đồ án chi tiết máy bánh răng trụ răng thẳng răng nghiêng 2 cấp

Ñoà aùn truyeàn ñoäng cô khí

SVTH :

GVHD:

1


Đồ án truyền động cơ khí

GVHD:

MỤC LỤC

Trang

LỜI NÓI ĐẦU
CHƯƠNG 1 : CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 3
1.1 Xác đònh động cơ điện.
1.2 Phân phối tỷ số truyền.
CHƯƠNG 2 : TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH
6
2.1 Chọn loại xích
2.2 Xác đònh các thông số của xích và bộ truyền xích
2.3 Kiểm nghiệm độ bền
2.4 Xác đònh đường kính đỉa xích
CHƯƠNG 3 : TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
9
3.1 Tính toán bộ truyền bánh răng nghiêng cấp nhanh
3.2 Tính bộ truyền cấp chậm

3.3 Kiểm tra điều kiện bôi trơn
CHƯƠNG 4 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRUC VÀ THEN
20
4.1 Chọn vật liệu làm trục
4.2 Xác dinh đường kính trục sơ bộ
4.3 Xác đònh khoảng cách giữa các gối đơ và diểm đặt lực
4.4 Xác đònh moment tương ứng và đưỡng kính trục tại tiết diện nguy hiểm
4.5 Chọn then
4.6 Kiểm tra then theo điều kiện bền dập
4.7 Kiểm nghiệm truc về độ bền mỏi
CHƯƠNG 5 :CHỌN Ổ LĂN VÀ NỐI TRỤC
31
5.1 Thiết kế ổ lăn trên trục 1
5.2 Thiết kế ổ lăn trên trục 2
5.3 Thiết kế ổ lăn trên trục 3
5.4 Chọn khớp nối trục
CHƯƠNG 6 : THIẾT KẾ THÂN MÁY VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC
36
6.1 Thiết kế vỏ hộp
6.2 Các chi tiết phụ khác
CHƯƠNG 7 : CHỌN DẦU BÔI TRƠN VÀ BẢNG DUNG SAI LẮP GHÉP 40
7.1 Chọn dầu bôi trơn
7.2 Dung sai và lắp ghép
TÀI LIỆU THAM KHẢO

LỜI NÓI ĐẦU
SVTH :

2

Đồ án truyền động cơ khí

GVHD:

Máy móc là một thiết bò không thể thíu trong các nhà máy sản xuất. Máy móc được tổ
hợp từ một hay nhiều cụm chi tiết lại, mỗi một cụm thực hiện một hay nhiều chức năng.
Các cụm chi tiết được tạo thành từ nhiều chi tiết cơ bản như : trục, ổ lăn, then…. Do đó việc
hiểu rõ từng chi tiết về thiết kế và chọn các chi tiết cơ bản là việc làm hết sức quan trọng và
cần thiết.
Dưới góc nhìn đó, đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí là một đồ án quan trọng
trong chương trình dào tạo. Đòi hỏi chúng ta cần nắm vững những kiến thức về các môn học
trước đó như : Nguyên Lý Máy, Chi Tiết Máy, Vẽ kỹ Thuật, Vẽ Cơ Khí, Sức Bền Vật Liệu,
……biết cách giải quyết một số vần dề cụ thể trong kỹ thuật.
Với tinh thần trên, em đã cố gắng vận dụng những kiến thức về thiết kế để hoàn
thành đồ án này một cách tốt nhất. Tuy nhiên đây là lần đầu bước vào lónh vực thiết kế nên
vẫn còn bỡ ngỡ, chắc chắn còn có thíu xót và những điều chưa hộp lý trong thết kế. Kính
mong các thấy hướng dẫn thêm dể em được học tập nhiều hơn nữa và rút kinh nghiệm thực
tế trong những đồ án tiếp theo cũng như trong quá trình đi làm sau này.
Em xin chân thàn cảm ơn sự hướng dẫn tận tình của thầy BÙI TRỌNG HIẾU và các
thầy trong bộ môn thiết kế máy dể em hoàn thành đồ án này.
Cuối cùng là lời cảm ơn chân thành đến gia đình, người thân cùng toàn thể bạn bề,
những người luôn động viên tinh thần giúp em hoàn thành đồ án này.
Sinh viên thực hiện
LÊ MINH HỔ

Chương 1
CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
SVTH :

3


Đồ án truyền động cơ khí

GVHD:

1.1 CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN :

Công suất làm việc :
Fxv 3000 x1,2
Plv =
=
= 3,6 KW
1000
1000
Công suất tương đương :
2

T 
∑1  Ti  .t i
KW
12 x36 + 0,8 2 x30
Ptd = Px
= 3,6 x
= 3,29
36 + 30
∑ ti
2

Ta có Pt = Ptd

Hiệu suất của bộ truyền :

η = η kη br 2η ol 3η x = 1x0,97 2 x0,99 3 x 0,93 = 0,832

Với:

ηx =0.93hiệu suất cửa xích tải
Ηbr=0.97: hiệu suất truyền động bánh răng.
Ηol =0.995: hiệu suất một ổ lăn.
Ηk =1 hiệu suất khớp nối.
Công suất trên trục động cơ :
P
⇒ Pct = lv = 3,957 KW
η
Số vòng quay của trục công tác.
60000.v 60000 x1,2
nlv =
=
= 45,84 vg/ph
π .D
π .500
Từ bảng 2.4 [1]
u h = 12
Chọn 
u x = 2,3
n dc
⇒ uch = 12x2.3 = 27,6 = n
lv

⇒ ndcsb =27,6x45,84 = 1265 vg/ph
Động cơ được chọn phải thỏa mãn điều kiện.
 Pdc ≥ Pct

n db ≈ n sb

Tra bảng P1.3 [1] chọn động cơ diện :

Ký hiệu 4A100L4Y3
Công suất Pdc = 4 Kw
Số vòng quay ndc = 1420 vg/ph

1.2 PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
Tỷ số truyền chung của hệ thống :
SVTH :

4


Đồ án truyền động cơ khí
n
1420
u ch = dc =
= 30,98
nlv 45,84

GVHD:

u1 = 4,32

u 2 = 2,78

Theo bảng 3.1 [1] uh = 12 với 
⇒ ux =

u ch 30,98
=
= 2,58
uh
12

Ta có số vòng quay của các trục:
n1 = n dc = 1420 vòng/phút
n

1420

n

328,7

1
n2 = u = 4,32 = 328,7 vòng/phút
1
2
n3 = u = 2.78 = 118,2 vòng/phút
2

Công suất trên các trục:
P

lv
P3 = η n = 3,575 KW
ol x

P

3,575

P

3,723

3
P2 = η n = 0.99.0,97 = 3,723KW
ol br
2
P1 = η n = 0.99.0,97 = 3,877 KW
ol br

Mômen xoắn trên các trục:
P

3,877

P

3,723

P

3,575

6 1
6
T1 = 9,55.10 n = 9,55.10 1420 = 26074,2 Nmm
1
6
6
2
T2 = 9,55.10 n = 9,55.10 328,7 = 108167,5 Nmm
2
6 3
6
T3 = 9,55.10 n = 9,55.10 118,2 = 288843 Nmm
3

P

4

6
6
dc
Tđc = 9,55.10 n = 9,55.10 1420 = 26901Nmm
dc

Trục

Độn 1

2

3

g cơ
Thông số

SVTH :

5


Đồ án truyền động cơ khí

GVHD:

Tỉ số truyền
Côngsuất

1
4

P(KW)
Số vòng quay

1420

n(vg/ph)
Mômen

26901

3,877
1420
26074,2

4,32
3,723
328,7
108167,5

2,78
2,58
3,575
118,2
288843

T(N/mm)

Chương 2
TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH
2.1 CHỌN LOẠI XÍCH
Vì tải trọng nhỏ , vận tốc thấp , dùng xích ống con lăn
2.2 XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ CỦA XÍCH VÀ BÔ TRUYỀN
• Theo bảng 5.4 ,với ux= 2.58 , chọn số răng đóa nhỏ Z1=25 , do đó số răng đóa
lớn Z2 = ux* Z 1 = 25*2.58 = 64,5
SVTH :

6

Đồ án truyền động cơ khí
GVHD:
• Số răng đỉa lớn Z2 = 65 răng < Zmax = 120
• Theo công thức (5.3),công suất tính toán
Pt = P kzknk
Trong đó với
Z1=25, Z01=25
Kz=Z01/ Z1= 25/ 26 = 1
n01= 200(v/p) , n1=118.2 (v/p)
Kn= n01/ n1 = 200 / 118,2 = 1,69
Theo công thức 5(5.4)và bảng 5.6
Ta có : k = ko ka kđc kđ kc kbt
Với ko=1 ( đường tâm của đóa xích là với phương làm ngang một góc
nhỏ hơn 400)
Ka=1 ( chọn a=40p)
Kđc= 1 ( điều chỉnh bằng một đóa xích)
Kd =1,3 ( tải trọng va đập nhẹ)
Kc = 1.25( làm việc 2 ca)
Kbt =1.5(môi trương làm vòêc có bụi ,chất lượng bôi trơn đònh kỳ)
• Như vậy :
Pt = 1*1*1*1.25*1.3*1,5*1*1,69 = 12,75
k x = 1,7
Chọn xích 2 dãy x = 2 ⇒
12,75
= 7,5 Kw
Như vậy Pt =
1,7
Theo bảng 5.5 , với n01= 200 (v/p) , chọn bộ xích 1 dãy có bước xích P=25,4 mm

