Đồ án chi tiết máy

Đồ án chi tiết máy

ĐỖ VĂN HUÂN

Giáo viên hướng dẫn:NGUYỄN LÊ VĂN
1


Đồ án chi tiết máy

ĐỖ VĂN HUÂN

MỤC LỤC:
Phần 1: tính toán động học
I -chọn động cơ…………………………………………………………..3
1 -Chọn động cơ điện một chiều……………………………………….3
2 –điều kiện chọn động cơ……………………………………………..5
II-phân phối tỷ số truyền…………………………………………………5
1-xác định tỷ số truyền chung………………………………………….5
2-tính toán cấc thông số hình học……………………………………...6

Phần 2- thiết kế hộp giảm tốc bánh răng côn trụ 2 cấp……8
I-chọn vật liệu …………………………………………………………..8
II-Xác định ứng suất cho phép…………………………………………..8
III-Tính bộ truyền bánh răng côn thẳng……………………………......10
1-Xác định chiều dài côn ngoài……………………………………..10
2-Xác định thông số ăn khớp……………………………………….10
3-kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc……………………………………..11
4-kiểm nghiệm độ bền uốn………………………………………….13
5-kiểm nghiệm về quá tải…………………………………………...14
6-thông số và kích thước bộ truyền cấp nhanh……………………...15

IV- Tính bộ truyền bánh trụ răng nghiêng……………………………..16
1-chọn vật liệu………………………………………………………16
2-Xác định thông số của bộ truyền………………………………….16
3-kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc……………………………………...17
4-kiểm nghiệm độ bền uốn…………………………………………..19
5-kiểm nghiệm về quá tải……………………………………………20
6-thông số và kích thước bộ truyền cấp nhanh……………………...20
7-điều kiện bôi trơn………………………………………………….20

Phần 3-tính toán thiết kế bộ truyền xích…………………21
I-chọn loại xích…………………………………………………….....21
II- Xác định các thông số của xích trong bộ truyền…………………..21
1-Xác định số răng đĩa xích…………………………………………21
2-Xác định bước răng p …………………………………………….21
3-tính sơ bộ khoảng cách trục:………………………………………22
4-Xác định số mắt xích x……………………………………………22
III- Kiểm nghiệm xích về độ bền……………………………………..23
IV -Tính đường kính đĩa xích………………………………………...23
1-Đường kính vòng chia đĩa xích……………………………………23
2-Xác định đường kính đỉnh đĩa xích……………………………….24
Giáo viên hướng dẫn:NGUYỄN LÊ VĂN
2


Đồ án chi tiết máy

ĐỖ VĂN HUÂN

3-Xác định đường kính vòng đáy……………………………………24
V - Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc…………………………..24

VI - Các lực tác dụng lên trục………………………………………25

Phần IV: Tính toán thiết kế trục………………………….25
I - Chỉ tiêu tính toán…………………………………………………25
II- Trình tự thiết kế…………………………………………………..25
1-Xác định sơ đồ đặt lực………………………………………….26
2-Tính sơ bộ đường kính trục…………………………………….28
3-Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực………..28
4-Tính toán cụ thể………………………………………………...30

Phần V: Tính chọn ổ lăn…………………………………50
I-Tính ổ theo trục 1…………………………………………………50
1-chọn loại ổ lăn………………………………………………...50
2-chọn kích thước ổ lăn a-chọn ổ lăn theo khả năng tải động ..50
b-chọn ổ lăn theo khả năng tải tĩnh….53
II-Tính ổ theo trục 2…………………………………………………53
1-chọn loại ổ lăn…………………………………………………54
2-chọn kích thước ổ lăn a-chọn ổ theo khả năng tải động…….54
b-chọn ổ theo khả năng tải tĩnh…......56
II-Tính ổ theo trục 3…………………………………………………56
1-chọn loại ổ lăn…………………………………………………56
2-chọn kích thước ổ lăn
a-chọn ổ theo khả năng tải động……56
b-chọn ổ theo khả năng tải tĩnh……..58

Phần VI:Kết cấu vỏ hộp………………………………..58
I-Vỏ hộp……………………………………………………………..58
1-Tính kết cấu vỏ hộp……………………………………………58
2-Kết cấu bánh răng …………………………………………….58
3-Kết cấu nắp ổ………………………………………………….58

