Thiết kế hệ dẫn động băng tải với hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp, đồng trục, dẫn bằng động cơ điện thông qua khớp nối và bộ truyền xích

Đồ án Chi Tiết Máy
Nhật Quảng

Nguyễn

Lời nói đầu
Đồ án môn học chi tiết máy là một đồ án chuyên ngành chính của sinh
viên ngành công nghệ chế tạo máy, nhằm cung cấp các kiến thức cơ bản để giải
quyết một vấn đề tổng hợp về công nghệ chế tạo. Sau khi thiết kế đồ án môn học
chi tiết máy, sinh viên đợc làm quen với cách sử dụng tài liệu, sổ tay, tiêu chuẩn
và khả năng kết hợp so sánh những kiến thức lý thuyết và thực tế sản xuất, độc
lập trong sáng tạo để giải quyết một vấn đề công nghệ cụ thể.
Đồ án môn học Chi tiết máy là môn học giúp cho sinh viên có thể hệ
thống hoá lại các kiến thức cũng nh nắm vững thêm về môn học Chi tiết máy và
các môn học khác nh Sức bền vật liệu, Dung sai, Vẽ kỹ thuật đồng thời làm
quen dẫn với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị chi việc thiết kế đồ án Tốt
nghiệp sau này.
Xuất phát từ tầm quan trọng đó, em đợc nhận đồ án môn học Chi tiết máy
với việc lập quy trình: Thiết kế hệ dẫn động băng tải với hộp giảm tốc bánh
răng trụ hai cấp, đồng trục, dẫn bằng động cơ điện thông qua khớp nối và bộ
truyền xích .
Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lợng kiến thức tổng hợp, còn có
những mảng cha nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài liệu và bài
giảng cuả các môn học có liên quan song bài làm của em không thể tránh khỏi
những sai sót. Em rất mong nhận đợc sự hớng dẫn tận tình và chỉ bảo của các thầy
cô trong bộ môn để em củng cố và hiểu sâu hơn, nẵm vững hơn về những kiến
thức đã học.
Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy trong bộ môn, đặc biệt là sự
giúp dỡ tận tình của thầy giáo Đỗ Đức Nam. Đến nay cơ bản em đã hoàn thành
nhiệm vụ của mình, tuy còn nhiều thiếu sót trong quâ trình làm đồ án, em kính
mong sự chỉ bảo của các thầy cô để em có thể củng cố thêm kiến thức và hoàn

thành tốt nhiệm vụ của mình.
Em xin chân thành cảm ơn!
Hà nội, tháng 11 năm 2006
Sinh viên:

Nguyễn Nhật Quảng
1


Đồ án Chi Tiết Máy
Nhật Quảng

Nguyễn

Phần I - Tính toán hệ dẫn động
Chơng 1:
Chọn động cơ điện và phân phối tỷ số truyền
I- chọn động cơ

1. Xác định công suất cần thiết của động cơ.
Công suất cần thiết lớn nhất Pct trên trục động cơ đợc xác định theo công
thức 2.8[1] sau:
Pct = PT/
Trong đó:
Pct : Công suất cần thiết trên trục động cơ. (kw)
Pt : Công suất tính toán trên trục máy công tác. (kw)
: Hiệu suất chung của hệ dẫn động.
Theo công thức: 2.11
F .v
Pt =

900.0,55 1000
Với: Pt = 1000 = 4,95(kw)
F =9000 N: lực kéo băng tải,
V = 0,55 m/s : vận tốc băng tải
- Hiệu suất chung của hệ thống dẫn động.
Theo sơ đồ tải trọng đề bài thì:
= k . mol .kbr .x
Theo công thức: 2.9[1]
Trong đó:
m = 3 - là số cặp ổ lăn.
k = 2 - là số cặp bánh răng.
Tra bảng 2.3 [1] ta đợc các hiệu suất:
ol = 0,99 - hiệu suất của một cặp ổ lăn.
br = 0,97 - hiệu suất của một cặp bánh răng.
k = 0,99- hiệu suất của khớp nối trục đàn hồi.
x = 0,93- hiệu suất của bộ truyền xích.
* Thay số ta có:
= 0,99. 0,972.0,993.0,93 0,84
Pct = PT/ = 4,95/0,84 = 5,89 (KW)
2


Đồ án Chi Tiết Máy
Nhật Quảng

Nguyễn

Do tải trọng thay đổi nên ta chọn động cơ theo công suất tơng đơng
P t = Ptđ
Vì công suất P tỷ lệ thuận với mô men T, do đó ta có hệ số chuyển đổi

giữa mô men và công suất nh sau:
2

T t
3
4
= i . i = 12 + 0,8 2 = 0,83
8
8
T1 t ck
Công suất tơng đơng Ptđ đợc xác định bằng công thức nh sau:

Ptd = .Pt = 0,83.4,95 4,11KW

Công suất yêu cầu của động cơ đợc xác định bởi công thức:
Pđc/yc = Ptđ / = 4,11 / 0.84 = 4,89 KW
2. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ
Chọn sơ bộ tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống là: USB
Theo bảng 2.4[1]:
Chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc đồng trục bánh răng trụ 2 cấp là:
Usbh = 12
Chọn tỉ số truyền bộ truyền ngoài (xích): Usbđ = 3
Theo công thức T 2.15[1] ta có:
Usb = Usbh. Usbđ = 12.3 = 36
Số vòng quay của trục máy công tác ( của tang) là nlv theo CT 2.16[1]:
nlv = 60000.v/( .D) = 60000.0,55/(3,14.320) =32,84 vg/ph
Trong đó:
V : Vận tốc băng tải
D: Đờng kính băng tải.
Số vòng quay sơ bộ của động cơ nsb:

nsb= nlv. usb = 32,84.36 = 1182,24 vg/ph
Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ là nđb= 1500 vg/ph
Theo bảng P1.3 [1] ta chọn đợc kiểu động cơ là: 4A132S4Y3
Các thông số kĩ thuật của động cơ nh sau:
Pđc = 7,5 KW
nđc = 1455 vg/ph
= 87,5 %
Cos = 0,86
3