thoã mãn điều bền mòn
Pt < [ P ] = 11 Kw
Đồng thời theo bảng 5.8 , P < P max
• Khoảng cách trục a = 40P = 40* 25,4 = 1016( mm )
Theo công thức ( 5.12 ) số mắc xích
X = 2a/ p + ( Z1 + Z2 ) / 2 + ( Z2 – Z1 )2 p /(4 π 2a)
2
2 x1016
(
65 − 25) x 25,4
+ 0,5 x( 25 + 65) +
= 126.01
=
25,4
4π 2 x1016
Lấy số mắc xích chẫn X = 126 mm
Tính lại khoảng cách trục theo công thức
5.13
[ X c − 0.5( Z 1 + Z 2 )]2 − 2[( Z 2 − Z 1 ) / π ] 2 }
a = 0,25p {XC – 0.5( Z1 + Z2) +
=1015,8 mm
Để xích không chòu lực căng quá lớn , giảm a một lượng bằng
∆a=0.003.a= 3,045 mm, do đó a = 1012mm
Số lần va đập cuả xích :Theo (5.14)
i = z1n1/ 15x = 25.118,2/ 15.126 = 1,56 (lần) < [ i ] =30
2.3 TÍNH KIỂM NGHIỆM XÍCH VỀ ĐỘ BỀN
Theo (5.15) ; S = Q/ ( kđFt + F0 + FV )
Theo bảng 5.2, tải trọng phá huỷ Q = 113400 N
khối lượng một mét xích q=5 kg
kđ =1,7 (tải trọng mở máy bằng hai lần tải trong danh nghóa)

SVTH :

7


Đồ án truyền động cơ khí
GVHD:
V = Z1t n1/60000 = 25.25,4.118,2/60000 = 1,25 m/s
Ft = 1000N/V= 1000.3,575/1,25 =2858 N
Lục căng do ly tâm
Fv = q.v2=5.1,252 = 7,8125 N
Lực căng do trọng lượng nhánh xích sinh ra
F0 = 9.81kfqa = 198,6 N
Trong đó kf = 4 ( bộ truyền nghiêng một góc < 400) ;
Do đó : S= 22700/ (1,7.777 + 92,16 +24,84) = 15.79
Theo bảng 5.10 với n1=200 v/p , [ S ] = 8,2
113400
= 23,39
Vậy S =
1,7 x 2858 + 198,6 + 7,8125
⇒ S >[S] vậy bộ truyền đảm bảo đủ bền
2.4 ĐƯỜNG KÍNH ĐĨA XÍCH
Theo công thức (5.17) và bảng 13.4
đường kính vòng chia đóa nhỏ, đóa lớn
d 1 = p/ sin( π / Z1 ) = 25,4/ sin( π / 25 ) = 202,66 mm
d2 = p/sin( π / Z 2 ) = 25,4/ sin( π / 65 ) = 525,7 mm
da1= p[0.5 + cotg( π /z1)] = 15.875[0.5 + cotg( π / 25 ) = 213,76 mm
df1= d1 – 2r =186,6 mm
với : r =0.5025d1+0.05 =8,0297 mm và với d1=15,88
(xem bảng 5.2)

Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đóa xích theo công thức (5.18)
σ H = 0.47 K r ( Ft K d + Fvd ) E / Ak d ≤ [σ H ]
Trong đó : Z 1 = 25 ; E=2,1.105 Mpa ; A=306 mm2 (bảng 5.12)
[σ H ] : ứng suất tiếp xúc cho phép (Mpa)
Fvđ : lực va đâïp trên m dãy xích (N ); tính theo công thức ; m=2
Fvđ =13.10-7 n1p3m
= 13.10-7.118,2 .25,4 3.2=5,03N
Kd : hệ số phân bố không đong đều tải trọng cho các dãy , K d=1
Kđ : hệ số tải trọng đôïng , kđ = 1
Kr : hệ số kể đén ảnh hưởng của số răng đóa xích , phụ thuộc vào Z
K r = 0.42
Ft : lực vòng (N) , Ft = 5500 (N)

0,42 x( 2858 x1,3) x 2,1.10 5
= 486 MPa
306
Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện độ rắn HB210. sẽ đạt ứng suất cho phép σ H = 600 MPa
Vậy σ H < [ σ H ] nên đảm bảo được dộ bền .
Lực tác dụng lên trục
Fr = k x .k t = 1,25 x 2858 = 3286,7 N

σ H = 0.47

SVTH :

8


Đồ án truyền động cơ khí

GVHD:

Chương 3
BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
3.1 BỘ TRYỀN BÁNH RĂNG NGHIÊNG CẤP NHANH:
3.1.1 Chọn vật liệu:
 Bánh răng nhỏ:
Thép thường hoa ùC45 tôi cải thiện có đạt độ rắn 241..285HB,cơ tính
σb1=850Mpa;σch1=580MPa
 Bánh răng lớn:
Thép thường hoá C45 tôi cải thiện đạt độ rắn 192…240 HB có cơ tính: σb2=750 MPa; σch2=450
Mpa
Chọn vật liệu như sau :
SVTH :

9


Đồ án truyền động cơ khí
GVHD:
Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB250 σb1 =850MPa σch1 =580MPa
Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB230 σb2 =850MPa σch2 =580MPa
3.1.2

