8

GVHD: Thầy VĂN HỮU THỊNH
C z = 0,95

bảng 4.18

C l = 0,95

bảng 4.16

Đồ án Chi Tiết Máy

l/l0=0,84

pct
= 0,836
[ p]

[P0] = 3,54
=>Z = 2,12 chọn Z = 2
Chiều rộng bánh đai B theo công thức
B = (Z – 1)t +2e=60mm.
Đường kímh ngoài bánh đai
d1a = d1 + 2ho = 250 + 2.5,7 = 261,4mm
d2a = d2 + 2ho = 710 + 2.5,7 = 721,4mm

5. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục
lực căng ban đầu
Fo = 780 P1 .Kđ/(V. Cα .Z)+ Fv

Fv = qm.V2 = 0,3x6,82 = 13,872
qm = 0.178.(bảng 4.22)
P1 = Pct = 6,27(km)
Kđ = 1,25
V = 6,8m/s
Cα = 0,92

Z=2
=>Fo =

780.6,27.1,25
+ 13,827 = 463,38( N )
6,8.0,92.2

SV: TRẦN SUY

9


GVHD: Thầy VĂN HỮU THỊNH

Đồ án Chi Tiết Máy

- lực tác dụng lên trục
Fr = 2Fo.Z. sin(

SV: TRẦN SUY

α1
) = 2x463,38x2.sin(146/2) = 1773(N)

2

10


GVHD: Thầy VĂN HỮU THỊNH

III.

Đồ án Chi Tiết Máy

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG:

1/. Chọn vật liệu:
Theo bảng 6.1 chọn
Bánh nhỏ:
Thép 45 tôi cải thiện đạt:
δ b1 = 750 Mpa

δ ch1 = 450 Mpa

Bánh lớn:
Thép 45 tôi cải thiện đạt:
δ b 2 = 600Mpa

δ ch 2 = 340Mpa

2/Xác định ứng xuất cho phép :
Theo bảng 6.2 với Thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180/350
δ o H lim = 2 HB + 70

δ o F lim = 1,8HB

SH = 1,1

SF = 1,75

Chọn độ cứng bánh răng nhỏ HB=200HB
Chọn độ cứng bánh răng lớn HB =190HB ta có :
δ o H lim1 = 2 HB1 + 70 = 2 × 200 + 70 = 470 Mpa
δ o F lim1 = 1,8 HB1 = 1,8.200 = 360 Mpa
δ o H lim 2 = 2 HB2 + 70 = 2.190 + 70 = 450 Mpa
δ o F lim 2 = 1,8 HB2 = 1,8.190 = 342Mpa

Theo (6.5)

2, 4
NHO = 30 H HB

NH01 = 30.2002,4 = 9,9906.106
SV: TRẦN SUY

11


GVHD: Thầy VĂN HỮU THỊNH

Đồ án Chi Tiết Máy

NH02 = 30.1902,4 = 8,833.106
Do bộ truyền làm việc tải trọng thay đổi nên ta có :

Theo 6.7 NHE = 60.c.n4800

NHE2 = 60c.n1/u1

∑ ti ∑

(

Ti 3
ti
) ti
T max
∑ ti

= 60x1x519,6/5.4800(0,83.0,6 + 0,2.13)
Do đó: KHL2 = 1
=>NHE > NH01 do đó KHL1= 1
Như vậy theo sơ bộ xác định được
[δ H ] = δ H0 lim .

