thiết kế hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng trục vít, bánh vít

trờng đại học công nghiệp hà nội

đồ án chi tiết máy

Mục lục.
Lời nói đầu.
Phần I.Tính động học hệ dẫn động.
I.Chọn động cơ.
II.Phân phối tỷ số truyền.
III. Tinh toán công suất, số vòng quay, mô men xoắn trên các trục
dẫn động.
IV.Bảng kết quả.

Trang
2
3
3
5
6
6

Phần II. Tính toán thiết kế chi tiết máy
I.Thiết kế bộ truyền bánh răng.
II.Thiết kế bộ truyền trục vít.

7
7
15

Phần III: Thiết kế trục

22

Phần IV. Kết cấu vỏ hộp

54

Phần V.Tài liệu tham khảo.

TRN HUY DNG

57

1


trờng đại học công nghiệp hà nội

đồ án chi tiết máy

Lời nói đầu

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu
trong chơng trình đào tạo kỹ s cơ khí. Đồ án môn học Chi Tiết Máy là môn
học giúp cho sinh viên có thể hệ thống hoá lại các kiến thức của các môn
học nh: Chi tiết máy, Sức bền vật liệu, Dung sai, Vẽ kỹ thuật .... đồng thời
giúp sinh viên làm quen dần với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị
cho việc thiết kế đồ án tốt nghiệp sau này.
Hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động bằng ăn khớp trực tiếp, có tỷ số
truyền không đổi và đợc dùng để giảm vận tốc góc, tăng mô men xoắn. Với
chức năng nh vậy, ngày nay hộp giảm tốc đợc sử dụng rộng rãi trong các

ngành cơ khí, luyện kim, hoá chất, trong công nghiệp đóng tàu. Trong giới
hạn của môn học em đợc giao nhiệm vụ thiết kế hộp giảm tốc 2 cấp bánh
răng - trục vít, bánh vít. Trong quá trình làm đồ án đợc sự giúp đỡ tận tình
của các thầy trong bộ môn, đặc biệt là thầy Hoàng Xuân Khoa, em đã hoàn
thành xong đồ án môn học của mình. Do đây là lần đầu,với trình độ và thời
gian có hạn nên trong quá trình thiết kế không thể tránh khỏi những sai sót
xảy ra, em xin chân thành cảm ơn những ý kiến đóng góp của các thầy
trong bộ môn.
Sinh viên
TRN HUY DNG

TRN HUY DNG

2


trờng đại học công nghiệp hà nội

1.
2.
3.
4.
5.

đồ án chi tiết máy

Động cơ điện.
Bộ truyền bánh răng.
Bộ truyền trục vít bánh vít
Băng tải.

Khớp nối.

Phần 1: TíNH TOáN Hệ DẫN ĐộNG
I.

ChN đng cơ

Động cơ điện là động là động cơ điện không đồng bộ ba pha vì những u
điểm sau:
- Rẻ, dễ kiếm, dễ sử dụng và phù hợp với lới điện sản xuất.
- Để đạt hiệu quả kinh tế cao cần chọn động cơ có kích thớc và công
suất phù hợp.
I.1 Xác định công suất cần thiết của động cơ
- Công suất cần thiết Pct:
F .v
14200.0,42
=
= 6,67 ( KW )
P ct =
1000
1000
- Hiệu suất hệ dẫn động :
-Theo sơ đồ đề bài thì: =khớp nối. kbánh răng.. mổ lăn. trucvit
m: Số cặp ổ lăn (m = 4);
k: Số cặp bánh răng (k = 1);
Tra bảng 2.3 (tr 19), ta đợc các hiệu suất:
Hiệu suất làm việc của cặp ổ lăn: ol= 0,99 ( ổ lăn đợc che kín),
Hiệu suất làm việc của cặp bánh răng: br = 0,96
TRN HUY DNG

3


trờng đại học công nghiệp hà nội

đồ án chi tiết máy

Hiệu suất làm việc của khớp nối: k= 1
Hiệu suất làm việc của bộ truyền trục vít bánh vít: đ = 0,75 (z=2)
Hiệu suất làm việc chung của bộ truyền:
= 1. 0,96.(0,99)4. 0,75 = 0,69
- Động cơ làm việc với tải trọng thay đổi:
T mm =1.65 T 1;
T 2 = 0.74T 1; t1= 2,6 (h) ; t2= 4.2(h); tck = 8(h);
- Hệ số truyển đổi :
T1 2 t1
T2 2 t 2
4,2
2 2,6
+ 0,74 2
= 0,75
= ( ) . +( ) . = 1
T1 t ck
T1 t ck
8
8
Công suất yêu cầu đặt lên trục động cơ là:
Pyc =

Pct

6,67
= 0,75.
= 7.25(kw)

0,69

I.2 Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ.
- Chọn sơ bộ tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống.
Gọi tỉ số truyền sơ bộ của toàn bộ hệ thống là Usb.
usb= uh.un
Trong đó: uh là tỉ số truyền hộp giảm tốc
un là tỉ số truyền bộ truyền ngoài
Theo bảng 2.4[1] .
- Hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng-trục vít bánh vít uh=(6090)
- un=1
usb =(6090)
+ Số vòng quay của trục máy công tác là nlv :
nlv =

60000.v 60000.0,42
=
= 39.58 (v/ph)
.D
3,14.400

Trong đó v : vận tốc băng tải, m/s
D: Đờng kính tang quay, mm
+ Số vòng quay sơ bộ của động cơ nsbđc:
nsbđc = nlv . usb =39,58.(6090) = (2374,8 3562,2) ( v/ph )
Chọn số vòng quay sơ bộ của động cơ là nsb = 3000( v/ph).