Xác đònh ứng suất uốn và ứng suất tiếp cho phép:
K
0
[σH] = σ Hlím . HL S
H

Với

σ H0 lim1 =2.HB1 +70 =2.250+70 =570 MPa

σ H0 lim 2 =2.HB2 + 70 =2.230+ 70 =530MPa
σ F0 lim 1 = 1,8.HB1 = 1,8.250 =450Mpa
σ F0 lim 2 = 1,8 .HB2 =1,8.230 =414Mpa
Tra bảng 6.2 (thiết kế hệ thống truyền động cơ khí [1] ) ta có SH = 1,1
Bộ truyền coi như chòu trải trọng tónh
Số chu kỳ làm việc cơ sở:
NHO =30.HB2,4
Từ đó ta có :NHO1=30.2502,4 =17.106 (chu kỳ)
NNO2 =30.2302,4 =14.106 (chu kỳ)
Theo 6.7 [1]
N HE

 T
= 60.c.∑  i
 Tmax

3


 .ni .t i


Chu kỳ làm việc tương đương :
N HE1

 13 x36 0,8 3 x30 

9
= 60 x1420.
+
 ( 7 x300 x8) = 1.13.10 chu kỳ
 30 + 36 30 + 36 

N HE 2 = 0,26.10 9 chu kỳ
Trong đó : Bộ truyền làm việc 7 năm mỗi năm làm việc 300 ngày mỗi ngày 8 giờ
⇒ t∑ =16800 h
n1 =1420 vòng/phút
Số lần ăn khớp trong một vòng quay c = 1
Vì

NHE1 > NHO1 nên KHL1 = 1
NHE2 > NHO2 nên KHL1 = 1

0
σ Hlin
xK HL
Theo 6.1a [σ H ] =
SH

SVTH :

10


Đồ án truyền động cơ khí
[σ H ]1 = 518,2 MPa

GVHD:

[σ H ] 2 = 481,8MPa
Theo 6.7 [1]
N HE

 T
= 60.c.∑  i
 Tmax

6


 .ni .t i


N HE1 = 0,95.10 9 chuky
N HE 2 = 0,34.10 9 chuky
Vì

NFE1 > NFO1 nên KFL1 = 1
NFE2 > NFO2 nên KFL1 = 1

Do đó theo 6.2a [1] với bộ truyền quay 1 chiều KFC = 1 ta được :
[σF]1 = σ F lim1 .
0

K FC .K FL
= 257 Mpa
SH

[σF]2 = σ H lim 2 .
0

K HL

SH

= 236,6 Mpa

ứng suất cho phép khi chòu quá tải
[σH]1max =2,8σch1 =580.2,8 =1624MPa
[σH]2max =2,8σch2 =2,8.450 =1260Mpa
[σF]1max =0,8σch1 =0,8.580 =464 Mpa
[σF]2max =0,8σch2 =0,8.450 =360 Mpa
3.1.3 Tính bộ truyền cấp nhanh
3.1.3.1 Khoảng cách trục
aw1 = Ka (u1 +1)

3

T1 .K Hβ

[σ H ] 2 u1ψ ba

Chọn ψ =0,3 (Bảng 6.6 –TL[1])
Bánh răng nghiêng Ka =43
ψbd =0,5.ψba (u1 + 1) =0,5.0,3.(4,32 +1) =0,798 ⇒ KHβ =1,112(Tra bảng6.7 TL [1])
⇒ aw1 =43.(4,32 +1)

3

26074,2 x1,12
= 112,6mm
500 2 4,32.0,3

Chọn aw1 = 120 mm
Trong đó : [σ H ] =

[σ H 1 ] + [σ H 2 ]
= 500MPa
2

3.1.3.2 Xác đòng môđun và góc nghiêng răng
SVTH :

11


Đồ án truyền động cơ khí
m =(0,01 ÷0,02)aw1=(0,01÷0,02)120 = 1,2…2,4

GVHD:

Chọn m =2
Chọn sơ bộ β1 =100
Z1 =

2.a w1 . cos β1 2.120. cos10 0
=

= 22,2
m( u ú + 1)
2, (4,32 + 1)

Lấy Z1 = 22 răng
⇒ Z2 =u1. Z1 =4,32x22 =95,04 ta lấy Z2 =95 răng
Tính lại β1
cosβ1 =

m( Z1 + Z 2 ) 2.( 22 + 95)
=
2.a w1
2.120

Tỉ số truyền thực u1 =

⇒β1 =12,80

Z 2 95
=
= 4,318
Z 1 22

Tính lại khoảng cách trục
aw1 =

m( Z 1 + Z 2 )
(22 + 95)
=.
= 119,89 mm

cos β1 x 2
cos12,8 0

3.1.3.3 Kiệm nghiệm về độ bền tiếp xúc
σH =ZM.ZH.Zε

2T1 K H (u1 + 1)

bw1 .u1 .d12

Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp:
ZM =274 (tra bảng 6.5 TL [1])
Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc:
ZH =

2 cos β b

sin 2α tw

βb - Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
tgβb =cosαt .tgβ1 = cos200.tg12,80 ⇒βb =12,10
0
ZH = 2 cos13,79

sin 2.20 0

=1,738

Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:Zε
εβ =

bw . sin β1

⇒ Zε =

1

π .m

= 0,4.120. sin 12,8

0

π .2 = 1,69 >1

εα

[

(

)]