Đồ án Chi Tiết Máy
Nhật Quảng

Nguyễn

Tmax/Tdn = 2,2
TK/Tdn = 2,0
Kết luận: Động cơ 4A132S4Y3 có kích thớc phù hợp với yêu cầu cần thiết
kế
II. phân phối tỉ số truyền

1, Xác định tỉ số truyền
Ta có: Uc= Uh . Ux
Tỉ số truyền chung:
Uc = nđc/nlv = 1455/32,84 = 44,30
Chọn Ux= 3 Uh = 44,30/3 = 14,76
Trong đó: Uh = U1 .U2
Trong đó:
U1 : Tỉ số truyền cấp nhanh

U2 : Tỉ số truyền cấp chậm
Vì là hộp giảm tốc đồng trục nên để dùng hết khả năng tải của cấp nhanh
ta chọn:
U1 =U2 = U h = 14,76 = 3,8
Kết luận:
Uc = 44,30
U1 =U2 = 3,8
Ux = 3,06
2. Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các
trục
Pct = 5,89 KW : Công suất tính toán trên trục công tác
nct = 32,84 vg/ph: Vòng quay của trục công tác
Công suất:
Ta có: Pev =Pt. =4,95 .0.83 = 4,11
Công suất trục 3: P3 =

Pev
4,11
=
= 4,47(kw)
x . 0 e 0,93.0,99

Công suất trục 2: P3 =

P3
4,47
=
= 4,66(kw)
0l .. 0,99.0,97

Công suất trục: P1 =

P1
4,66
=
= 4,85(kw)
0 e . k 0,99.0,97

4


§å ¸n Chi TiÕt M¸y
NhËt Qu¶ng
P’®/c =

NguyÔn

P1
4,85
=
= 4,95(kw)
η 0 e.ηk 0,99.0,99

P®/c = P3 .η oe. η x =4,47 .0,99 .093 =4.12
Sè vßng quay:
Trôc I :
n1 = n®c = 1455 (vßng/phót)
Trôc II: n2 =n1/u1 = 1455/3,8 = 382,89 (vßng/phót)
Trôc III: n3 =n2/u2 = 382,89/3,8 = 100,76(vßng/phót)
nx =n3/ux = 100,76/3,06 = 32,93 (vßng/phót)

M«men:
T®c= 9,55. 106. P®c/n®c = 9,55. 106. 4,95/1455 = 32489,69 Nmm
TI = 9,55. 106 . P1/nI = 9,55. 106 . 4,85/1455 = 31833,33 Nmm
TII = 9,55. 106 . P2/nII = 9,55. 106 . 4,66/382,89 = 116229,20 Nmm
TIII = 9,55. 106 . P3/nIII = 9,55. 106 . 4,47/100,76 = 423665,14 Nmm
Trôc c«ng t¸c:
Tct = 9,55. 106 . Pt/nct = 9,55. 106. 4,12/32,93 = 1194837,53 Nmm
B¶ng th«ng sè:

Trôc §C

TØ sè truyÒn U

I

II

Khíp

III

Ux=3,06

U1=3,8 U2=3,8

C«ng suÊt P

4,95

4,85

4,66

Sè vßng quay n

1455

1455

382,89

M«men xo¾n T

32489,69

5

Trôc ct

4,47

4,12

100,76

32,93

31833,33 116229,20 423665,14 1194837,53

Đồ án Chi Tiết Máy
Nhật Quảng

Nguyễn
CHƯƠNG II

THIếT Kế Bộ TRUYềN ĐộNG
I. TíNH TOáN Bộ TRUYềN XíCH BÊN NGOàI HộP GIảM TốC

Ta có các số liệu đã tính đợc
P3 = 4,47 KW
n3 = 100,76 vòng/phút
Ux = 3,06
Số ca làm việc là 2, tải trọng va đập vừa, bộ truyền nằm ngang
1. Chọn loại xích
Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp nên ta chọn xích con lăn.
2. Xác định các thông số của đĩa xích và bộ truyền
Số răng đĩa xích nhỏ: Z1 = 25 - 2UX = 25- 2.3,06 = 18,88 răng
Lấy Z1 = 18 răng
Số răng đĩa xích lớn: Z2 = UX .Z1 = 3,06.18 = 55,08
Lấy Z2 = 55 răng
Chọn theo bảng 5.6[1]
kđ = 1,5 (Đối với va đập vừa)
kc = 1,25 (Bộ truyền làm việc 2 ca)
ka = 1(Vì lấy khoảng cách trục a = 30p)
ko = 1 (Vì bộ truyền theo tính toán có góc nghiêng < 40)
kđc = 1(Bộ truyền có thể điều chỉnh đợc bằng một trong các đĩa xích)
kbt = 1,3 (Môi trờng có bụi, chất lợng bôi trơn loại II- theo bảng5.7)
Hệ số điều kiện sử dụng xích lấy theo công thức 5.4[1]
k = kđ .kc .ka .ko .kđc .kbt = 1,5.1,25.1.1.1.1,5 = 2,43

Hệ số răng đĩa dẫn:
Ta có CT: kz = Z01/Z1 = 18,88/18 = 1,04
Hệ số vòng quay ta chọn: n01 = 50 v/ph
kn = n01/n1 = 50/100,76 = 0,49
Công suất tính toán (12 - 22 giáo trình chi tiết máy T2 tr.12-15)
Pt = P.k.kz.kn/Kx trong đó: Kx = 1 - chọn xích 1 dãy
P = 4,47 (kw)
Pt = 4,47.2,43.1,04.0,49/1 =5,53 KW
Theo bảng 5.5[1] với n01 = 50 v/ph, chọn bộ truyền xích 1 dãy có bớc xích
6