II-Một số chi tiết khác ………………………………………………60
1-Cửa thăm……………………………………………………...60
2-Nút thông hơi…………………………………………………61
3-Nút tháo dầu…………………………………………………..61
4-Kiểm tra tra mức dầu ………………………………………...61
5-Chốt định vị…………………………………………………...61
6-Ống lót và nắp ổ………………………………………………62
7-bulông vòng…………………………………………………..62

Phần VII:Bôi trơn hộp giảm tốc………………………….63
Phần VIII:Xác định và chọn các kiểu lắp………………..64
Giáo viên hướng dẫn:NGUYỄN LÊ VĂN
3


Đồ án chi tiết máy

ĐỖ VĂN HUÂN

Phần1: Tính toán động học
chọn động cơ

I-

Chọn động cơ là công việc đầu tiên trong quá trình tính toán thiết kế
chi tiết máy. Việc chọn động cơ phù hợp có ảnh hưởng rất nhiều đến các công
việc sau này. Đặc biệt là bản vẽ chi tiết.

1* Chọn động cơ điện một chiều
〉

a Xác định công suất đặt trên trục động cơ : Pđc
*Điều kiện để chọn công suất động cơ là: Pđc>Pyc
Trong đó

Pyc=Ptd=

Pct * β
η

với Pct là công suất trên trục công tác
*Do bộ truyền có 2 tải đối xứng và sử dụng bộ truyền xích nên ta có
2* F *v
1000.n

Pct=
Do lực kéo băng tải 2F=10000 N
vận tốc băng tải v=0.3 m/s
Vậy

Pct=

10000 * 0.3
1000.076

=3,95 kw

*Hiệu suất truyền động là
n

η = ∏ η i = η ot2 * η x2 * η ol3 * η brt * η brc * η k
i =1

Với

η
η

ot

hiệu suất ổ trượt

ol

hiệu suất ổ lăn

x

hiệu suất bộ truyền xích

kn

hiệu suất khớp nối

η
η

η

brt

hiệu suất bánh răng trụ

Giáo viên hướng dẫn:NGUYỄN LÊ VĂN
4


Đồ án chi tiết máy
η

ĐỖ VĂN HUÂN

hiệu suất bánh răng côn

brc

ηot

bảng 1
Số lượng
2

Giá trị
0.985

ηol

3

0.993

ηx

2

0.93

ηkn

1

0.99

ηbrt

1

0.97

ηbrc

1

0.96

Hiệu suất

Vậy ta có:

η

= 0.9852*0.9933*0.932*0.99*0.97*0.96
= 0.76

*Hệ số tải trọng tương đương :

β

β

 n  Pi  2 t i
∑   *
 i =1  P1  t ck







β

 n  Ti  2 t i
∑   *
 i =1  T 1  t ck








=
Do P tỉ lệ T nên ta có

=

=

<1

  Tmm  2 t mm  T 1  2 t1  T 2  2 t 2

*
+
* +
*
  T 1  t ck  T 1  t ck  T 1  t ck


Giáo viên hướng dẫn:NGUYỄN LÊ VĂN
5







Đồ án chi tiết máy

ĐỖ VĂN HUÂN
3
4
4
 2
+ 12 * + 0.7 2 * 
1.5 *
8 * 3600
8
8


=
=0.86
từ đó ta có

β
η

Pyc=Pct* =3,95*

〉

0.86
0.76

=4,46 kw

b Xác định tốc bộ đồng bộ của động cơ: nđc

ta có
nsb=nct*usb
*Xác định nct số vòng quay trên trục công tác
60000 * v
∏ *D

Trong đó

nct=
v: vận tốc của tải v=0.3 m/s
D: đường kính tang tải D=300 mm

60000 * 0.3
3.14 * 300

nct=
=19,10 v/ph
*Chọn tỉ số truyền sơ bộ usb
usbhệ=usbh*usbng
usbng tỉ số truyền sơ bộ của bộ truyền ngoài
Do bộ truyền ngoài là bộ truyền xích nên ta chọn usbng=3
Chọn sơ bộ tỉ số truyền hộp usbh=19
Vậy
usbhệ=3*19=57
Khi đó ta có nsb=nct*usbhệ=19,10*57=1088 v/ph
2*** ĐIỀU KIỆN ĐỂ CHỌN ĐỘNG CƠ LÀ
*Pđc >Pyc
≈