K HL
SH

[δ H ] 1 = 560.1/1,1 = 509Mpa
[δ H ] 2 = 530.1/1,1 = 481,8Mpa

Với cấp nhánh sử dụnh răng nhgiên, do đó theo( 6.12):
[δ H ] = ( [δ H 1 ] + [δ H 2 ] )/ Sh = 495,4Mpa

Theo 6.7: NFE == 60c ∑ (

Ti 6
) ni ti
T max

Vì NFE2= 7,51.107 > NFO = 4.106 do đó KFL2 = 1
Tương tự: KFL1 = 1
Do đó theo (6.2a) với bộ truyền quay 1 chiều
KFC = 1 ta được :
[δ F 1 ] = 441.1.1/1,75 = 252Mpa
[δ F 2 ] = 414.1.1/1,75 = 236,6Mpa

Ưng suất quá tải cho phép :theo (6.13) và (6.13’)
[δ H ] max = 2.8 δ
SV: TRẦN SUY

ch2

= 2,8.450 = 1260Mpa
12


GVHD: Thầy VĂN HỮU THỊNH
[δ F 1 ] max = 0,8 δ

ch1

= 0,8.580 = 464Mpa

[δ F 2 ] max = 0,8 δ

ch2

= 0,8.450 = 360Mpa

Đồ án Chi Tiết Máy

A. TÍNH TOÁN CẤP NHANH:BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤC
RĂNG NGHIÊNG:
a/.xác định số bộ khoảng cách trục theo 6.15a
aw1 = Ka(u1 + 1) 3

T 1.K BH
[δ H ]2 V1Ψba

Ψba = 0,3 ( bảng 6.6)

Ka = 4,3 (theo 6.5,răng nghiêng)
U1 = 3,216
Theo 6.16 Ψbd = 0,5 Ψba (u + 1) = 0,6
Do đó theo bảng 6.7
KHB = 1,03 (sơ đồ 6)
T1 = 110277Nmm
=>aW1 = 43(3,56 + 1)

3

110277.1,07
= 150,27 mm
495,4 2.3,56.0,3

Chọn aW1 = 150mm

b/.xác định các thông số ăn khớp:
theo 6.17 m = (0,01 / 0,02)aw =1,5-3
Theo bảng 6.8 chọn môdun pháp m= 2,5
Chọn sơ bộ β = 100 do đó cos β = 0,9848
Theo (6.31) số răng bánh nhỏ:
Z1 =

2a w . cos β 2.150.09848
=
= 25,9
m(u1 + 1)
2,5(3,56 + 1)

SV: TRẦN SUY

13


GVHD: Thầy VĂN HỮU THỊNH

Đồ án Chi Tiết Máy

Lấy Z1 = 25
Số bánh răng lớn:
Z 2 = uZ1 = 89

Z 2 = 89

Do đó tỉ số truyền thực sẽ là:
Um = 89/25 = 3,56
cos β = m(Z1 + Z2)/(2aw) = 2,5(25 + 89)/(2.150)= 0,95
suy ra β = 18,195 = 18011’41”

c.kiểm nghiệm rằng về độ bền tiếp xúc:
Theo 6.33 ứng xuất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:
δ H = Z M . Z H . Zε

2T1 .k H (u + 1) / bw .u.d w21

Theo bảng 6.5 , Z M = 274Mpa1 / 3
Theo 6.35
tg arctg (tgα / cos β ) b = cos α t tgβ
với α t và α tw = arctg (tgα / cos β ) = arctg (tg 20 / 0,949) = 21,07
=>tg β b = cos(20,963).tg(18,195)= 0,307
=> β b= 1703’46”
Do đó theo (6.34)
ZH =

2 cos β b
2 cos17,063
=
= 1,741
sin 2atw
sin( 2.20,963)

ε a = [1,88-3,2(1/Z1 + 1/Z2)]cos β = [1,88-3,2(1/25 + 1/89)].0,949 = 1,724

Theo (6.37) ε β = bw.sin β /( Π.m ) = 45.sin(18,195)/ ( Π .2,5) = 1,79
Với bw = aw. Ψba

SV: TRẦN SUY

14


GVHD: Thầy VĂN HỮU THỊNH

Theo (6.38):Z ε =

Đồ án Chi Tiết Máy

1
1
=
= 0,7616
εa
1,724

Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
dw1 =

2 aw
2.150
=
= 65,79mm
u m + 1 3,56 + 1

V = Π . dw1.n1/60.000

theo (6.40)