Đồ án Chi Tiết Máy
Nhật Quảng

Nguyễn

t = 31,75 mm thoả mãn điều kiện bền mòn:
Pt <[P] = 5,83 KW
Đồng thời theo bảng 5.8[1] ta có: t < tmax
Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
a = 40.t = 40.31,75 = 1270 mm
Tính số mắt xích theo CT 5.12[1]:
x = 0,5(Z1 + Z2) +
x = 0,5(18 + 55) +

2a
t
+ ( Z2 + Z1) 2 . 2
thay số ta đợc

t
4 .a

2.1270
31,75
+ (55 18) 2 . 2
= 117,37
31,75
4 .1270

Chọn số mắt xích chẵn x = 116 mắt
Tính chính xác khoảng cách trục a theo CT 5.13[1]:

{

2
2
a= 0,25. P x 0,5 ( z1 + z 2 ) + x 0,5 + ( z 1 + z 2 ) 2 ( z 2 z 2 ) /

{

a = 0,25.31,73 116 0,5(18 + 55) + [116 0,5(18 + 55) ] 2[( 55 18) / ] 2
2

}

} = 1248,41mm

Thay số vào ta có:
Để xích không bị chịu lực căng quá lớn ta rút bớt khoảng cách trục a một

đoạn
a =(0,002 0,004)
Vậy ta lấy: a = 1246 mm
Số lần va đập của xích: Theo CT 5.14[1]
i = Z1.n1/15.x = 18.100,76/15.117,37 = 1,03 <[i]> = 25 (Bảng 5.9)
3. Đờng kính đĩa xích
* Theo công thức 5.17[1] và bảng 13.4[1] ta có:
Đờng kính đĩa xích dẫn:
d1 = t/sin(/Z1) = 31,75/sin(/18) = 183 mm
Đờng kính đĩa xích bị dẫn
d2 = t/sin(/Z2) = 31,75/sin(/55) = 556 mm
4. Xác định lực tác dụng lên trục đĩa xích
* Theo công thức: 5.20 [1]. Fr = Kx.Ft
Trong đó:
0
Kx = 1,15: Vì bộ truyền theo tính toán có góc nghiêng = 0
7


Đồ án Chi Tiết Máy
Nhật Quảng
V=
Ft =

Nguyễn

z1 .P.n3 18.31,75.100,76
=
60000
60000

1000.P 1000.4,47
=
= 4966,6( N )
v
0,9

Fr = 4966,6 .1,15 =5711,6 (N)
II. TíNH CáC Bộ TRUYềN BáNH RĂNG TRONG HộP GIảM TốC

Vì là hộp giảm tốc đồng trục, đã chọn tỉ số truyền U1 = U2 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 răng trụ, răng thẳng)

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 241ữ 285 có:
b3 = 850Mpa ; ch3 = 580 Mpa, chọn HB3 = 270 HB
* Bánh lớn (bánh 4): Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192240 có
b4 = 750Mpa ; ch4 = 450 Mpa, chọn HB4 = 220 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.
ứng suất tiếp xúc cho phép của mỗi bánh răng đợc xác định theo CT 6.1[1]:
[ H ] = ( H0 lim / S H ).Z R .ZV .K XH .K HL
Trong đó:
ZR, ZV, KXH : Lần lợt là các hệ số xét đến ảnh hởng của độ nhám bề mặt
bánh răng, vận tốc vòng, kích thớc bánh răng.

Tính sơ bộ lấy: ZR.ZV.KXH = 1
Giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn, theo bảng
10.7[1]
[ 0H3lim] = 2HB3 + 70 = 2.270 + 70 = 610 Mpa
[ 0H4lim ] = 2HB4 + 70 = 2.220 + 70 = 510 Mpa
Do bánh răng không đợc tăng bề mặt nên chọn hệ số an toàn
SH = 1,1(theo bảng 6.2[1])
8


Đồ án Chi Tiết Máy
Nhật Quảng

Nguyễn

KHL: Hệ số tuổi thọ, đợc xác định nh sau:
Số chu kỳ chịu tải trọng thay đổi tơng đơng của bánh răng lớn đợc xác định
3
Theo công thức T: N HE 4 = 60.C (n2 / u 2 ). t i . (Ti / T1 ) .t i / t ck
Trong đó:
C =1: Là số lần ăn khớp của răng trong một vòng quay
ti = 17000h: Là tổng thời gian làm việc của bộ truyền
ti : Là thời gian làm việc ở chế độ tải trọng Ti
Từ đó ta có:
NHE4 = 60.1.(382,89/3,8).17000.[(13.4/8 + 0,73.3/8)] = 63,720.106
Theo bảng 10.8[1] ta có số chu kỳ cơ sở N HO của thép C45 thờng hoá chế
tạo bánh răng lớn là 10.106
Vậy NHE4> NHO nên ta lấy: KHL4 = 1
Số chu kỳ chịu tải trọng thay đổi tơng đơng của bánh răng nhỏ lớn hơn của
bánh răng lớn U lần:

NHE3 = u. NHE4 = 3,8.63,720106 = 242,14.106 > NHO
Theo bảng 10.8[1] với độ rắn bề mặt bánh răng nhỏ 250 HB có thể lấy:
NHO = 17. 106
Vậy bánh răng nhỏ ta cũng có NHE3> NHO nên ta lấy KHL3 = 1



Vậy ta có :
[ H 3 ] = ( H0 3 lim / S H ).Z R .ZV .K XH .K HL3 =610/1,1 = 554,55 Mpa