0


Với ε α = 1,88 − 3,2 1 Z + 1 Z  cos β1 = 1,88 − 3,2 1 22 + 195 cos12,8 = 1,67

1

2 

SVTH :

12


Đồ án truyền động cơ khí
Zε =

1

εα =

GVHD:

1
= 0,773
1,67

Hệ số tải trọng khi tính vềtiếp xúc:KH
KH =KHβ.KHα.KHv
KHβ =1,112
KHα -Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp
Với v1 =

2.a w1
2.120
π .d w1 .n1
=

= 45,11mm
với dw1 = ZH =
u ú + 1 4,32 + 1
60000

⇒ v1 =

π .45,11.1420
= 3,35m / s
60000

Từ v1 tra bảng 6.13 TL[1] ta được cấp chính xác 9
Tra bảng 6.14 TL[1] ta có KHα =1,16;KFα =1,37
Theo bảng 6.15[1] σ H = 0,002
Theo bảng 6.16 [1] g0 =73
KHv = 1+

ν h .bw1 .d w1
= 1,2
2.T1 .K Hβ .K Hα

ZH =ν = δ H .g 0 .v.

a w1

u ú

= 0,002.73.0,965. 154

3,81

= 0,896

Theo 6.39 [1]
KH =KHβ.KHαKHv=1,56
σH=ZM.ZH.Zε

2T1 K H (u1 + 1)

=274.1,749.0,773

bw1 .u1 .d12

2.26074,2.1,56(4,32 + 1)

0,3.120.4,32.45,112

=144,56Mpa

σH < [σH ]2 =481,8Mpa
Xác đònh chính xác ứng suất tiếp cho phép
Theo 6.1[1] với v = 2,85 < 5 m/s ,

Zv = 1

Chọn cấp chính xác về mức 8 , khi đó cần gia công độ nhám Ra = 2,5…………1,25µm
Theo công thức 6.1 [1]
570.0,55.0,85.2,56 0,1.1.1
[σ H ] =
= 460

1,1
Vậy σ H < [σ H ] ⇒ thỏa điều kiện
3.1.3.4 Kiểm nghiệm về độ bền uốn
SVTH :

13


Đồ án truyền động cơ khí
2T .Y .Y .Y .Y
σ F1 = 1 F ε β . F1

GVHD:
bw1 .d w1 .m

Hệ số kể đế sự trùng khớp răng
Yε = 1

1
ε α với ε α = 1,67 ⇒ Yε = 1,67 = 0,6

Hệ số kể đến độ nghiêng của răng
Yβ = 1 − β1

0

140

= 1 − 12,8

140

= 0,908

YF1 ,YF2 hệ số hình dạng của bánh răng 1và 2
ZV 1 = Z1

cos 3 β 1

ZV 2 = Z 2

cos 3 β1

= 23,7
= 102,5

Tra bảng 6.8 TL.[1] với hệ số dòch chỉnh x = 0 ta được
YF1 =4,0 ;YF2 =3,6
Hệ số tải trọng khi tính về uốn : KF =KFβ.KFαKFν
KF β =1,32 (tra bảng 6.7 TL[1] )
KFα -Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp:
KFα =1,37
KFν - Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
K Fν = 1 +

ν F .b w1 .d w1
= 1,4
2.T1 .K Fβ .K Fν

v F = δ F .g 0 .v.

a w1

u1

= 5,96

KF =KFβ.KFαKFν
⇒ KF = 2,15

σ F1 =

2T1 .YF .Yε .Yβ . .YF 1

bw1 .d w1 .m

σF1 < [σF]1 =265,224 Mpa
Y
σF2 = σ F 1 F 1 Y
σF2 < [σF]2

F2

= 75 3,6

= 2.26074,2.2,15.0,6.0,909.4

0,3.120.45,11.2

= 75,3MPa

nên thỏa điều kiện
4

= 59,8MPa

nên thỏa điều kiện

3.1.3.5 Kiểm nghiệm về độ quá tải
Kqt =
SVTH :

Tmax Pmax
=
= 1,21
T
Ptd
14


Đồ án truyền động cơ khí

GVHD:

⇒ σHmax = σ H K qt = 518,2. 1,21 = 570,02 < [σH]max =1260Mpa
σFmax =σF1 .Kqt =75,3x1,21=91,12 < [σ]Fmax =236,6Mpa
3.1.3.6 Thông số hình học của cặp bánh răng cấp nhanh
Khoảng cách trục

aw1 =120mm

Môdun

m=2

Góc nghiêng răng

β1 = 12,80

Hệ số dòch chỉnh

x1 =x2 = 0

Tỉ số truyền

u1 =4,32

Đường kính vòng chia

d1 =45,12 mm

d2 =195 mm
Đường kính đỉnh răng:

da1 =d1 + 2.m =45,12 + 2.2 =49,12 mm

da2 = d2 + 2.m =195 + 2.2 =199 mm
Đường kính chân răng

df1 =45,12 -2,5.m =41,12 mm

df2 =195 -2,5m = 190 mm
chiều rộng vành răng

bw1 =36 mm

3.4 Tính bộ truyền cấp chậm
Dùng vật liệu giống vật liệu chế tạo bánh răng cấp chậm
3.4.1 Khoảng cách trục
aw2 = Ka (u2 +1)