Quy cách động cơ phải thỏa mãn đồng thời các điều kiện:
Pđc Pyc
nđc nsb
T

T

mm
K
và T T
dn

Ta có: Pyc = 7,25( kw); nsb = 3000 (v/ph) ;
TRN HUY DNG

Tmm Tmm
=
= 1.8
T
T1
4


trờng đại học công nghiệp hà nội

đồ án chi tiết máy

Theo bảng phụ lục P1.1 ( trang 234 ).
Ta chọn đợc kiểu động cơ là: K160M2
Các thông số kĩ thuật của động cơ nh sau:

Pđc = 11(kw); nđc = 2935(v/ph);

TK
= 2,1
Tdn

Kết luận: động cơ K160M2 phù hợp với yêu cầu thiết kế.
II. PHÂN PhốI Tỷ Số TRUYềN
Tỷ số truyền chung:

uc =

ndc 2935
=
= 74,1
nlv 39.58

- ta co: uc = uh.un= uh (un=1).
uh =74,1; uh = ubr .utv
Để chọn ubr ta dựa vào hình 3.25(trang 48). Vì là cặp bánh răng thẳng
ta chọn C=0,9.Dựa vào uh=74.1 gióng lên ta có đợc ubr=2,4.
utv =

nh 74,1
=
= 30,875
nbr 2,4

Chọn utv =31 ubr=2,39
III. Tính toán các thông số.

* Tính công suất, momen và số vòng quay trên các trục.
Tính công suất, mô men, số vòng quay trên các trục (I, II, III) của hệ
dẫn động.
1.Công suất, số vòng quay:
+ Trục công tác (trục III):
Pct =P3= 6,67(kW)
+ Trục II :

P2 =

P3
6,67
=
= 8,98(kw)
k . ol 0,99.0,75

+ Trục I:
TRN HUY DNG

5


trờng đại học công nghiệp hà nội

P1 =

đồ án chi tiết máy

P2
8,98

=
= 9.44(kw)
ol .br 0,99.0,96

nI = ndc=2935 (v/ph)
ndc 2935
=
= 1228,03 (v/ph)
ubr 2.39
n2 1228,03
=
= 39,61 (v/ph)
nIII= nct =
utv
31

nII =

2.Mô men xoắn trên các trục
Trục động cơ:
P

11

6
dc
Ttđc = 9,55. 106. n = 9,55.10 . 2935 = 35792 (N.mm).
dc
Trục bánh răng:

P

9,44

6
1
TI = 9,55. 106. n = 9,55.10 . 2935 = 30716 (N.mm).
dc
Trục bánh răng - trục vít:

TII = 9,55. 106.

PII
8,98
= 9,55.10 6.
= 69834 (N.mm).
nII
1228,03

Trục bánh vít-trục công tác:
TIII=Tct = 9,55. 106.

PIII
6,67
= 9,55.10 6.
= 1608141 (N.mm).
n III
39,61

Ta lập đợc bảng kết quả tính toán sau:

Trục
Thông số
Tỉ số truyền u
Số vòng quay n (v/ph)
Công suất
P (kw)
Momen xoắn
T
(N.mm)

TRN HUY DNG

Động cơ

I

1
2935
11
35792

II
2.39

2935
9,44
30716

III
31

1228,03
8,98
69834

39,61
6,67
1608141

6


trờng đại học công nghiệp hà nội

đồ án chi tiết máy

Phần 2: TíNH TOáN THIếT Kế CHI TIếT MáY
I. TíNH Bộ TRUYềN BáNH RĂNG TRONG HộP GIảM TốC
I.1 Chọn vật liệu.
- Theo yêu cầu của đề bài thì bộ truyền bánh răng thẳng phải truyền đợc
công suất tối đa chính là công suất truyền của trục I là 9,44 (kW).
Vậy ta chọn vật liệu làm bánh răng thuộc nhóm I có độ cứng đạt HB 350.
Dựa vào bảng 6.1/91 Chọn vật liệu
Bánh răng nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 ữ 285 có:
b1 = 850 MPa ;ch 1 = 580 MPa.
Bánh răng lớp: Thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192ữ 240 (độ
rắn bánh ớn thấp hơn bánh nhỏ để đảm bảo khả năng chạy mòn của răng)
b2 = 750 MPa ;ch 2 = 450 MPa.
I.2 Tính ứng suất.
1. Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép.

Với vật liệu đã chon. Ta chon HB1=270;HB2=230
Ho lim
Z R ZV K xH K HL ;
[ H ] =
SH
Chọn sơ bộ: ZRZVKxH = 1
Với
SH là hệ số an toàn theo (bảng 6.2) đối với vật liệu đã chọn thì SH = 1,1
ZR Hệ số kể đến độ nhám mặt răng làm việc.
ZV Hệ số kể đến ảnh hởng của vận tốc vòng.
KXH Hệ số kể đến kích thớc bánh răng.

[ H ] = H lim K HL S H
Theo bảng 6.2 ta có:
H lim = 2.HB + 70; S H =1,1
H lim1 = 610 MPa;
H lim2 = 530 MPa;
Hệ số tuổi thọ KHL :
KHL=

mH

N HO N HE

TRN HUY DNG

7


trờng đại học công nghiệp hà nội

đồ án chi tiết máy

với mH = 6 (bậc của đờng cong mỏi).
Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở:
NHO = 30. H 2HB, 4 ;
N HO1 = 30.270 2, 4 = 2,05.10 7

N HO 2 = 30.230 2, 4 = 1,40.10 7
NHE: Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng.