[ H 4 ] = ( H0 4 lim / S H ).Z R .ZV .K XH .K HL 4 =510/1,1 = 463,64 Mpa

Đối với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng nên ta có:
[ H ] = 463,64 mpa
Với [ H ] < [ H 4 ] ) và [ H 3 ]
* ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải của mỗi bánh răng
Bánh 3: [ H 3 ] Max = 2,8. ch3 = 2,8.580 = 1624 Mpa
Bánh 4: [ H 4 ] Max = 2,8. ch3 = 2,8.450 = 1260 Mpa
Vậy ta chọn [ H ] Max = 1260 Mpa.
3. Tính ứng suất uốn cho phép
* ứng suất uốn cho phép của bánh răng đ ợc tính theo CT 6.2[1]:
[ F ] = ( F0 lim / S F ).YR .YS .K XF .K FC .K FL
Trong bớc tính sơ bộ lấy: .YR .YS .K XF = 1
9


Đồ án Chi Tiết Máy
Nhật Quảng

Nguyễn

Trong đó:
F0 lim : ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở.
Theo bảng 6.2[1] ta có:
F0 lim 3 =1,8.270 = 486 Mpa
F0 lim 4 =1,8.220 = 396 Mpa
Hệ số an toàn SF = 1,75 theo bảng 6.2[1]:
Bộ truyền làm việc một chiều nên ta lấy:
KFC = 1: Hệ số ảnh hởng đặt tải.
Hệ số tuổi thọ KFL3 = KFL4 = 1
Vậy thay số ta có:
[ F 3 ] = F0 lim 3 / S F .K FL 3 .K FC = 486/1,75.1,1 = 278 Mpa
[ F 4 ] = F0 lim 4 / S F .K FL 4 .K FC = 396/1,75.1,1 = 226 Mpa
ứng suất uốn cho phép khi quá tải, theo CT 6.14[1]:
Bánh 3: [ F 3 ] Max = 0,8. ch3 = 0,8. 580 = 464 Mpa
Bánh 4: [ F 4 ] Max = 0,8. ch4 = 0,8. 450 = 360 Mpa
4. Tính khoảng cách trục.
Xác định sơ bộ khoảng cách trục theo CT 6.15a[1]:


a 2 = K a (u 2 + 1)3

T2 .K H

[ H ] 2 .u 2 . ba

Trong đó:
Ka : Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng (thẳng
hay nghiêng hay chữ V), theo bảng 6.5[1] ta có Ka = 49,5
T2 là mômen xoắn trên trục bánh chủ động(bánh 3)

T2 = 116229,20 N.mm
ba = b / a : Hệ số chiều rộng bánh răng
Ta chọn ba = 0,25
Từ đó ta có bd = 0,25. ba .(u2 +1) = 0,25.(3,8+1)/2 = 0,60
Theo công thức 6.16[1]
Tra theo bd ứng với bảng 6.7[1]
Ta có: K H =1,05


Thay vào ta có: a 2 = 49,5(3,8 + 1)3

116229,28.1,05

[ 463] 2 .3,8.0,25
10

201,96 mm


Đồ án Chi Tiết Máy
Nhật Quảng

Nguyễn

Ta lấy a 2 = 202 mm
5. Các thông số ăn khớp.
Môđun theo công thức 6.17[1]:
m = (0,01 ữ 0,02) a 2 = 2,02 ữ 4,04 mm
Theo dãy tiêu chuẩn (bảng 6.8[1]) ta chọn m = 2,5
Chọn sơ bộ: = 0

Số răng của bánh răng nhỏ z3
Z3 =2aw2 .(

cos
2.202
=
= 33,67
m(u + 1) 2,5(3,8 + 1)

Ta lấy Z3 = 33 răng
Z4 = u.Z3 = 3,8.33 =125,4
Ta lấy Z4 =125 răng
Zt =Z1+ Z2 =33 +125 răng = 158 răng
Do vậy tỉ số truyền thực: um = Z4/Z3 = 125/33 = 3,79
Chiều rộng vành răng:
bw = a.aw = 0,25.202 = 50,50 mm
dw3 = 2.aw2/(u+1) =2.202/(3,8+1) =84,17
6. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
+ Yêu cầu cần phải đảm bảo:
H [ H ] theo CT 6.33[1]:
H = Z M .Z H .Z

2.T2 .K H .(u m + 1)
bw .u m .d 2 3

Trong đó:
ZM : Hệ số xét đến ảnh hởng cơ tính vật liệu, ZM = 274 Mpa
(theo bảng 6.5[1])
ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc theo CT 6.34[1]
ZH =

2. cos b
=
sin 2 tw

2. cos14
= 1,72
sin 2.20,4

Trong đó:
Góc profin răng bằng góc ăn khớp:
t = tw = arctg (tg / cos ) = arctg (tg 20 / cos14,98) = 20,4

11


Đồ án Chi Tiết Máy
Nhật Quảng

Nguyễn

tgb = cost.tg = cos20%.tg(0)= 0 b = 0
Z : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, theo CT 6.36[1]
= [1,88 3,2(

1
1
1
1
+ )] cos = [1,88 3,2( +

)] cos14,98 0 = 1,66
Z3 Z4
33 125

Z = 1 / = 1 / 1,66 = 0,6

KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, theo công thức 6.39[1]:
KH=KH. KHV. KH.
KH=1,15
KH: Hệ số xét đến sự phân bố không đều của tải trọng, đợc xác định từ
vận tốc vòng v. Vận tốc bánh dẫn theo công thức 6.40[1]:
v=

.d w3 .n3 .84,17.100,76
=
= 0,44m / s
60000
60000

Vì v < 2 m/s , tra bảng 6.13[1] ta chọn cấp chính xác là 9
KH=1,13 ( theo bảng 6.14[1]
KHV : Theo công thức 6.4[1]
K HV = 1 +

v H .bW .d W 3
0,47.50,50.84,17
= 1+
= 1,01
2.T3 .K H .K H
2.116229,20.1,15.1,13

Trong đó:
v H = H .g 0 .v

aW 2
202
= 0,002.73.1,44
= 0,47
um
3,79

( H , g 0 tra theo bảng 6.15[1] và bảng 6.16[1] ta có H =0,002 và g 0 =73 )
KH=KH. KHV. KH=1,15.1.1,13 1,3
* Vậy thay số:
H = 274.1,72.0,6