3

T1 .K Hβ

[σ H ] 2 u 2ψ ba

Chọn ψ =0,4 (Bảng 6.6 –TL[1])
Bánh răng nghiêng Ka =49,5
ψbd =0,5.ψba (u2 + 1) =0,5.0,4.(2,78 +1) =0,756
⇒ KHβ =1,05 (Tra bảng6.7 TL [1])
⇒ aw2 =49,5.(2,78 +1)

3

108167,5.1,05
= 138,8mm
500 2.2,78.0,4

Chọn aw2 = 140 mm

Trong đó : [σ H ] =

[σ H 1 ] + [σ H 2 ]
= 500MPa
2

3.4.2 Xác đòng môđun và góc nghiêng răng
m =(0,01 ÷0,02)aw2=(0,01÷0,02)140 = 1,4 …2,8
SVTH :

15


Đồ án truyền động cơ khí
Chọn m =2

GVHD:

Chọn sơ bộ β1 =100
Z3 =

2.a 2 . cos β1 2.140. cos10 0
=
= 36,7
m( u 2 + 1)
2, (2,78 + 1)

Lấy Z3 = 37 răng
⇒ Z4 =u2. Z3 =2,78x37 =102,86 răng
ta lấy Z2 =103 răng

Z 4 103
=
= 2,783
Z3
37

Tỉ số truyền thực u2 =

Tính lại khoảng cách trục
aw2 =

m( Z 3 + Z 4 )
(37 + 103) x 2
=.
= 140 mm
2
2

góc nghiêng răng β = 00
3.4.3 Kiệm nghiệm về độ bền tiếp xúc
σH =ZM.ZH.Zε

2T1 K H (u1 + 1)

bw1 .u1 .d12

Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp:
ZM =274 (tra bảng 6.5 TL [1])
Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc:
ZH =

2 cos β b

sin 2α tw

βb - Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
tgβb =cosαt .tgβ1 = cos200.tg0 ⇒βb =00
0
ZH = 2 cos 0

sin 2.20 0

β = 00 ⇒ Z ε =

ε α = {1.88 –3.2(1/Z3

εβ =

bw . sin β1

SVTH :

π .m

=1,764

4 − εα
4 − 1,762
= 0,864
=

3
3
+1/Z4 )*cosβ = 1,762
1
⇒ Zα =
= 0,753
εα

= 0,4.140. sin 0

0

π .2 = 0
16


Đồ án truyền động cơ khí
Hệ số tải trọng khi tính vềtiếp xúc:KH

GVHD:

KH =KHβ.KHα.KHv
KHβ =1,112
KHα = 1 -Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn
khớp
KHV được tính như sau
Với v1 =

2.a w 2
2.140

π .d w 2 .n2
=
= 74,46mm
với dw2 = ZH =
u 2 + 1 2,76 + 1
60000

⇒ v1 =

π .74,46 x328,7
= 1,28m / s
60000

Từ v1 tra bảng 6.13 TL[1] ta được cấp chính xác 9
Tra bảng 6.14 TL[1] ta có KHα =1,13;KFα =1,37
Theo bảng 6.15[1] σ H = 0,004
Theo bảng 6.16 [1] g0 =73
KHv = 1+

ν h .bw 2 .d w 2
1,28 x0,4 x140 x74,46
= 1+
= 1,016
2.T2 .K Hβ .K Hα
2 x108167,5 x1,13 x1,37

ZH =ν = δ H .g 0 .v.

aw2

u2

= 0,004.73.1,28. 140

2,78

= 2,65

Theo 6.39 [1]
KH =KHβ.KHαKHv=1,12x1x1,016=1,138
σH=ZM.ZH.Zε

2T2 K H (u 2 + 1)

=274.1,76.0,753

bw 2 .u 2 .d 22

2.108167,5.1,138(2,78 + 1)

0,4.140.2,78.74,46 2

=377Mpa

σH < [σH ]2 =481,8Mpa
Xác đònh chính xác ứng suất tiếp cho phép
Theo 6.1[1] với v = 1,28 < 5 m/s ,

Zv = 1

Chọn cấp chính xác về mức 8 , khi đó cần gia công độ nhám Ra = 2,5…………1,25µm
Theo công thức 6.1 [1]
[σ H ] =

570.0,55.0,85.2,56 0,1.1.1
= 460
1,1

Vậy σ H < [σ H ] ⇒ thỏa điều kiện
SVTH :

17


Đồ án truyền động cơ khí
3.4.4 Kiểm nghiệm về độ bền uốn

σ F1 =

2T2 .YF .Yε .Yβ . .YF 2

GVHD:

bw 2 .d w 2 .m

Hệ số kể đế sự trùng khớp răng
Yε = 1

1
ε α với ε α = 1,762 ⇒ Yε = 1,762 = 0,57

Hệ số kể đến độ nghiêng của răng
Yβ = 1 − β1

0

140

= 1− 0

140

=1

YF1 ,YF2 hệ số hình dạng của bánh răng 1và 2
Z V 1 = Z1 = 37
Z V 2 = Z 2 = 103
Tra bảng 6.8 TL.[1] với hệ số dòch chỉnh x = 0 ta được
YF1 =4,0 ;YF2 =3,6
Hệ số tải trọng khi tính về uốn : KF =KFβ.KFαKFν
KF β =1,32 (tra bảng 6.7 TL[1] )
KFα -Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp:
KFα =1,37
KFν - Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
K Fν = 1 +

ν F .b w 2 .d w 2
= 1,15
2.T2 .K Fβ .K Fν

v F = δ F .g 0 .v.

aw2

u2

= 0,004.73.1,28.