N HE = 60.c.ni . ti . ( Ti / Tmax ) .ti / ti
3

C: Số lần ăn khớp trong một vòng quay.
Ti , ni, ti: Lần lợt là mômen xoắn , số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở
chế độ i của bánh răng đang xét.
Ta có c1=c2=1,n1=2935(v/ph),n2=1228,03(v/ph)
4,4
2,5
7
7
N HE 2 = 60.1.1228,03.17000.13
+ (0,68) 3 .
= 60,8.10 > N HO 2 = 1,40.10
8
8
Do đó KHL2 = 1, suy ra NHL1 > NHO1, do đó KHL1 = 1.
530.1
610.1

= 554,5 MPa; [H]2 =
= 481,8 MPa;
[H]1 =
1,1
1,1
Do đây là cặp bánh trụ răng thẳng ăn khớp cho nên ứng suất tiếp xúc
cho phép xác định nh sau:
[ H ] = min( [ H ]1 , [ H ] 2 ) = 481,8 (MPa).
2. Xác định ứng suất uốn cho phép.

[ F ] =

o

F lim

SF


..YR .YS .K xF .K FC .K FL


Trong đó: - [Flim] là ứng suất uốn ứng với số chu kỳ cơ sở.
- SF = 1,75 tra bảng 6.2.
Chọn sơ bộ YR.YS.KxF = 1
Theo bảng 6.2 có

[ F ] =

o

F lim

.K FC .K FL / S F .

F lim1 = 1,8.HB1 = 1,8.270 = 486 (Mpa).

F lim2 = 1,8.HB2 = 1,8.230 = 414 (Mpa).
Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng đợc xác định nh sau:
KFL=

6

N FO N FE

NFO = 4.106 (xác định cho mọi loại thép).

N FE = 60.c. ( Ti / Tmax ) F .ti .ni .
m

Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay. Nên ta có c =1.
- Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét.
TRN HUY DNG

8


trờng đại học công nghiệp hà nội

đồ án chi tiết máy

- ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét.
- ti là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.
- mF là bậc của đờng cong mỏi khi thử về uấn ở đây mF = 6.
Vậy với bánh răng lớn (lắp với trục II) ta có:

N FE 2 = 60.ci . ( Ti / Tmax ) .t i .ni .
6

4,4
2,5
7
6
= 60.1.1228,03.17000.16
+ (0,68) 6 .
= 45,9.10 > N FO 2 = 4.10
8
8
Ta có : NFE2 > NFO do đó KFL2 = 1, tơng tự KFL1 = 1.
Thay số vào ta sẽ xác định đợc ứng suất cho phép của bánh răng nh sau:

[ F ]1 = F lim1 .K FL

=

486
= 277,7 (MPa).
1,75

[ F ] 2 = F lim 2 .K FL

=

414
= 236,6 (MPa).
1,75

o

SF

o

SF

3. ứng suất cho phép khi quá tải.
Theo công thức (6.13), ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải là:

[ H ] max = 2,8 ch
[ H ] max = 2,8 ch 2 = 2,8.450 = 1260 (MPa)
[ F ] max = 0,8 ch
[ F 1 ] max = 0,8 ch1 = 0,8.580 = 464 (MPa)
[ F 2 ] max = 0,8 ch 2 = 0,8.450 = 360 (MPa)
I.3 Xác định các thông số của bộ truyền.
1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Công thức xác định khoảng cách trục aw của bộ truyền bánh răng trụ
răng thẳng bằng thép ăn khớp ngoài nh sau:
aw = 49,5 (u1 + 1)

3

T1 .K H

[ H ] 2 .u1. ba

Trong đó: - T1 là mômen xoắn trên trục bánh chủ động (là trục I)
TRN HUY DNG

9


trờng đại học công nghiệp hà nội

đồ án chi tiết máy

- ba = bw/aw là hệ số chiều rộng bánh răng.(bảng 6.6)
- KH là hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều
rộng vành răng khi tính về tiếp xúc.
- u1 là tỉ số truyền của cặp bánh răng.
ở đây ta đã có:
- T1 = 30716 (N.mm); u1 = 2,39; ba = 0,3 và [H] = 481,8 (MPa)
-bd = 0,53.ba.(u+1) = 0,53.0,3.(2,39+1) = 0,539 0,6 Tra Bảng 6.7[1]
ta xác định đợc KH = 1,02(Sơ đồ 6).
Thay số vào công thức xác định đợc khoảng cách giữa 2 trục aw:

30716.1,02
= 96,17 (mm)
481,8 2.2,39.0,3
Quy tròn ta lấy a w =100(mm). bw = a w. ba =100.0,3=30(mm).
aw = 49,5.(2,39+1). 3

2. Xác định các thông số ăn khớp
Môđun : m = (0,01 ữ 0,02). aw1 = (0,01 ữ 0,02).100 = 1 ữ 2.
Tra theo dãy tiêu chuẩn 6.8/97 ta chọn m=1,5 (mm).(Dãy 1)
Chọn môđun m = 1.5.
* Tính số răng của bánh răng: trên bánh nhỏ và bánh lớn lần lợt là Z1và Z2
ta có :

Z1 =

2.aw
2.100
=
= 39,33 chọn Z1 = 39 răng.
m.( u + 1) 1,5.( 2,39 + 1)