2.116229.20.1,3(3,8 + 1)
= 291,25 MPa
50,50.3,79.(84,17) 2

Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:
[ H ] = [ H ] .ZR.ZV.KXH
Với v = 0,44 m/s ZV =1 (vì v < 2 m/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 RZ = 2,5 1,25 àm. Do đó ZR = 0,95
Với da < 700 mm KXH = 1
12


Đồ án Chi Tiết Máy

Nhật Quảng

Nguyễn

[ H ]= 472,5.1.0,95.1 448,88 Mpa
Do đó H [ H ] nên răng thoả mãn độ bền tiếp xúc
7. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Yêu cầu : F [ F ] , ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không đợc vợt
quá giá trị cho phép. Theo công thức 6.43[1]:
F 3 = 2.T2.KF.Y. Y. YF3 / (bw.dw3.m)
Trong đó:
T3 = 116229,20 N.mm
bw= 50,50 mm
dw3= 84,17 mm
m = 2,5
Y= 1/ = 1/1,66 = 0,6: Hệ số xét đến sự trùng khớp
Y=1- /140 = 1- 14,98 / 140 = 0,89 : Hệ số kể đến độ nghiêng của
răng
YF3: Hệ số dạng răng của bánh 3, tính theo số răng tơng đơng Ztđ3
3
Ztđ3 = Z 3 / cos = 33 /cos314,98 = 36,6
Tra bảng 6.18[1] ta có YF3 = 3,8
3
Ztđ4 = Z 4 / cos = 125 /cos14,980 = 138,66
Tra bảng 6.18[1] ta có YF4 = 3,6
KF : Hệ số tải trọng khi tính về uốn theo CT 6.45[1]:
KF = KF.KF.KFV
Tra theo bd ứng với bảng 6.7[1] ta có KF=1,12
Với v < 2,5 m/s, tra bảng 6.14[1] , cấp chính xác 9 thì KF=1,37
K FV = 1 +

v F .bw .d w3
1,44.50,50.84,17
= 1+
1,02 (theo CT 6.46[1])
2.T3 .K F .K F
2.116229,20.1,12.1,37

v F = F .g 0 .v1 .

a w2
202
= 73.0,006.0,44.
=
um
3,79

1,41 (theo CT 6.47[1])

Tra theo bảng 6.16[1] chọn g 0 = 73, theo bảng 6.15[1] chọn F =0,006
KF = KF.KF.KFV = 1,13.1,37.1,02 = 1,60
F 3 = 2. 116229,20.1,60.0,6. 0,89. 3,8 / 50,50.84,17.2,5 = 71,02 Mpa
F 4 = F 3 . YF4/ YF3 = 71,02 . 3,6/3,8 = 67,28 Mpa
Ta thấy độ bền uốn đợc thoả mãn vì:
13


Đồ án Chi Tiết Máy
Nhật Quảng

Nguyễn

F 3 < [ F 3 ] = 278 Mpa
F 4 < [ F 4 ] = 226 Mpa

Để đảm bảo sự ăn khớp khoảng cách trục a ta dịch chỉnh âm:
xT(Dịch chỉnh) = - 2,25
8. Kiểm nghiệm răng về quá tải.
Ta có:
Kqt = Tmm / T = 1,4
H max = H . K qt = 291,25 . 1,4 = 343,68Mpa < [ H ]Max = 1260 Mpa
F 3 max = F 3 .K qt = 71,02.1,4 = 99,43 Mpa
F 4 max = F 4 .K qt = 76,28.1,4 = 94,19 Mpa
Vì F 3 max < [ F 3 ]Max = 464 Mpa, F 4 max < [ F 4 ]Max = 360 Mpa,
Nên răng thoả mãn về điều kiện quá tải.
Kết luận: Bộ truyền cấp chậm làm việc an toàn.
Đờng kính vòng chia:
d3 = dw3 = m.Z3/cos = 2,5.33/cos00 = 82,50 mm
d4 = dw4 = m.Z4/cos = 2,5.125/cos00 = 312,50 mm
Đờng kính đỉnh răng:
da3 = d3 + 2.m = 82,50 + 2.2,5 = 87,50 mm
da4 = d4 +2.m = 312,50 + 2.2,5 = 317,50 mm
Đờng kính đáy răng:
df3 = d3 - 2.m = 82,50 - 2.2,5 = 77,50 mm
df4 = d4 - 2.m = 312,50 - 2,5.2,5 = 307,50 mm
Hệ số trùng khớp:
= bw.sin/(.m) = 50,50.sin00/3,14.2,5 = 3,93
THÔNG Số CƠ BảN CủA Bộ TRUYềN CấP CHậM
Môdun pháp: m = 2,5
Khoảng cách trục: aw = 202

Đờng kính vòng chia:
d3 = 82,50 mm
d4 = 312,50 mm
Đờng kính đỉnh răng:
da3 = 87,50 mm
da4 = 317,50 mm
14


Đồ án Chi Tiết Máy
Nhật Quảng

Nguyễn

Đờng kính đáy răng:








df3 = 77,50 mm
df4 = 307,50 mm
Chiều rộng vành răng
bw3 = 50,50 mm
bw4 = 45 mm
Hệ số trùng khớp: =3,93
Tỉ số truyền: u = 3,79