*nđb nsb

*Tk/Tdn >Tmm/T1=1.5
Dựa vào bảng P1-3 trang 236 sách “ tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí”
tập 1 (TK1)
Ta chọn loại động cơ có nđb=1500 v/ph và pyc= 4.46 kw
bảng 2
Kí hiệu động cơ
Công suất động cơ (kw)
Số vòng quay của động cơ
(v/ph)

4A112M4Y3
5.5 kw
1425 v/ph

Giáo viên hướng dẫn:NGUYỄN LÊ VĂN
6


Đồ án chi tiết máy

ĐỖ VĂN HUÂN

Tỷ số

Tk/Tdn=2.0

Do Pđc>Pyc & Tk/Tdn>Tmm/T1=1.5
Nên động cơ 4A112M4Y3 thoả mãn yêu cầu

Phân phối tỷ số truyền

II-

1* Xác định tỷ số truyền chung
1425
19.10

uch= nđc/nct =
=74.6
lại có
uch=uh*ung
chọn trước tỷ số truyền của bộ truyền xích là

ung=3

74.6
3

suy ra tỷ số truyền
uh=
=24.8
*xác định u1,u2
với u1 là tỷ số truyền của cặp bánh răng côn (cấp nhanh)
u2 là tỷ số truyền của cặp bánh răng trụ (cấp chậm)
ta chọn Kbe=0.3
ψ

=1.2
[K01]= [K02]
Ck=1.1

bd2

⇒

λ
k

⇒

=

2.25 *ψ bd 2 * [ K 02 ]
(1 − K be ) * K be * [ K 01 ]

=

2.25 *1.2
(1 − 0.3) * 0.3

=12.9

λk * C = 12.9 *1.1 = 17.1
3
k

3

từ đồ thị h3.21(TK1) ta tìm được
U sb
U 1 *U 2

U1 = 4.7

U 2 = 4.2

74.6
= 3.8
4.7 * 4.21

ta tính lại Ung=
=
2*Tính toán các thông số hình học
Nguyên tắc
Pi :tính từ trục công tác về trục động cơ
Giáo viên hướng dẫn:NGUYỄN LÊ VĂN
7


Đồ án chi tiết máy

ĐỖ VĂN HUÂN

Ni:tính từ trục động cơ đến trục công tác
*Tính công suất trên các trục
Ta có:
Công suất trên trục công tác
Pct= 3.95 kw
Pct
3.95
=

η otη x 0.985 * 0.93

Công suất trên trục III là :P3=
Công suất trên trục II là :P2=
Công suất trên trục I là

=4.31 kw

P3
4.31
=
=
ηbrt *ηol 0.97 * 0.993

:P1=

P2
4.47
=
=
ηbrt *ηbrc 0.97 * 0.96

4.47 k w
4.80 kw

Công suất trên trục động cơ là
P’đc=

P1
4.80

=
=
ηol *η kn 0.993 * 0.99

4.88 kw

*Tính số vòng quay trên các trục
Ta có :
Số vòng quay của trục động cơ là:nđc =1425 v/ph
Số vòng quay của trục I là: n1=
Số vòng quay của trục II là: n2=

ndc
=
Ukn

nđc=1425 v/ph

n1 1425
=
=
u1
4.7

303.2 v/ph

n2 303.2
=
=
u2

4.2

Số vòng quay của trục III là :n3=
Số vòng quay của trục công tác là:

72.8 v/ph

n3
72.8
=
Ung
3.8

nct=
*Tính mômen xoắn trên từng trục
Ta có:
Trên trục động cơ:

= 19.10 v/ph

Giáo viên hướng dẫn:NGUYỄN LÊ VĂN
8


Đồ án chi tiết máy

ĐỖ VĂN HUÂN
Pdc'
4.88
= 9.55 *106 *

= 32704.5
ndc
1425

Tđc=9.55*106*
Trên trục I là: T1=9.55*106*

P1
4.80
= 9.55 *106 *
= 32168.4
n1
1425

Trên trục II là: T2=9.55*106*

trục
tỷ số
truyền
Công suất
P kw
số vòng
n v/ph
Momen
xoắn
T N.mm

trục
đc

P3
4.31
= 9.55 *106 *
= 565391.4
n3
72.8

N.mm
N.mm

Pct
3.95
= 9.55 *106 *
= 1975000
nct
19.10

Trục
I

Uk=1

N.mm

P2
4.47
= 9.55 *106 *
= 140793.2
n2
303.2

Trên trục III là: T3=9.55*106*
Trên trục công tác:
Tct=9.55*106*
Vậy ta có bảng sau:

N.mm

Trục
II

U1=4,7

N.mm

Trục
III

U2=4,2

Trục
Công tác

Ux=3,8

4.88

4.80

4.47

4.31/2

1425

1425

303.2

72.8

32704.3

32168.4

140793.1

565391.4/
2

3.95
19.10
1975000

Phần II:
Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng côn
Giáo viên hướng dẫn:NGUYỄN LÊ VĂN
9

Đồ án chi tiết máy

ĐỖ VĂN HUÂN

trụ 2 cấp
*Số liệu đầu vào
P1=4.80 kw
P2=4.47 kw
n1=1425 v/ph
n2=303.2 v/ph
uh=19.3 ta đã tìm được u1=4.7
u2=4.2
lh=10000 giờ
tải trọng thay đổi theo sơ đồ

I-

Chọn vật liệu

Do không có yêu cầu gì đặc biệt nên theo 6.1 (tr90 TK1)
Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB=241…285
σ

σ

Có b1=850 Mpa
ch1=580 Mpa
Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB=192…240
Có

σ

=750 Mpa

b1

σ

=450 Mpa

ch1

II - Xác định ứng suất cho phép
Theo bảng 6.2(tr94 TK1)
với thép tôi cải thiện đạt độ rắn HB=180…350
ta có
σ H0 lim = 2 HB + 70

δ H = 1 .1
σ F0 lim = 1.8HB

δ F = 1.75

Chọn dộ rắn bánh nhỏ HB1 =245
Chọn dộ rắn bánh nhỏ HB2 =230
Khi đó
σ H0 lim1 = 2 * 245 + 70 = 560 Mpa

σ F lim1 = 1.8 * 245 = 441Mpa
σ H0 lim 2 = 2 * 230 + 70 = 530 Mpa


σ F lim 2 = 1.8 * 230 = 414Mpa

Giáo viên hướng dẫn:NGUYỄN LÊ VĂN
10


Đồ án chi tiết máy

ĐỖ VĂN HUÂN

σ F0 lim

σ H0 lim

&
lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho
phép ứng với số chu kì cơ sở
NHO số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
NHO1=30*HB2.4 =30*2452.4 =1.6*107
NHO2=30*HB2.4 =30*2302.4 =1.39*107
số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

NHE =60c*

 NHE2 =60c*

 T
∑  T i
 max

3


t
 * i
 ∑ ti

 T
∑  T i
 max

n1
* ∑ ti
u1

3


t
 * i
 ∑ ti

*
=60*1*1425/4.7*10000*(13*4/8+0.73*4/8)
=12.21*107 >NHO2
Do đó hệ số tuổi thọ KKL2=1
Do NHE2 < NHE1(u2Suy ra NHE1 > NHO1 do đó KHL1=1
chọn sơ bộ ZR ZV Zxl=1

theo 6.1a ta có
[

σ

σ

H1

]=

σ

σ

o

*KHL1/

Hlim1

δ

δ

=560/1.1=109 Mpa

H

[ H2]= oHlim2*KHL2/ H=530/1.1=481.8 Mpa

*với cấp nhanh sử dụng răng thẳng & NHE1 > NHO1 => KHL=1
do đó
σ

σ

σ

σ

σ

σ

σ

[ H]’=min([ H1]; [ H2])= [ H2]=481.8 Mpa
*với cấp chậm sử dụng răng nghiêng
Theo 6.12 ta có
[ H]=1/2*([ H1]; [ H2])=(509+481.8)/2=495.4 <1.25[
Tính ứng suất uốn cho phép
Ta có NFE số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
 T
∑  T i
 max





mf

*

σ

ti

∑t

i

NHE =60c*
Trong đó mf=6 là bậc của đường cong mỏi ( do HB<350Mpa )
NFE2=60*1*1425/4.7*10000(164/8+0.764/8)
=10.3*107
Giáo viên hướng dẫn:NGUYỄN LÊ VĂN
11

H2

]


Đồ án chi tiết máy

ĐỖ VĂN HUÂN

Do NFO số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
NFO=4*106 với mọi loại thép