Z2 = u1 Z1 = 2,39.39 = 93,21 (răng). chon Z2=93 răng.
khi đó

u 2,39 2,384
=
= 0, 25% ( sai số thỏa mãn)
u
2,39

I.4 Kiểm nghiệm răng:
1. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Yêu cầu cần phải đảm bảo H [H]
2.T1 .K H .(u1 + 1)
H = ZM ZH Z

;
bw .u1 .d 2 w1
Trong đó :
-T1=30716 Nmm;(momen xoắn trên trục 1)
- bw = ba.aw = 0,3.100= 30mm, chiều rộng bánh răng
- u1 = 2.39;
- dw1 : Đờng kính vòng chia của bánh chủ động.
dw1 = 2aw/(u1+1) = 2.100/(2,39+1)=58,99 mm
TRN HUY DNG

10


trờng đại học công nghiệp hà nội

đồ án chi tiết máy

- ZM: Hệ số xét đến ảnh hởng cơ tính vật liệu
ZM = 274 Mpa1/3 (tra bảng 6.5 trang 96)
- ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc;
Tra bảng 6.12 (106)với (x1+x2)/zt = 0
ZH= 1,76.
- Z: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;
Theo công thức (6.36a/103)
( 4 ) vì = bw .sin = 0 ữ
Z =
m.


3

1
1
o
Với = 1,88 3,2. + ữ cos0 = 1,766.
39 93




Z =0,86
- KH: Hệ số tải trọng tính về tiếp xúc,
với KH= KH.KHV.KH
+ Với hệ số k H kể đến sự phân bố tải trọng trên chiều
rông vành răng.Tra bảng 6.7/96 đợc k H =1,02 .(sơ đồ
6)
+ k H hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho
các đôi răng đồng thời ăn khớp.Vì là bánh răng thẳng
k
=1
H
+ k Hv hệ số tải trọng động .
vH .bw .d
w1
K Hv = 1 +
2T .K
.K
1 H H
Tra bảng 6.15-6.16/106 có H=0,006; g0=47;(với cấp chính xác 7)
.d w1.n1 .58,99.2935

=
= 9, 06 m/s;
Vận tốc bánh dẫn : v =
60000
60000
Thay lại ta đợc

H = H g o v aw / u
100
V = 0,006.47.9,06.
= 16,52(m / s) V
= 240(m / s)
H
H max
2,39
Tra bảng 6.17/106.
16,52.30.58,99
K
= 1+
= 1,466.
HV
2.30716.1,02.1
K = 1,02.1,466.1 = 1,495.
H
TRN HUY DNG

11


trờng đại học công nghiệp hà nội

Thay số: H = 274.1,76.0,86.

đồ án chi tiết máy

2.30716.1, 495.(2,39 + 1)
= 457,66 MPa
30.2,39.58,992

Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép với v = 9,06(m/s)
ta co [H] = [H]. ZRZVKxH
Zv = 0,85.v0,1=0.85.9.060,1=1.059
v=9,06m/s <10 chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 7. Khi đó cần gia
công đạt độ nhám là Ra = 2,5 ... 1,25 àm. Do đó ZR = 0,95
+ Đờng kính vòng đỉnh răng
d a1 KxH=1
[H] = [H]. ZRZVKxH.
[H] = 481,8.0.95.1,059.1 = 484,7 MPa.
Do H [H] nên răng thoả mãn độ bền tiếp xúc.
2. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
*Bánh răng 1.
Để thoả mãn về độbền uốn thì
2.T .K ..Y .Y .Y
F1 .Y .Y .K
= 1 F
(II.7)
F1
F1 S R XF
bw .d .m

w1
T1=30716(Nmm),bW =30(mm).dW1=58,99(mm).
1
1
+ Y = = 1,766 = 0,566.

+Bánh răng thẳng = 0o Y = 1.
+YF1:hệ số dạng răng bánh 1.Tra bảng 6.18/107 YF1=3,7
+KF:hệ số tải trọng uốn.
KF=KF..KFV.KF
KF=1,05(tra ở bảng 6.7/96).
KF =1(vì bánh răng thẳng).
V .bw .d
F
w1
=
1
+
KFV
2.T .K .K
1 F F
a
Mà VF = F .g .v.
0
u
Tra bảng6.15và 6.16/105có F = 0,016, g0 = 47, v = 9,06(m / s),a w =100.
100
V = 0,016.47.9,06.
= 44,07 V
= 240(m / s).

F
F max
2,39
(Tra6.17/106)
TRN HUY DNG

12


trờng đại học công nghiệp hà nội

đồ án chi tiết máy

44,07.30.58,99
= 2,209.
FV
2.30716.1,05.1
K = 1,05.2,209.1 = 2,319
F
2.30716.2,209.0,566.1.3,7
= 107,05( MPa).
Thay lại (II.7) F1 =
30.58,99.1,5
K

= 1+

+Ta lại có [F1]=277,7(MPa).
YR=1.
YS=1,08-0,0695.ln(m)=1,08-0,0695.ln1,5=1,05.