Số răng bánh dẫn: Z3 = 33
Số răng bánh bị dẫn: Z4 =125

B. TíNH TOáN Bộ TRUYềN CấP NHANH (Bánh răng trụ răng nghiêng)

1. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Chọn vật liệu:
Vì là bộ truyền bánh răng trụ năng nghiêng nên có khả năng chịu tải cao
hơn bánh răng thẳng, làm việc êm hẳn. Nên ta chỉ cần chọn vật liệu bằng với vật
liệu của bộ truyền cấp chậm bánh răng trụ răng thẳng đã tính ở trên.
Do hộp đồng trục bộ truyền cấp nhanh không dùng hết khả năng tải cho
nên ta lấy một số thông số cơ bản nh bộ truyền cấp chậm.
Khoảng cách trục: aw1 =202 mm
Tỷ số truyền: u =3,79
Mô đun pháp: m =2,5
Chiều rộng vành răng lấy bằng 2/3 chiều rộng bánh răng cấp chậm
bw1 =2bw/3 =2.50,50/3 =33,67
Lấy : bw1 =34
Chọn sơ bộ: =100 cos =0,9848
Số răng bánh dẫn: Z1 =2.aw2.cos /m(u+1)
=2.202.0,9848/2,5(3,79+1)
=33,21
Ta lấy Z1 =33 răng
Số răng bánh bị dẫn: Z2 = u.Z3 =3,79 .33 =125,07
Ta lấy Z2 =125 răng
Tính lại : Cos = m (Z1 +Z2)/2aw1
15


Đồ án Chi Tiết Máy

Nhật Quảng

Nguyễn

= 2,5 (33+125)/2.202 =0,98
10,1400 = 1000830
Với các thông số nh vậy ta đi đến tiến hành kiểm nghiệm bộ truyền cấp
nhanh.
Yêu cầu cần phải đảm bảo:
H [ H ] theo CT 6.33[1]:
H = Z M .Z H .Z

2.T1 .K H .(u m + 1)
bw1 .u m .d 21

Trong đó:
ZM : Hệ số xét đến ảnh hởng cơ tính vật liệu, ZM = 274 Mpa (theo bảng
6.5[1])
ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc theo CT 6.34[1]
ZH =

2. cos b
=
sin 2 tw

2. cos(9,25)
= 1,74
sin( 2.20,29

Trong đó:

Góc profin răng bằng góc ăn khớp:
t = tw = arctg (tg / cos ) = arctg (tg 20 / cos10,142) 20,29 0

tgb = cost.tg = cos(20,290).tg(10,142) = 0,1682 b = 9,52
Z : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, theo CT 6.36[1]
= [1,88 3,2(

1
1
1
1
+ )] cos = [1,88 3,2( +
)]0,98 = 1,70
Z3 Z 4
33 125

Z = 1 / = 1 / 1,70 = 0,76

Đờng kính vòng lăn của bánh chủ động(bánh 1):
d 1 = 2.a1 /(u + 1) = 2.202/(3,79+1) = 84,34 mm
KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, theo CT 6.39[1]:
KH=KH. KHV. KH.
Chọn ba = 0,15
Từ đó ta có: bd = 0,53. ba (u2 + 1) = 0,53.0,15.(3,79 + 1) = 0,38
Tra theo bd ứng với bảng 6.7[1]
Ta có: KH = 1,01
KH: Hệ số xét đến sự phân bố không đều của tải trọng, đợc xác định từ
vận tốc vòng v. Vận tốc bánh dẫn theo CT 6.40[1]:
16

Đồ án Chi Tiết Máy
Nhật Quảng
v=

Nguyễn

.d w1 .n1 .84,34 .1445
=
= 6,38 m/s
60000
60000

Tra bảng 6.13[1], ta chọn cấp chính xác là 8
KH= 1,13 (tra bảng 6.14[1])
KHV: Theo CT (6.41[1])
K HV = 1 +

v H .bW .d W 1
6,38.34.84,34
= 1+
= 1,25
2.T1 .K H .K H
2.31833,33 .1,01.1,13

Trong đó:
v H = H .g 0 .v

aW 1
202

= 0,002.56.6,38
=5,11
um
3,79

H = 274.1,69.0,79

2.31833,33.1,25.(3,79 + 1)
34.3,79.84,34 2

= 235,52 Mpa
( H , g 0 tra theo bảng 6.15[1] và bảng 6.16[1] ta có H =0,002 và g 0 =56 )
KH = KH. KHV. KH =1,01.0,15.1,13 0,17
Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:
[ H ] = [ H ] .ZR.ZV.KXH
Với v = 6,38 m/s ZV =1
Cấp chính xác động học là 8. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là:
RZ = 2,51,25 àm.
Do đó ZR = 0,95
Với da < 700 mm KXH = 1
H = 509,1.1.0,95.1 483,64 Mpa
Do đó H [ H ] nên răng thoả mãn độ bền tiếp xúc
2. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Yêu cầu : F [ F ] , ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không đợc vợt
quá giá trị cho phép. Theo công thức 6.43[1]:
F 3 = 2.T2.KF.Y. Y. YF3 / (bw.dw3.m)
Trong đó:
T2 = 116229,20 N.mm
bw= 34 mm
dw3= 84,34 mm

17


Đồ án Chi Tiết Máy
Nhật Quảng

Nguyễn

m = 2,5
Y= 1/ = 1/1,70 = 0,6: Hệ số xét đến sự trùng khớp
Y=1-/140 = 1- 10,142 / 140 = 0,93: Hệ số kể đến độ nghiêng của
răng.
YF3: Hệ số dạng răng của bánh 3, tính theo số răng tơng đơng Ztđ3
3
Ztđ3 = Z 3 / cos = 33/998482 = 35,10
Tra bảng 6.18[1] ta có YF3 = 3,9
3
Ztđ4 = Z 4 / cos = 125 / 0,98482 = 132,97
Tra bảng 6.18[1] ta có YF4 = 3,6
KF : Hệ số tải trọng khi tính về uốn theo công thức 6.45[1]:
KF = KF.KF.KFV
Tra theo bd ứng với bảng 6.7[1] ta có KF=1,3
Với v < 10 m/s, tra bảng 6.14[1] thì KF=1,37
K FV = 1 +

v F .bw .d w1
20,36 .34.84,34
= 1+
= 0,51 (theo CT 6.46[1])
2.T1 .K F .K F

2.31833,33.1,3.1,37

v F = F .g 0 .v1 .