140
= 2,65
2,78

KF =KFβ.KFαKFν
⇒ KF = 2,08

σ F1 =

2T1 .YF .Yε .Yβ . .YF 1

σF1 < [σF]1 =257 Mpa
Y
σF2 = σ F 1 F 1 Y
σF2 < [σF]2

F2

bw1 .d w1 .m

= 2.108176,5.1,32.1.4

0,4.140.74,46.2

= 228,15MPa

nên thỏa điều kiện

= 228,16 3,6

4

= 205,34MPa

nên thỏa điều kiện

3.4.5 Kiểm nghiệm về độ quá tải
Kqt =
SVTH :

Tmax Pmax
=
= 1,21
T
Ptd
18


Đồ án truyền động cơ khí

GVHD:

⇒ σHmax = σ H K qt = 337. 1,21 = 370,7 < [σH]max =1260Mpa
σFmax =σF1 .Kqt =228,15x1,21=276,9 < [σ]Fmax =464Mpa
3.4.6 Thông số hình học của cặp bánh răng cấp nhanh
Khoảng cách trục

aw1 =140mm

Môdun

m=2

Góc nghiêng răng

β1 = 00

Hệ số dòch chỉnh

x1 =x2 = 0

Tỉ số truyền

u1 =2,78

Đường kính vòng chia

d3 =74 mm

D4 =206mm
Đường kính đỉnh răng:

da3 =d3 + 2.m =78 mm

da4 = d4 + 2.m =210 mm
Đường kính chân răng

df1 = d3 -2,5.m =69 mm

df2 = d4 -2,5m = 201 mm
chiều rộng vành răng

bw4 =56 mm
bw3 = 58 mm

hmax

10-15mm

H

d1=
45,

11

d2
=1
9

5

d=
20
6

3.5. kiểm tra điều kiện bôi trơn :

hmin

SVTH :

19


Đồ án truyền động cơ khí

GVHD:

Chương 4
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN
4.1. Chọn vật liệu chế tạo trục : là thép 45,tôi cải thiện có HB = 241…285
ng suất xoắn cho phép : [τ] = 12 ÷20 Mpa
4.2. Xác dònh đường kính trục sơ bộ :
ta có môment xoắn trên các trục là T1 = 26074,5 Nmm
T2 = 108167,5 Nmm
T3 = 288843 Nmm
Đường kính trục xác đònh bằng mô men xoắn theo công thức
T
d≥ 3
0,2.[ τ ]
Đường kính trục I

26074,2
= 20,56
d1 = 3
0,2.15

(mm)

Chọn d1 = 22 (mm)
Đường kính trục II
108167,5
= 30,015 (mm)
d2 = 3
0,2.20
chọn d2=30 (mm)
Đường kính trục III
288843
= 41,64
d3 = 3
0,2.20

(mm)

Chọn d3=42 (mm)
SVTH :

20


Đồ án truyền động cơ khí

GVHD:

4.3 Xác đònh khoảng cách giữa gối đỡ và điểm đặt lực:
Từ đường kính trục xác đònh gần đúng đường kính ổ lăn b 0 ( tra bảng 10.2 )
d1=22 mm ⇒ b01=17 mm
d2=30 mm ⇒ b02= 19 mm
d3=42 mm ⇒ b03=23 mm
Chiều dài ma bánh răng trụ lmi =(1,2...1,5)dti với i∈1÷4
Lấy lm11 =33mm
lm22 =42mm
lm33 =63mm
lm44 =63mm
Chiều dài mayo nửa khớp nối :Lmkn =44 mm
k1-khoảng cách mặt mútchi tiết đến thành trong của hộp,lấy k 1 =10mm
k2 - khoảng cách mặt mút ổ đến thành trong của hộp, lấy k2 =8mm
k3 – khoảng cách từ mặt mút chi tiết đến lắp ổ ,lấy k3 =15 mm
hn – chiều cao lắp ổ và đầu bu lông, lấy hn =20 mm
4.3.1 trục 2
Khoảng cách từ gối đở dến bánh răng thứ 2 trên trục 2
l22 = 0,5(lm22 +b0) + k1 +k2 = 48,5 mm
khoảng cách từ gối đỡ trục 2 lên bánh răng thứ 3 trên trục
l23 =l22 +0,5(lm22 + lm23 ) +k1 = 101 mm
khoảng cáhc giữa các gối đỡ trên trục 2
l21 = lm22 + lm23 +3k1 + 2k2 + b0 =170mm
từ những khoảng cách này ta có thể suy ra những khoảng cách tương ứng trên trục 1 và trục
3
4.3.2 Trục 2
Lc12 = 0,5.(lm12 + b01) + k3 + kn = 62,5 mm
L13 = l21 – l23 = 48,5 mm
L11 = l21 = 170 mm