 NFE2 > NFO => KFL2=1
 Do u2<u1 => NFE2< NFE1 => NFE1> NFO =>KFL1=1
 ứng uốn cho phép :
SF
SF
- là hệ số an toàn khi tính về uốn. Theo bảng 6.2[1]/92:
=1,75
YR
- là hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng
YS
- là hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất
K XF
là hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

chọn sơ bộ YR.YS.KxF=1
σ

σ

[ F]= oFlim*KFC*KFL/SF
với KFC hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải
do tải quay 1 chiều nên KFC=1
[
[

σ

σ

]=441*1*1/1.75=252 Mpa

F1

]=414*1*1/1.75=236.5 Mpa

F1

*ứng suất quá tải cho phép
[
[
[

σ

σ
σ

]

H max

=2.8min (

] =0.8

F1 max

] =0.8

F1 max

σ

σ

σ

ch1

;

σ

ch2

)=2.8

σ
ch2

=2.8*450=1260 Mpa

=0.8*580=464 Mpa

ch1
ch2

=0.8*450=360 Mpa

III – Tính bộ truyền bánh răng côn thẳng

1/ Xác định chiều dài côn ngoài
Công thức thiết kế
-Theo CT6.52a[1]/110:
2
Re = K R u2 + 1. 3 T1 K H β / (1 − K be ) K be u [ σ H ] 

Trong đó:

Giáo viên hướng dẫn:NGUYỄN LÊ VĂN
12


Đồ án chi tiết máy

+

ĐỖ VĂN HUÂN

KR

là hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng. Với
K R = 0,5 K d
truyền động bánh răng côn răng thẳng có:
=0,5.100=50(MPa1/3)
K Hβ
+
là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng
K be
+
là hệ số chiều rộng vành răng:

u1 = 4

.7,chọn

K be

=0,25=>

K be * u1 0.25 * 4.7
=
= 0.67
2 − K be
2 − 0.25

+Theo bảng 6.21[1]/111, trục lắp trên ổ đũa ,tra truy hồi ta có:

K Hβ

=1,14
4 .7 + 1

3

2

Re=50

*

32168.4 *1.14

(1 − 0.25) * 0.25 * 4.7 * 481.82

=131.6 mm

2/ Xác định các thông số ăn khớp:
2 *131.6

1+ u

2
1

1 + 4.7 2

= 54.81mm

-Số răng bánh nhỏ: de1=2*Re/
=
tra bảng 6.22[1]/112=>Z1p=15. Với HB<350, Z1=1,6Z1p=1,6.15=24 răng
-Đường kính trung bình và mô đun trung bình
dm1=(1-0.5Kbe)de1=(1-0.5*0.25)*54.81
=47.95 mm
mtm=dm1/Z1=47.95/24= 1.998 mm
-Xác định mô đun:
mte=mtm/(1-0.5Kbe)=1.998/(1-0.5*0.25)=2.27 mm
mte = 2,5(mm )
Theo bảng 6.8 lấy theo tiêu chuẩn
, do đó:
-Ta tính lại dm1 & mtm
mtm=mte*(1-0.5Kbe)=2.5(1-0.5*0.25)=2.19 mm

vậy Z1=dm1/mtm=54.81/2.19=25.02
lấy Z1=25 răng
-Xác định số răng bánh 2 và góc côn chia
Z2 = uZ1=4.7*25=117.1 răng chọn Z2=116 răng
δ1

=arctg(Z1/Z2)= arctg(25/116)=12o1’20”

Giáo viên hướng dẫn:NGUYỄN LÊ VĂN
13


Đồ án chi tiết máy
δ2

o

ĐỖ VĂN HUÂN
δ1

=90 - =77o58’40”
Theo bảng 6.20[1]/110, chọn hệ số dịch chỉnh đều x1=0.4,x2= -0,4
-Đường kính trung bình của bánh nhỏ:
dm1=Z1*mtm=25*2.19=54.75 mm
Chiều dài côn ngoài :
Re=0.5*mte*

Z 12 + Z 22

=0.5*2.5*

252 + 1162

=148.3 mm

3/ Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo CT6.58[1]/113:

σ H = Z M .Z H . Z ε

2T1 K H u 2 + 1
2
≤
σ
= [ σ H ] Z R .ZV .K XH
[
]
H
0,85bd m2 1u

Trong đó:
ZM
là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp.
ZM
Tra bảng 6.5[1]/94:
=274(Mpa1/3)
ZH
là hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.
Do xt=x1+x2=0 va do