V = Π . 65,79.519/60.000 =1,79m/s
Với
V = 2,05m/s theo bảng 6.13 dùng cấp chính xác 9.theo bảng 6.14
với cấp chính xác 9 và V<2,5m/s,
KH α = 1,13
Theo bảng (6.42)
υH = δ H .go.V.

aw
u

= 1,7

Trong đó theo bảng 6.15
δ H = 0,002

g0 = 73

theo bảng 6.16

do đó theo bảng 6.41
KHV = 1+ υH. bw. dw1/(2 T1. KH β .K H α ) = 1+1,7.45.65,79/(2.110277.1,07.1,13)
= 1,019
Thay các giá trị vừa tính được vào 6.33 ta có :
δ H = 274.1,714.0,7616.

2.110277.1,232.(5,56 + 1) / 45.3,56.65,79 2

δ H = 478,126Mpa

d. xác định chính xác ứng xuất tiếp xúc cho phép.
Theo 6.1 với V = 1,79m/s < 5m/s

,Zv = 1

Với cấp chính xác động học là 9
Chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8
SV: TRẦN SUY

15


GVHD: Thầy VĂN HỮU THỊNH

Đồ án Chi Tiết Máy

Khi đó can gia công đạt độ nhãn Ra = 2,5/1,25 µ m ,do đó Z R = 0,95
< 700mm

với da

KXH = 1,do đó theo 6.1 và 6.1a
δ H = [δ H ] . ZV .Z R .K HX = 495, 4 × 1× 0,95 ×1 = 470, 63Mpa

Như vậy, σ H > [ σ H ] do đó,cần tăng thêm chiều rộng răng lên thành:
2

2
 σH 
 534,5 
bw = 29, 7 
= 37, 6 ( mm )
÷
÷ = 29, 7  475 ÷

 [σH ] 

Lấy bw = 46 (mm)

e.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:theo 6.43
δ F1 =

2T1.K F .Yε .YB .YF
bw.d w1.m

Theo 6.7 KF β = 1,17. theo 6.14 với V <2,5m/s và cấp chính xác là 9
K Fα = 1,37 theo (6.47)
VF = δ F .go.V.

,

aw
133
= 0, 006.73.1,929.
= 5,57
ω1

3, 06

Trong đó theo bảng 6.15 δ F = 0,006
Bảng 6.16 go = 73
Do đó theo bảng 6.46
K KV = 1 +

VF .bw .d w1
=1+5,915.37,5.75,5/(2.109300.1,17.1,37) = 1,047
2T1.K F β .K Fα

K F = K F β .K Fα . K Kv = 1,17.1,37.1,04 = 1,67

Với ε a = 1, 723

Yε =

1
1
=
= 0,58
ε a 1, 723

Với β = 18033'
SV: TRẦN SUY

16


GVHD: Thầy VĂN HỮU THỊNH

Đồ án Chi Tiết Máy

Số răng tương đương:
Z1
25
=
= 29
3
cos β 0.949−3

Z v1 =

Zv 2 =

Z2
76
=
= 88
3
cos β 0.949−3

Theo bảng 6.18 ta được
YF 1 = 3,8 YF 2 = 3, 61

m = 2,5mm YS = 1, 08 − 0, 0695.ln(2,5) = 1, 022

Với
YR = 1

KXF = 1

do đó theo 6.2 và 6.2a:

[ δ F 1 ] = δ F 1.YR .YS .YXF = 288.1.1, 022.1 = 294,3Mpa
Tương tự: [ δ F 2 ] = 252, 4 Mpa
-Thay các giá trị vừ tính vào công thức :
2T1.K F .Yε .Yβ .YF 1