a w2
202
= 73.0,006.6,38.
= 20,36 m/s (theo CT 6.47[1])
um
3,79

Tra theo bảng 6.16[1] chọn g 0 = 73, theo bảng 6.15[1] chọn F =0,006
KF = KF.KF.KFV = 1,3.1,37.0,29 = 0,52
F 3 = 2. 116229,20.90.0,6.0,9.3,9/ (34.84,34.2,5) = 63,50 Mpa
F 4 = F 3 . YF4/ YF3 = 63,50.3,6/3,9 = 58,61 Mpa
Ta thấy độ bền uốn đợc thoả mãn vì:
F 3 < [ F 3 ] = 278 Mpa
F 4 < [ F 4 ] = 226 Mpa
3. Kiểm nghiệm răng về quá tải.
Ta có:
Kqt = Tmm / T = 1,4
H max = H . K qt = 483,64 . 1,4 =570,70 Mpa < [ H ]Max = 1260 Mpa
F 3 max =63,50.1,4 = 88,90Mpa
F 4 max = 58,61.1,4 = 82,05 Mpa
Vì F 3 max < [ F 3 ]Max , F 4 max < [ F 4 ]Max
Nên răng thoả mãn về điều kiện quá tải.
18


Đồ án Chi Tiết Máy

Nhật Quảng

Nguyễn

Kết luận: Bộ truyền cấp nhanh làm việc an toàn.
* Các thông số của bộ truyền:
Đờng kính vòng chia:
d1 = dw1 = m.Z1/cos = 2,5.33/0,98= 84,18 mm
d2 = dw2 = m.Z2/cos = 2,5.125/0,98 = 318,87 mm
Đờng kính đỉnh răng:
da1 = d1 + 2.m = 84,18 + 2.2,5 = 89,18 mm
da2 = d2 +2.m = 318,87 + 2.2,5 = 323,87 mm
Đờng kính đáy răng:
df1 = d1 - 2.m = 84,18 - 2.2,5 = 79,8 mm
df2 = d2 - 2.m = 318,87 - 2.2,5 = 313,87 mm
Chiều rộng vành răng:
b1 = 34 mm
THÔNG Số CƠ BảN CủA Bộ TRUYềN CấP nhanh

Môdun pháp: m = 2,5
Khoảng cách trục: aw1 = 202 mm
Đờng kính vòng chia:
d1 = 84,18 mm
d2 = 318,87 mm
Đờng kính đỉnh răng:
da1 = 89,18 mm
da2 = 323,87 mm
Đờng kính đáy răng:
df1 = 79,18 mm
df2 = 313,87 mm

Chiều rộng vành răng
bw1 = 34 mm
bw2 = 30 mm
Góc nghiêng của răng: 10,140 = 10o 0830
Góc profin răng bằng góc ăn khớp:
t = tw = arctg (tg/cos) = arctg (tg20o/cos10,140) 20,29
Hệ số trùng khớp
= bw.sin / .m = 34.0,347/3,14.2,5 = 1,50
19


Đồ án Chi Tiết Máy
Nhật Quảng





Nguyễn

Hệ số dịch chỉnh x2 = 0, x1 = 0
Tỉ số truyền: u = 3,8
Số răng bánh dẫn: Z3 = 33
Số răng bánh bị dẫn: Z4 =125

20


Đồ án Chi Tiết Máy
Nhật Quảng

Nguyễn

CHƯƠNG III: THIếT Kế TRụC

Số liệu cho trớc:
Công suất trên trục vào của hộp giảm tốc: P = 4,95 KW
n1 = 1455 v/ph ; u1 =u2 =3,8 ; b1 =34b2 =30.b3 =50,50; b4= 45
Góc nghiêng của cặp bánh răng: 10o 0830
1. Chọn vật liệu chế tạo.
Chọn vật liệu chế tạo bằng thép C45
Có : b=600 Mpa ; ch=340 Mpa
ứng suất xoắn cho phép [] = 12.... 20 Mpa.
2. Lực tác dụng từ các bộ truyền lên trục.

Bánh bị dẫn 2
Bánh dẫn 3

Trục số II

Fx

3

Y2
X1

Z

Z1

Trục số I
với trục ĐC
Khớp nối

X2
Y1
Bánh dẫn 1

Y4
2

Trục số III

Fk

Hệ toạ độ: 0XYZ

0

Bánh bị dẫn 4
X
Y3

Z
Y

X4

Đĩa xích

X

Ta có sơ đồ phân tích lực chung nh hình vẽ:
* Tính các lực tác dụng lên trục
Các thành phần lực trong thiết kế đợc biểu diễn nh hình vẽ phần trên.
Lực tác dụng của khớp nối:
FK = (0,2ữ 0,3) 2.T / D0
Với T = 31833,33 N.mm
D0 : Đờng kính vòng tròn qua tâm các chốt. Tra theo bảng 16.10
ta có D0 = 63 mm
21


Đồ án Chi Tiết Máy
Nhật Quảng
FK =

Nguyễn

(0,2...0,3).2.31833,33
= 202,11 ... 303,17 N
63

Chọn FK = 243 N
Lực tác dụng khi ăn khớp trong các bộ truyền đợc chia làm ba thành phần:
Ft : Lực vòng
Fr : Lực hớng tâm
Fa : Lực dọc trục
Trong đó
Ft1 = Ft2 = 2.T1/ dw1 = 2. 31833,33/ 84,18 = 756,31 N