Vì da1=m.Z1 =1,5.39=58,5(mm)<400(mm) K XF =1.
[F1].YR.YS.KXF=277,7.1,05.1.1=291,58(MPa)> F1=107,05(MPa).
Vậy điều liện về độ bền uốn trên bánh 1 đợc thoả mãn.
*Bánh răng 2.
[F2]= [F1].YF2/YF1. Tra bảng 6.18YF2=3,6.
[F2]=107,05.3,6/3,7=104,15(MPa).
Có [F2]=236,6(MPa)
[F2].YR.YS.KXF=236,6.1,05.1.1=248,43(MPa)> F2=104,15(MPa).
Vậy điều kiện bền uốn trên bánh 2 đợc thoả mãn.
3. Kiểm nghiệm răng về quá tải.
-Đề phòng dạng d và gẫy răng thì.
Hmax = H . Kqt H
.
max
T
+Ta có =457,66(MPa).K = MAX =1,8.
qt
H
T

=1260(MPa) .
H MAX

=457,66. 1,8=614,015(MPa)
=1260(MPa).
Hmax
H max
-Để đề phòng dạng d hoặc phá hỏng tĩnh mặt lợn chân răng thi cần có:
Fmax1 = .K qt
F1

F1 max
Fmax2 = .Kqt
F2
F 2 max
T
Ta có =107,05(MPa), =104,15(MPa),K qt = max =1,8
F1
F2
T

=446(MPa),
=360(MPa) .
F1 max
F2 max


TRN HUY DNG

13


trờng đại học công nghiệp hà nội





F1max

F2max

đồ án chi tiết máy

= 107,05.1,8 = 192,69( MPa)


=464(MPa).
F1 max

= 104,15.1,8 = 187,47( MPa)


=360(MPa).
F2 max

4. Bảng thống kê các thông số của bộ truyền bánh răng.
Kích thớc

Thông số
1.Số răng
2.Khoảng cách trục chia.
3.Khoảng cách trục.
4.Đớng kính chia.
5.Đờng kính đỉnh răng
6.Đờng kính đáy răng
7.Đờng kính cơ sở
8.Góc prôfin góc
9.Góc prôfin răng
10.Góc ăn khớp
11.Hệ số trùng khớp ngang

12.Góc nghiêng răng
13.Chiều rộmh răng
14.Tỉ số truyền.
15.Mô đun

Z1=39
Z2=93
a=99
aW=100mm.
d1=58,5mm.
d2=139,5mm.
da1=61,5mm
da2=142,5mm
df1=54,75mm
df2=133mm
db1=56,25mm
db2=135,75 mm
=200.
t==200.
Wt=21,51



=1,4

=00.
bW1=30mm.
bW2=28mm
u=2,39
m=1,5mm.

5. Tính các lực trong bộ truyền bánh răng.

TRN HUY DNG

14


trờng đại học công nghiệp hà nội

đồ án chi tiết máy

2.T
2.30716
F =F = 1 =
= 1050( N ).
t1
t2 d
58,5
w1
F .tga w
F = F = t1
= 1050.tg 21,510 = 413( N ).
r1
r2
cos
F = F = F .tg = 0( N ).
a1
a2
t1

II. Thiết kế bộ truyền trục vít.
II.1 Chọn vật liệu.
-Tính sơ bộ vận tốc trợt n theo công thức 7.1/145
v = 4.5.105 n1.3 T2 = 4.5.105.1228, 03.3 1608141 = 6,47(m / s) > 5(m / s).
S
trong đó n1-Số vòng quay trục vít; T2- Momen trên trục bánh vít.
Ta chọn vật liệu làm bánh vít là đồng thanh thiếc. Cụ thể là dùng đồng
thanh thiếc kẽm chi`.
Tải trọng là trung bình chọn vật liệu làm trục vít là thép C45,tôi bề mặt đạt
độ rắn HRC=45.
II.2 Xác định ứng suất cho phép.
Vì bánh vít làm bằng đồng thanh có cơ tính thấp hơn nhiều so với trục vít
bằng thép, nên để thiết kế chỉ cần sác định ứng tiếp xúc cho phép và ứng
suất uốn cho phép đối với vật liệu bánh vít.Ta tiến hành kiểm tra cho bánh
vít.
1. ứng suất tiếp xúc cho phép [H].
-Vì bánh vít làm băng đồng thanh có thiếc nên [H] đợc tính theo công thức
7.2.

[ H ] = [ HO ] .K HL

Trong đó:
- [ HO ] : ứng suất tiếp cho phép với 107 chu kì.
[ HO ] =0,9.b (trục vít là thép C45,tôi bề mặt đạt độ rắn HRC=45)

b=220 (MPa) tra bng 7.1/146.(đúc khuôn kim loại)
[ HO ] =0,9.220=198(MPa)
- KHL:Hệ số tuổi thọ

TRN HUY DNG

15


trờng đại học công nghiệp hà nội

đồ án chi tiết máy

107
;
HL
N
HE
NHE - Chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng.
4
4
2 T2i
2 2 T2i t i
.n2i t = 60.n2i . t .
.
N HE = 60.
i
i
2
T
1 T


1 1 2max

2max
t
1 i
4, 4
2,5
7
7
= 60.39, 61.17000. 14
+ (0, 68) 4 .
ữ = 1, 73.10 < 25.10
8
8

với n2i;T2i lần lợt là số vòng quay trên một phút và momen xoắn của trục
bánh vít ở chế độ thứ i. T2max momen xoắn lớn nhất trong các trị số T2i.
107
8
K
=
= 0.933
HL
1, 73.107
K

=8

Vậy

[ H ] = 198.0,93 = 184,14( MPa)

2. ứng suất uốn cho phép [F].
-[F] đơc tính theo theo công thức
[F]= [F0].KFL
Trong đó:

+

+

[F0] ứng duất uốn cho phép ứng với 106 chu kỳ.Vì trục vít đợc tôi,bộ
truyền quay 1 chiều
[F0]=0,25. b+0,08. ch
Vật liệu làm bánh vít là 6-3-3,khuôn kim loai.Tra ở bảng 7.1 ta có đợc b=220(MPa), ch=100 (MPa).
[F0]=0,25.220+0,08.100=63(MPa).