4.3.3 trục 3
L32 = l22 = 69 mm
L31 = l11 = 170 mm
Lc33 = 0,5.(lm33 + b03) + k1 + kn = 70 mm
SVTH :

21


Đồ án truyền động cơ khí

GVHD:

4.4 Xác đònh trò số và chiều các lực tác dụng lên trục :
4.4.1 trục 1
Do truyền chuyển động từ trục động cơ sang hộp giảm tốc bằng một khớp nối trục sẽ làm
xuất hiện một lực hướng tâm.
Frkn = ( 0,2 ÷ 0,3 ).Ft1
Với Ft1 =

2.T1 2 x 26074,2
=
= 767 N
Dt
68

Trong đó : T1 = 26074,2 Nmm momemt xoắn trên trục 1 .
Dt = 68 mm đường kính vòng tròn qua tâm các chốt khi dùng nối trục đàn hồi.
Bảng 15.10 [1]
⇒ Frkn = 0,2 .Ft = 153,4 N

Lục vòng :
Ft =

2.T1 2 x 26074,2
=
= 1159 N
d w1
45,11

Lục hướng tâm :
Fr1 =

Ft1 xtg αw
= 433 N
cos β

Lực dọc trục :
Fa = Ft1 .tgβ = 263 N
Trong mặt phẵng OYZ

∑M / B = 0
M a1 + Fr1 .121,5 − FYA .170 = 0
⇒ FYA = 344,4 N
⇒ FYB = 154,6 N
Trong mặt phẵng OXZ

∑M / B = 0
Ft1 .121,5 + FXA .170 − Frkh .232,5 = 0
⇒ FXA = −618,5 N
⇒ FXB = −387,1N

Chiều của FXA và FXB là ngược lại
Biểu đồ moment trục 1
SVTH :

22


Đồ án truyền động cơ khí

GVHD:

4.4.2 trục 2 :
Lục vòng :

bánh lớn 2
Ft 2 =

2.T2 2 x108167,5
=
= 1109,5 N
d w2
195

bánh nhỏ 3
Ft 3 =
Lục hướng tâm :

2.T2 2 x108167,5
=
= 2923,5 N

d w3
74

bánh lớn 2
Fr 2 =

Ft 2 xtg αw
= 414 N
cos β

bánh nhỏ 3
Fr 3 = Ft 3 .tg α = 1064 N
Lực dọc trục :

bánh lớn 2
Fa 2 = Ft 2 .tgβ = 252 N

Troong mặt phẳng OYZ

∑M /C = 0
Fr 3 .69 − Fr 2 .121,5 + M a 2 − FYD .170 = 0
⇒ FYD = 280,5 N
⇒ FYC = 369,5 N
Trong mặt phẳng OXZ
SVTH :

23


Đồ án truyền động cơ khí

GVHD:

∑M /C = 0
Ft 3 .69 + Ft 2 .121,5 − FXD .170 = 0
⇒ FXD = 1980 N
⇒ FXC = 2062 N
Biểu đồ moment trục 2 :

4.4.3 trục 3 :
Lục vòng :
Ft 4 =

2.T3 2 x 288843
=
= 2804,3 N
d w4
206

Lục hướng tâm :
Fr 4 = F4 .tg α = 1020,7 N
Tại vò trí đóa xích :
Frx = 3286,7 N
Biểu đồ moment :
Trong mặt cắt OYZ :

∑M / E = 0
Fr 4 .69 + FYF .170 − Frx .70 = 0
⇒ FYE = 939 N
⇒ FXE = 5246,6 N

Trong mặt cắt OXZ :

∑M / F = 0
FXF =

Ft 4 .69
= 1138 N
170

Biểu đồ moment trục 3 :

SVTH :

24


Đồ án truyền động cơ khí

GVHD:

4.5. Xác đònh moment tương đương và đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm.
M td = M x + M y + 0,75.T 2
d ≥3

M td
0,1.[σ ]

Với [σ] = 50 là ứng suất cho phép của vật liệu, tra bảng 10.5 [1]
4.5.1 Trục 1 :
Tiết diện nguy hiểm tại mặt cắt Ι-Ι

Mtd = 57724,5 N.mm
d1 ≥ 26,4 mm
⇒ chọn d1 = 30 mm
4.5.2 Trục 2 :
Tiết diện nguy hiểm tại mặt cắt ΙΙ-ΙΙ
Mtd = 172244,6 N.mm
d2 ≥ 32,5 mm
vì có rảnh then nên tăng đường kính trục từ 5÷10% .
⇒ chọn d2 = 35 mm
4.5.3 Truc 3 :
Tiết diện nguy hiểm tại mặt cắt ΙΙΙ-ΙΙΙ
Mtd = 339859,5 N.mm
d2 ≥ 40,81 mm
SVTH :

25