Ft3 = Ft4 = 2.T2/ dw3 = 2. 116229,20/ 84,18 = 2761,44 N
Fr1 = Fr2 =

Ft1 .tg t
756,31. .tg 20,29
=
= 279,64 N
cos
cos10,142 0

Fr3 = Fr4 =

Ft 3 .tg t
2761,44 .tg 20,29
=
= 103,69 N
cos
cos10142'

Fa1 = Fa2 = Ft1.tg = 756,31.tg10,142 =135,29 N
Fa3 = Fa4 = Ft3.tg = 3661,19tg1830 = 1225 N
Lực do bộ truyền xích tác dụng lên trục là: FX = 6995,7 N
3. Xác định sơ bộ đờng kính trục.
Theo CT 10.9[1] , đờng kính trục thứ k với k = 1...3.
dk = 3

Tk
0,2.[T ]

với [T] = 15...30 Mpa

Thay số vào ta chọn sơ bộ đờng kính trục nh sau:
Đờng kính trục thứ 1 là:
d1 = 3

T1
=
0,2.[T ]

3

31833,33
= 16,64 mm
0,2.15

T2
=
0,2.[T ]

3

116229,20
= 33,8 mm
0,2.15

T3
=
0,2.[T ]

3

423665,14
= 52,0 mm
0,2.15

Đờng kính trục thứ 2 là:
d2 = 3

Đờng kính trục thứ 3 là:
d3 = 3

Chọn:

d1 = 20 mm
22


Đồ án Chi Tiết Máy
Nhật Quảng

Nguyễn

d2 = 35 mm
d3 = 52 mm
4. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt
lực.
Ta chọn sơ bộ chiều rộng của ổ lăn (theo bảng 10.2[1]):
ổ lăn trên trục I: b0 = 17 mm
ổ lăn trên trục II: b0 = 23 mm
ổ lăn trên trục III: b0 = 35 mm

Chọn k1 = 10 mm, k2 = 10mm, k3 = 14 mm, hn = 16 mm
k1 : Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp
hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay.
k2 : Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp (lấy giá trị nhỏ khi
bôi trơn ổ bằng dầu trong hộp giảm tốc).
k3 : Khoảng cách từ mặt mút ổ đến nắp ổ.
hn : Chiều cao nắp ổ và đầu bulông.
Theo công thức 10.10[1] ta có chiều dài mayơ nối trục, bánh răng, đĩa xích:
Trục I:
lm12 = (1,2ữ1,5)d1 = (1,2ữ1,5).20 = 24 ữ 30 mm
Chọn lm12 = 28
Trục II:
lm22 = lm13 = (1,2ữ1,5)d2 = (1,2ữ1,5).52 = 42 ữ 52,5 mm
Chọn lm22 = lm13 = 50 mm
Trục III:
lm32 = (1,2ữ1,5)d3 = (1,2ữ1,5).52 = 62 ữ 78mm
Chọn lm32 = 80 mm
lm33 = (1,4ữ2,5)d3 = (1,4ữ2,5).52 = 72 ữ 130 mm
Chọn lm33 = 90
Khoảng cách trên các trục:
Trục I:
l12 = -lc12 = -[0,5.(lm12 + b0)+k3 +hn]
= - [0,5.(28 + 17)+14 +16] = -52,50 mm
l13 = 0,5.(lm13 + b0)+ k1 +k2
= 0,5.(50 + 23)+10 +10 = 56,50 mm
23


§å ¸n Chi TiÕt M¸y
NhËt Qu¶ng

NguyÔn

l11 = 2.l13 = 2. 56,50 = 113
Trôc II:
l22 = 0,5.(lm22 + b0)+ k1 +k2
= 0,5.(50 + 23)+10 +10 = 56,5 mm
l23 = l11 + l32 + k1+ b0
= 113 + 76,5 + 10 + 23 = 222,5 mm
l21 = l23 + l32 = 222,5 + 76,5 =299 mm
Trôc III:
l32 = 0,5.( lm32 + b0) + k1 + k2
= 0,5.(75 + 35) +10 +10 = 75 mm
l31 = 2.l32 =2. 75 = 150 mm
l33 = l31 + lc33 = l31 +0,5(lm33 + b0) + k3 + hn = 150 + 0,5(90+35) +14 +16
= 242,50 mm

24


§å ¸n Chi TiÕt M¸y
NhËt Qu¶ng

NguyÔn

5. TÝnh to¸n kiÓm nghiÖm trôc I:

56,50

28

56,50

F

F

FAY

X11

F

O1

AX

 Ta cã:

A

B

O2
F

F

Y2

F
BX

Z2

F

X2

FX2 = 756.31 N
FY2 = 279,64 N
FZ2 = 31833,33 N
R = 30,45 mm
Lùc khíp nèi : FX1 = (0,2…0,3)2.T/ D
 Trong ®ã: T = 39707,9 Nmm
§êng kÝnh vßng trßn qua t©m c¸c chèt. Tra theo b¶ng 16.10[1] ta cã
D = 63 mm., Suy ra: FX1 = (0,2…0,3)2.T/ D = (0,2…0,3) 2. 31833,33/ 63
= 202,11 …303,17 N
Chän FX1 = 180 N
5.1. TÝnh lùc
∑ FY = − FAY + FY 2 + FBY = 0

∑ m A ( F ) = FY 2 . AO2 − FBY . AB + FZ 2 .R = 0

⇒ FBY =

FY 2 . AO2 + FZ 2 .R 270,64.56,50 + 135,29 .26,67
=
= 171,75 N
AB

113

⇒FAY = FY2 - FBY = 279,64 – 171,75= 107,89
∑ FX = FX 1 + FAX − FX 2 + FBX = 0

∑ m A ( F ) = − FX 1 . AO1 − FX 2 . AO2 + FBX . AB = 0

⇒ FBX =

FX 1 . AO1 + FX 2 . AO2 180.28 + 756,31.56,50
=
= 422,75 N
AB
113

25

BY