KFL hệ số tuổi thọ.Tính theo công thức (7.9/147).
106
K
=9
; Với NFE số chu kỉ thay đổi ứng suất tơng đơng
FL
N
FE
9
t
2 T2i
2 2 T

.n t = 60.n2 . t . 2i . i
N

=
60.

Mà FE
2
0 T2max 2i i
1 i 1 T2max
t
1 i
2,5
4, 4
N
= 60.39,61.17000. 19. + 0,689. = 13,31.106.
FE
8
8

TRN HUY DNG

16


trờng đại học công nghiệp hà nội

đồ án chi tiết máy

với n2i;T2i lần lợt là số vòng quay trên một phút và momen xoắn của trục
bánh vít ở chế độ thứ i. T2max momen xoắn lớn nhất trong các trị số T2i.
K

106

= 0,75.
13,31.106
Thay lại công thức ban đầu có
= 63.0.75 = 47,25( MPa).
F
3. ứng suất quá tải.
FL

=9

Bánh vít làm bằng đồng thanh thiếc nên
[H]max =4. ch=2.100=200MPa).
[F]max=0,8. ch=0,8.100=80 (MPa).
II.3 Tính toán truyền động trục vít về độ bền.
1. Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền.
-Khoảng cách trục aW.
2


T .K
170

. 3 H.
aw = Z + q 3
2
q

Z 2 . H

(

)

(II.8)

+ z2 là số răng bánh vít.
Chọn số mối ren trục vít z1=2z2=u.z1=31.2=62.
chọn z2=60( khi đó

u 31 30
=
= 3.2% < 4% thỏa mãn)
u
31

điều kiện 28+ q hệ số đờng kính trục vít.Chọn q s theo điều kiện
q=0,25.z2=0,25.60=15
Dựa vào dãy tiêu chuẩn bảng 7.3/148.chọn q=16.
+ T2 mô men xoắn trên trục bánh vít T2=1608141 (N.mm).
+ KH hệ số tải trọng.Ta chọn sơ bộ KH=1,15.
Ta có đờng kính trục sơ bộ:
2
170
1608141.1,15
3
a w = ( 60 + 16 )

.
= 299,02(mm).
60.184,14
16


Ta chọn aW=230(mm).
-Tính mô đun trục vít.
2.a w
2.230
m=
=
= 6,05
Z + q 60 + 16
2
TRN HUY DNG



17


trờng đại học công nghiệp hà nội

đồ án chi tiết máy

Dựa vào dãy tiêu chuẩn bảng 7.3/148.Ta chọn m=6,3(mm).
aw = m( Z 2 + q) = 6,3(60 + 16) = 239, 4
2

2

lấy aw=240
- Hệ số dịch chỉnh:
x=

aƯW
m

- 0,5(q+Z2) =

240
- 0,5(16+60) = 0,09 (- 0,7 ;0,7) . (thỏa mãn)
6,3

2. Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc.
ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh vít của bộ truyền đợc thiết
kế phải thoả mãn điều kiện sau.
3
170 Z + q T2 ' .K
.
H .
(II.9)
ữ. 2
H =


H
Z ữ
aw

q
2


(



)



+Tính chính xác lại [H].
2 2
2
2
Ta có v = m.n2. Z1 + q = 6,3.1228,02. 2 + 16 = 6,53(m / s).
S
19100
19100
n2 vận tốc quay của trục vít;
chọn vật liệu làm bánh vít là đồng thanh có [H]=184,14(MPa).
+Tính chính xác hiệu suất của bộ truyền.
tg w
= 0,95.
.
tg ( w + )
Z

2
0
Trong đó góc vít lăn w = arctg 1 ữữ = arctg
ữ = 7,046 .
16 + 2.0,09
q + 2.x
Tra ở bảng 7.4 ta có đợc góc ma sát =1,260.
tg (7,0460 )
= 0,95.
= 0,804
0
0


tg 7,046 + 1,26 ữ




+KH hệ số tải trọng.
K =K
.K
.
H
H HV
Trong đó KH hệ số phân bố tải trọng không đều.
3

T

Z
K
= 1 + 2 ữ .1 2m ữ.
H
ữ T
ữ


2max
Tra bảng 7.5 ta có =190(Hệ số biến dạng của trục vít)
TRN HUY DNG

18


trờng đại học công nghiệp hà nội

đồ án chi tiết máy

T2m mô men trung bình trên trục bánh vít.
T
t
2 T2i
2,5
4, 4
2m =
. i = 1. + 0,68.
= 0,804.
2
T

T
8
8
1
2max
2max t
1 i
T2i là momen xoắn của trục bánh vít ở chế độ thứ i. T2max momen xoắn lớn
nhất trong các trị số T2i.
3
60


Thay lại K
= 1+
ữ . ( 1 0,804 ) = 1.
H
190
Dựa vào bảng 7.6/151 ta chọn đợc cấp chính xác gia công là cấp 7.
Dựa vào bảng 7.7/151 ta chọn đợc KHV=1,1.
KH=1.1,1=1,1.
+Mô men xoắn trên trục bánh vít với hiệu suât 0,804 là:
T2, = T1.0,99.u. = 69834.0,99.31.0,804 = 1723137( N .mm).
T1 =69834 (N.mm) momen xoắn trên trục vít
Thay lại công thức (II.9).
3
170 3 ( 60 + 16 ) 1723137.1,1
H =
= 44,06( MPa) < = 184,14( MPa).