δ F1 =

= 2.109300.1,939.0,87.0,58.38 / (49.48, 69.2, 5) = 136 Mpa

bw.d w1.m

δ F 1 = 136 < [ δ F 1 ]
δF 2 =

δ F 1.YF 2 136.3, 61
=
= 129, 2 < [ δ F 2 ]
YF 1
3,8

f.Kiểm nhgiệm về quá tải của răng :
theo 6.48 với K AT =

Tmax
= 1,8
T

δ F 2max = δ F 2 .K pt = 129, 2.1,8 = 232,5Mpa < [ δ F 2 ] max

Theo 6.49

δ F 1max = δ F 1.K pt = 136.1,8 = 244,8Mpa < [ δ F 1 ] max

δ F 2max = δ F 2 .K pt = 129, 2.1,8 = 232,5Mpa < [ δ F 2 ] max

g. Các thông số và kích thước bộ truyền :
• khoảng cách trục
• môdun pháp
SV: TRẦN SUY

: aw1 = 133mm
:m=2,5
17


GVHD: Thầy VĂN HỮU THỊNH

Đồ án Chi Tiết Máy

• chiều rộng vành răng : bw = 36mm
• tỉ số truyền
: Um = 3, 04
• góc nghiên của răng
: β = 18033'
• số răng bánh răng : Z1 = 25 , Z 2 = 76
• hệ số dịch chỉnh

: X1 = 0 , X 2 = 0
Theo các công thức trong bảng 6.11 ta được :
Đường kính vòng chia : d1 = 65,8 , d 2 = 200
Đường kính đỉnh răng : d a1 = 66 , d 2 = 200
Đường kính đáy răng

: d f 1 = 59,5 , d f 2 = 193, 7

B. Tính toán bộ truyền cấp chậm:bộ truyền bánh răng trục răng
nghiêng:

1.Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
aw 2 = K a ( uc + 1)

Cơng thức (6.15a)

3

T1.K H β

[σH ]

2

.uc .ψ ba

Trong đó :
-Theo bảng (6.6) chọn ψ ba = 0,3 .hệ số chiều rộng vành răng.
-Theo bảng (6.5) răng nghiêng,vật liệu bánh nhỏ và bánh lớn thép-thp
1

K a = 43(MPa 2 ) -hệ số phụ thuộc vật liệu bánh răng.

-

[σH ]

'

= 500( MPa)

Do đó,theo bảng (6.7) K H β = 1, 03 ; K F β = 1, 08 (sơ đồ 5)
Thay các giá trị vừa tim được vào công thức (6.15a)

aw1 = 43 ( 2,88 + 1)

SV: TRẦN SUY

3

112406, 7 ×1, 03
= 122,14(mm) . Lấy aw = 122 (mm)
5002 × 2,88 × 0, 3

18


GVHD: Thầy VĂN HỮU THỊNH

Đồ án Chi Tiết Máy

2)Xác định các thông số về ăn khớp:
-Xác định modun:theo công thức (6.17):m=(0,01÷0,02)aw2=1,22÷2,44
Theo quan điểm thống nhât trong thiết kế :chọn modun php m = 2
-Chọn sơ bộ β = 100 ,do đó cos β = 0,9848 .Theo cơng thức (6.31)
+Số răng bánh nhỏ:
Z1 =

2aw 2 .cos β 2 ×122 × 0,9848
=
= 30,96
2 ( 2,88 + 1)
m ( un + 1)

Lấy Z1 = 31 răng

+Số răng bánh lớn: Z 2 = uc .Z1 = 2,88 × 31 = 89, 28 Lấy Z2 = 89 răng
-Tỉ số truyền thực tế l : um =
cos β =

Z 2 89
=
= 2,871
Z1 31

m ( Z1 + Z 2 ) 2 ( 89 + 31) 60
=
=
=> β = 10, 40 = 100 23'20''
2aw 2

2 ×122
61

3)Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
-Theo công thức (6.33) ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ
truyền:

σ H = Z M .Z H .Z ε .