.
H
60 240
16
3. Kiểm nghiệm bánh vít về độ bền uốn.
-Để đảm bảo độ bền uốn của răng bánh vít ,ứng suất sinh ra tại chân răng
bánh vít không đợc vợt quá giá trị cho phép.
1,4.T2,.Y .K
F F . (II.10)
F =
F
b2 .d 2 .mn
+mn:mô đun pháp của răng mn=m/cos=6,3/cos7,0460=6,34(mm)
+KF hệ số tải trọng.KF=KF.KFV
Mà KF=KH=1.KFV=KHV=1,1KF=1.1,1=1,1.
+d2=m.z2=6,3.60=378(mm).Đờng kính vòng chia bánh vít.
+b2 chiều rộng vành răng bánh vít.
b2=0,75.da1=0,75.m(q+2)=0,75.6,3.(16+2)=85,05mm.
(da1= m(q+2): đờng kính vòng đỉnh trục vít)
Chọn b2=85 (mm).
+Ta có zV=z2/cos3=60/cos3 7,046 0=60,51
Dựa vào zV tra bảng 7.8/152 ta đợc YF=1,4.
Thay lại công thức (II.10).Ta đợc
1,4.1723137.1,4.1,1
F =
= 18,23( MPa) < = 47,25( MPa).
F
85.378.6,34
TRN HUY DNG

19


trờng đại học công nghiệp hà nội

đồ án chi tiết máy

4. Kiểm nghiệm bánh vít về quá tải.
Để tránh biến dạng d hoặc dính bề mặt răng, ứng suất tiếp xúc cực đại
không đợc vợt quá giá trị cho phép.

H max = H . K qt H
.
max
Trong đó H=44,06(MPa);Kqt=1,8; [H]MAX=200(MPa).


Hmax

= 44,06. 1,8 = 59,1( MPa) <

= 200( MPa).
H max

Để tránh biến dạng d hoặc phá hỏng tĩnh chân răng bánh vít,ứng suất uốn
cực đại không đợc vợt quá 1 giá trị cho phép.
F max = F .K qt F
.
max
Mà F=18,23(MPa),Kqt=1,8, [F]MAX=80(MPa).

= 18,23.1,8 = 32,81( MPa) < 80( MPa).
F max
Bánh vít thỏa mãn điều kiện về quá tải.

5. Bảng thống kê các thông số của bộ truyền.
Thông số

Kích thớc

1.Khoảng cách trục

aW=240mm.

2.Hệ số dịch chỉnh bánh vít

x2=0,09 mm.

3.Đờng kính vòng chia

6.Đờng kính ngoài của bánh vít.

d1=100,8 mm.
d2=378 mm.
da1=113,4mm
da2=391,17mm
df1=85,68 mm.
df2=364,014 mm.
daM2=400mm.

7.Chiều rộng bánh vít.

b2=85 mm.

4.Đờng kính vòng đỉnh
5.Đờng kính vòng đáy

TRN HUY DNG

20


trờng đại học công nghiệp hà nội

đồ án chi tiết máy

8.Góc ôm

=50,440.

9.Tỉ số truyền.

u=31

10.Hiệu suất của bộ truyền.

=0,804 .

11.Góc vít.

=7,046 0.

12.Mô đun bánh vít

m=6,3 mm.

13.Hệ số đờng kính trục vít.

q=16 mm.

14.Góc ma sát

=1,260

6. Tính nhiệt trong truyền động trục vít.
- Để tránh nhiệt sinh ra trong bộ truyền trục vít quá lớn,thì nhiệt sinh ra
trong hộp giảm tốc trục vít phải cân bằng với lợng nhiệt thoát đi.
- Ta đi tính diện tích bề mặt thoát nhiệt của hộp giảm tốc(m2).
Công thức thiết kế
1000.(1 ). p
1
A
0,7.K . ( 1 + ) + 3,0.K . . t t
t
tq
d 0

+=0,804 P1=6,67/0,804=8,29(kW).
+Kt=13.Hệ số toả nhiệt.

+=0,28.Hệ số thoát nhiệt qua đáy hộp.
+Hệ số .
2

8
=t
/ Pi .ti / p ữữ =
= 1,456.
CK 1
1 1.2,5 + 0,68.4,4
+ Ktq hệ số toả nhiệt của phần bề mặt hộp đợc quạt.Ta chọn đợc Ktq =21.
+[td] nhiệt độ cao nhất cho phép của dầu,vì trục vít đặt dới bánh vít
+
0
[td]=90 .
+chọn t0=200.
1000.(1 0,804).8,29
A
= 0,88(m2 ).
0,7.13. ( 1 + 0,28 ) + 0,3.21 .1,456. 90 20

(

)

7. Tính lực trong bộ truyền trục vít.
2.T
2.1608141
F =F = 2 =
= 8508( N ).

a1
t2 d
378
2
TRN HUY DNG

21


trờng đại học công nghiệp hà nội

đồ án chi tiết máy

F = F = F .tg ( + ) = 8508.tg (7,046 + 1,26) = 1242( N ).
t1
a2
t2
F .c
8508.cos1,26.tg 20.cos7,046
a1
F =F =
.tg .cos =
= 3105( N ).
r1
r 2 cos ( + )
cos(1,26 + 7,046)

Phần iii: thiết kế trục
I. Tính sơ bộ trục

1. Chọn vật liệu
Đối với trục của hộp giảm tốc làm việc trong điều kiện chịu tải trọng
trung bình thì ta chọn vật liệu là thép C45 thờng hoá có cơ tính nh sau
b= 600 Mpa;
ch= 340 Mpa;
Với độ cứng là 200 HB.
ứng suất xoắn cho phép [] = 12 ữ 30 MPa tuỳ thuộc vào vị trí đặt
lực ta đang xét.
2. Xác định sơ bộ đờng kính trục.
Trục I nối với trục động cơ bằng khớp nối.
Nên d1=ddc=(0,841ữ1,2).38=(31,95ữ45,6)mm Chọn d1 = 45
Trục II Chọn d2 = 0,35.aw1=0,35.100=35
Trục III
T3 = 1608141( N .m)
1608141
d3 = 3
= 64, 47 (mm)
=>


[ ] = 30( MPa)

II.



0, 2.30

Chọn d3 = 65mm
Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:

a) Trục vào động cơ (trục I).

TRN HUY DNG

22


trờng đại học công nghiệp hà nội

đồ án chi tiết máy

SƠ Đồ TíNH KHOảNG CáCH TRÊN TRụC i
-Vì đờng kính sơ bộ của trụ I dI=45(mm).Tra bảng 10.2/187 ta đợc
chiều rộng ổ lăn là b0=25(mm).
-Chiều dài may ơ nửa khớp nối:
lmI2=(1,4ữ2,5).dI=(1,4ữ2,5).45=63ữ112,5(mm).Ta chọn lmI2=64(mm).
-Chiều dài may ơ lắp bánh răng.
lmI3=(1,2ữ1,5).d1=(1,2ữ1,5).45=54ữ67,5.Ta chọ lmI3=56(mm).
chọn k1=12(mm),k2=12(mm),k3=15(mm),hn=18(mm).
-Ta tính đợc các kkhoảng cách.
Khoảng cách từ gối đỡ 0 của trục tới khớp nối
+lI2=0,5.(lmI2+b0)+k3+hn=0,5.(64+25)+15+18=77,5(mm)
chọn lI2=78(mm).

Khoảng cách từ gối đỡ 0 tới bánh răng.

+lI3=0,5.(b0+lmI2)+k2+k1=0,5.(25+56)+12+12=64,5(mm).
Chọn lI3=65(mm).
+Do kết cấu lắp ổ lăn nên lI1=2.lI3=2.65=130(mm).

+Tổng chiều dài của trục I.
lI=lmI2/2+lI2+lI3+b0/2=64/2+78+130+25/2=252,5(mm).

b) Trục trung gian.(trục II)
TRN HUY DNG

23


trờng đại học công nghiệp hà nội

đồ án chi tiết máy

SƠ Đồ TíNH KHOảNG CáCH TRÊN TRụC II
-Vì đờng kính sơ bộ của trục dII=35(mm).Tra bảng 10.2/187 chọn đợc
chiều rộng ổ lăn b0=21(mm).
-Chiều dài may ơ bánh răng.
lmII2=(1,241,5).d=(1,241,5).25=30437,5(mm).
chọn lmII2=35(mm)
-Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến gối đỡ 1 trên trục.
lII1=(0,941).daM2=(0,941).400=3604400(mm).Chọn
lII1=380(mm).
-Khoảng cách từ gối 0 đến giữa tiết diện lắp trục vít.
lII3=lII1/2=380/2=190(mm).
Chọn k1=12(mm),k2=12(mm),k3=15(mm),hn=18(mm).
-Khoảng cách từ gối đỡ 0 tới bánh răng
Ta có lII2=lmII2/2+k3+hn+b0/2=35/2+15+18+21/2=61(mm).
*Nhận xét để đảm bảo tính lắp gép của bộ truyền ta phải chọn
lI3=lII2=65(mm).
-Tổng chiều dài trục II.

lII=lmII2/2+lII2+lII1+b0/2=35/2+65+380+21/2=473(mm).

TRN HUY DNG

24


trờng đại học công nghiệp hà nội

đồ án chi tiết máy

c) Trục ra.(trục III)

SƠ Đồ TíNH KHOảNG CáCH TRÊN TRụC IIi
-Vì đờng kính trục sơ bộ dIII=65(mm).tra bảng 10.2/187 ta chọn đợc
b0=33(mm).
-Chiều dài may ơ lắp bánh vít.
lmIII2=(1,2 41,8).d=(1,2 41,8).65=78 4117(mm).
chọn lmIII2=115(mm).
-Chiều dài may ơ nửa khớp nối.
lmIII3=(1,4ữ2,5).dIII=(1,4ữ2,5).65=91ữ162,5(mm).
Ta chọn :lmI2=130(mm).
Chọn k1=12(mm),k2=12(mm),k3=15(mm),hn=18(mm).
-Khoảng cách từ ổ lăn 0 đến bánh vít
lIII2=0,5.(b0+lmIII2)+k1+k2=0,5.(33+115)+12+12=98(mm).
Chọn lIII2=98(mm).
-Khoảng cách từ ổ lăn 0 đến ổ lăn số 1.Vì tính chất đối xứng trong việc
bố trí ổ lăn nên.
lIII1=98.2=196(mm).
-Khoảng cách từ ổ lăn 0 đến khớp lối.

TRN HUY DNG

25