2T1.K H ( um + 1)
bw .um .d w21

Theo bảng (6.5) ZM =274 (MPa)1/3

-

Theo cơng thức (6.34)

ZH =

2 cos βb
sin(2α tw )

Ở đây, β b -góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở : tg βb = cos α t .tg β
 tgα
Theo bảng (6.11): α t = arctg 
 cos β

SV: TRẦN SUY

 tg 200 

=
arctag
= 20,310 = α tw

÷
0 ÷
cos10,
4




19


GVHD: Thầy VĂN HỮU THỊNH

Đồ án Chi Tiết Máy

⇒ tg βb = cos ( 20,310 ) .tg ( 10, 40 ) = 0,1721 ⇒ βb = 9, 7660

Do đó:

2 cos ( 9, 7660 )
2 cos β b
ZH =
=
= 1, 74

sin(2α tw )
sin(2 × 20,310 )

b .sin β aw 2 .ψ ba .sin β 122 × 0,3 × sin ( 10, 4
-Theo CT(6.37): ε β = w
=
=
π .m
π .m
3,14 × 2

0

) = 1, 052

Với bw = aw 2 .ψ ba = 1, 22 × 0,3 = 36, 6
-Theo cơng thức (6.36b):khi ε β > 1 ta cĩ Zε =

1
εα

Theo cơng thức (6.38b) :

 1
1 

 1 1 
ε α = 1,88 − 3, 2  + ÷ .cos β = 1,88 − 3, 2  + ÷ .cos ( 10, 4 0 ) = 1, 721 Thay
 31 89  


 Z1 Z 2  


cc gi trị vừa tìm được vào công thức (6.36b):
Zε =

1
1
=
= 0, 76
εα
1, 721

-Đường kính vịng lăn bánh nhỏ: d w1 =
-Theo CT(6.40): v =

2 aw 2
2 ×12
=
= 63 ( mm )
um + 1 2, 271 + 1

π .d w1.n1 3,14 × 63 × 418
=
= 1,38 ( m / s )
60.1000
60.1000

Với v=1,38(m/s) theo bảng (6.13) dung cấp chính xc 9.
-Theo bảng (6.14)với cấp chính xc 9 v v=1,38(m/s)

=>KH=1,13;KF=1,37
-Theo cơng thức (6.42):

υ H = δ H .g 0 .v.

aw 2
um

.H = 0,002-(theo bảng 6.15)
.g0 = 73- -(theo bảng 6.16)
SV: TRẦN SUY

20


GVHD: Thầy VĂN HỮU THỊNH

υ H = 0, 002 × 73 ×1,38

Đồ án Chi Tiết Máy
122
= 1,31
2,871

Do đó,theo cơng thức (6.41):KHv-hệ số kể đến tải trọng động.
K Hv = 1 +

υ H .bw .d w1
1,31× 36, 6 × 63
= 1+

= 1, 0115
2T1.K H β .K H α
2 ×112406, 7 ×1, 03 ×1,13

-Theo CT(6.39):KH-hệ số tải trọng khi tính về tiếp xc.
KH=KH.KH.KHv=1,03.1,13.1,0115=1,18
Thay cc gi trị vừa tìm được vào công thức (6.33),ta được:
σ H = 274 ×1, 74 × 0, 76

2 ×112406, 7 ×1,18 × ( 2,871 + 1)
= 568, 6 ( MPa )
36, 6 × 2,871× 632

-Xác định chính xác ứng suất tiếp xc cho php:
Theo cơng thức (6.1) với v=1,38(m/s)<5(m/s) . Zv = 1,với cấp chính xác động
học là 9,chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8.
Khi đó,cần gia công đạt độ nhám Ra=2,5…1,25ìm
Do đó, ZR = 0,95 , với da < 700 (mm), KXH = 1

[ σ H ] = [ σ H ] .ZV .Z R .K XH
'

= 500 ×1× 0, 95 ×1 = 475( MPa)

Như vậy, σ H > [ σ H ] do đó,cần tăng thêm chiều rộng răng từ 36,6 (mm) ln
2

thnh:

2

 σH 
 568, 6 
bw = 36, 6 
= 52, 4 ( mm )
÷
÷ = 29, 7  475 ÷
σ
[
]

H



Lấy bw = 53 (mm)

4.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
SV: TRẦN SUY

21


GVHD: Thầy VĂN HỮU THỊNH

Đồ án Chi Tiết Máy

σ F1 =

Theo cơng thức (6.43):

2T1.K F .Yε .Yβ .YF 1
bw .d w1.m

-Theo bảng (6.7): KF = 1,08
-Theo bảng (6.14): KF = 1,37
-Theo cơng thức (6.47) :
υ F = δ F .g 0 .v.

aw 2
122
= 0, 006 × 73 ×1,38 ×
= 3,94
u
2,88

Trong đó: theo bảng (6.15) F =0,006 ; bảng (6.16) g0= 73
Do đó,theo cơng thức (6.46) :
K Fv = 1 +

υ F .bw .d w1
3,94 × 36, 6 × 63
= 1+
= 1, 03
2T1.K F β .K Fα
2 × 112406, 7 ×1, 08 ×1,37

-Theo cơng thức (6.45): Hệ số tải trọng khi tính về uốn:
KF=KF.KF.KFv = 1,08.1,37.1,03 = 1,524
ε α = 1, 721; Yε =

-Với

1
= 0,58
εα

Y- hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Yβ = 1 −

β
10, 40
= 1−
= 0,923
140
140

-Số răng tương đương :
Z v1 =

Z1
31
=
= 33
3
cos β  60 3
 ÷
 61 

;

Zv 2 =

Z2
89
=
= 94
3
cos β  60 3
 ÷
 61 

Theo bảng (6.18) ta được : YF1 = 3,77 : YF2 = 3,60
Với YF1; YF2 –hệ số dạng răng của bánh 1 và 2.
*Thay cc gi trị vừa tìm được vào công thức (6.43):

SV: TRẦN SUY

22


GVHD: Thầy VĂN HỮU THỊNH

Đồ án Chi Tiết Máy

σ F1 =

2 × 112406, 7 ×1,524 × 0,58 × 0,923 × 3, 77
= 150( MPa ) < [ σ F ] 1 = 257, 2( MPa )
36, 6 × 63 × 2

σF2 =

σ F 1.YF 2 150 × 3, 60
=
= 143, 24 ( MPa ) < [ σ F ] 2 = 236,5 ( MPa )
YF 1
3, 77

5.Kiểm nghiệm về qu tải :
-Theo cơng thức (6.48) với Kqt = Tmax / Tdn =2,2-hệ số qu tải.
σ H 1max = σ H . K qt = 568, 6 2, 2 = 843, 4( MPa ) < [ σ H ] max = 1260 ( MPa )

Với ĩH1max -ứng suất tiếp xúc cực đại của bánh 1.
-Theo công thức (6.49): ứng suất uốn cực đại σ F max = σ F .K qt
σ F 1max = σ F 1.K qt = 150 × 2, 2 = 330 ( MPa ) < [ σ F 1 ] max = 464 ( MPa )

σ F 2 max = σ F 2 .K qt = 143, 24 × 2, 2 = 315, 23 ( MPa ) < [ σ F 2 ] max = 360 ( MPa )

6.Các thông số và kích thước bộ truyền:
-Khoảng cch trục : aw2 = 122 (mm)
-Modun php : m = 2 (mm)
-Chiều rộng vành răng : bw = 53 (mm)
-Tỉ số truyền thực tế : um = 2,871
-Góc nghiêng của răng : = 10,40
-Hệ số dịch chỉnh : x1 = 0 : x2 = 0
-Theo công thức trong bảng (6.11), ta tính được:
+Đường kính vịng chia bnh 1 v 2: d1 =63 (mm)
.d2 = d1 . um = 63 . 2,871 = 180,87 (mm)
+ Đường kính đỉnh răng:
.da1 = 67 (mm) ;
SV: TRẦN SUY

.da2 = 184,87 (mm)
23


GVHD: Thầy VĂN HỮU THỊNH

Đồ án Chi Tiết Máy

+ Đường kính đáy răng :
.df1 = 58 (mm) ; .df2 = 175,87 (mm)

SV: TRẦN SUY

24


GVHD: Thầy VĂN HỮU THỊNH

IV.

Đồ án Chi Tiết Máy

TÍNH TOÁN TRỤC:

A: Chọn vật liệu:
Trục chịu tải trọng trung bình nên dùng thép 45 có δb=600Mpa, ứng suất
xoắn cho phép [δ]=12-20Mpa.

B: Tính thiết kế trục:

1. lực tác dụng từ các bộ truyền bánh răng:
-

Trục 1 và 2:
• Ft1=2T1/dw1 = Ft2 =3352 N
• Fr1= Fr2 = 1352 N
• Fa1= Fa2= 1102 N
Trục 2 và 3:
• Ft3=2T2/dw2 = Ft4 =6600 N
• Fr3= Fr4 = 2567 N
• Fa3= Fa4= 1728 N

-

2. lực tác dụng từ bộ truyền đai và nối trục:
-

Trục 1 có: Frđai=886,26 N
Trục 4 có: Frxich= 7245 N
Trục 3 có: Frnoitruc = 2625N

xác định sơ bộ đường kính trục thứ k: với k=1-3

3.

d1c =

3

Tk

=
0, 2 × [ σ ]

Với T1= 110277 Nmm
T2= 383308 Nmm
T3= 1102820 Nmm
-

d1= 35 mm
d1= 50 mm
d1= 70 mm

SV: TRẦN SUY

25


GVHD: Thầy VĂN HỮU THỊNH

Đồ án Chi Tiết Máy

-

4. xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:
 chiều rộng ổ lăn b0 theo bảng 10.2
 trục 1: d1= 35 mm suy ra b0 = 21 mm
 trục 2: d1= 50 mm suy ra b0 = 27 mm
 trục 1: d1= 70 mm suy ra b0 = 35 mm
 chiều dài may ơ bánh đai CT 10.10
Lmd= (1,2….1,5)d1 = 42 mm

 chiều dài may ơ của khớp nối CT 10.13
Lmkn = (1,2….1,4)d3 = 84 mm
 chiều dài may ơ bánh răng CT 10.10
Lmi = (1,2….1,5)d1 với i= 1…3
 d1= 35 mm suy ra Lm1 = 49 mm
 d2= 50 mm suy ra Lm2 = 70 mm
 d3= 70 mm suy ra Lm3 = 98 mm
 trị số các khoảng cách
 khoảng cách từ các mặt mút của chi tiết quay đến thành trong
của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay: K1=10
 khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp K2= 10
 khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: K3=15
 chiều cao nắp ổ và đầu bulong hn = 18
 kết quả các khoảng cách lần lượt cho các trục:
 trục 1:
lc12 = 65mm
l12= - lc12 = -65mm
l13 = 69mm
l11= l21 = 217mm
 trục 1:
lm22 = 70mm
l22 = 69mm
l23 = 149mm
 trục 3:
l32 = l23 =149 mm
l33 = 310 mm

SV: TRẦN SUY

lm23 = 70mm

l21 = 217mm
l31= l21 = 217 mm
lc33 = 93 mm

26


GVHD: Thầy VĂN HỮU THỊNH

Đồ án Chi Tiết Máy

5. xác định đường kính và chiều dài đoạn trục:
a. Sơ đồ trục, chi tiết quay và lực từ các chi tiết quay:

b. Tính phản lực
Fly10 = -1214 N;

SV: TRẦN SUY

Flx10 = -2286 N;

Flt10 = 2587 N

Fly11 = 793 N;

Flx11 = -1066 N;

Flt11 =1329 N

Fly20 = 512 N;

Flx20 = 4354 N;

Flt20 =4384 N
27