β

=0
ZH

Tra bảng 6.12[1]/104:
=1,76
Zε
- là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
εα

hệ số trùng khớp ngang
εα

=[1.88-3.2(1/25+1/116)]*cos
=1.72

βm

Theo 6.59a[1]/113 =0.87
KH
là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc. Theo CT 6.61[1]/114:
K H = K H β K Hα K HV
+

K Hβ

=1,14(theo tính toán phần trên)

Giáo viên hướng dẫn:NGUYỄN LÊ VĂN

14


Đồ án chi tiết máy

+

ĐỖ VĂN HUÂN

K Hα

=1(bánh răng côn răng thẳng)
VH bd m1 /(2T1 K H β K Hα )
K HV
+
=1+
Vận tốc vòng :
Πd m1

v=

n1
1425
= 3.14 * 54.75 *
= 4.08
60000
60000

m/s
-Theo bảng 6.13[1]/106, chọn cấp chính xác 8.

-Theo (6.64)
ν H = δ H * g 0 * v * d m1 *

Với

δH
g0

u1 + 1
u1

=0,006(tra bảng 6.15 trang107 TK1)
=56(bảng 6.16)

ν H = 0.006 * 56 * 4.08 * 54.75 *

=>
vậy
ν H*b *

4 .7 + 1
= 11.17
4 .7

d m1
54.75
= 1 + 11.17 * 37.075 *
2T1 * K Hα * K Hβ
2 * 32168.4 *1 *1.14

KHv=1+
=1.30
Trong đó b=Kbe*Re=0.25*148.3=37.075 mm
chọn sơ bộ b=35 mm
=> KH=1.14*1*1.30=1.482
Do đó ta có
σ H = 274 *1.76 * 0.87 * 2 * 32168.4 *1.482

4 .7 2 + 1
0.85 * 37.075 * 54.752 * 4.7

=426.1Mpa
Ta có
[ σ H ] ' = [ σ H ] ZV Z R K xH = 481.8.1.1.1 = 481.8( MPa )
-

Giáo viên hướng dẫn:NGUYỄN LÊ VĂN
15


Đồ án chi tiết máy

ĐỖ VĂN HUÂN

→ ZV
Trong đó : v =4.08 m/s<5m/s
=1 hệ số ảnh hưởng
của vận tốc vòng; chọn cấp chính xác tiếp xúc 7,
µm
Ra=0.63…1,25

→ ZR
→ K xH
=1;da <700mm
=1
σH < [σH ] '

-Như vậy
nhưng chênh lệch không nhiều

[σ H ]' − σ H 481.8 − 476.50
=
= 1.1
[σ H ]'
481.8

o

/o

Nên thỏa mãn

4/ Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Theo CT6.66[1]/114:

σ F 1 = 2T1 K FYε YβYF 1 /(0,85bmm1d m1 ) ≤ [ σ F 1 ]
σ F 2 = σ F 1YF 2 / YF 1 ≤ [ σ F 2 ]

Trong đó:
-T1 là mô men xoắn trên bánh chủ động
-KF là hệ số tải trọng khi tính về uốn. Theo CT6.67[1]/115:

K F = K F β K Fα K FV
với Kbe = =0.23
tỉ số

K F β = 1,34

-Tra nội suy theo bảng 6.21 trang 133 TK1 ta có:
K Fα
=1(bánh răng thẳng)
VF bd m1
d (u + 1)
K FV = 1 +
VF = δ F g0v m1
2T1 K F β K Fα
u
(CT6.68[1]/115) với
(6.68a)
δ F = 0,016
Tra bảng 6.15[trang 107 TK1] :
6.16[trang 107 TK1] : 56
Thay số
Giáo viên hướng dẫn:NGUYỄN LÊ VĂN
16


Đồ án chi tiết máy

ĐỖ VĂN HUÂN

ε α = 1,71 → Yε = 1/1,71 = 0,585

Theo trên ta có
Yβ
Yβ
- là hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng =1
YF 1 ,YF 2
là hệ số dạng răng

δ1

Với Zv1 =Z1/cos =25/0.978 = 25.3 răng
δ2
Zv2 =Z2/cos =100/0.208 = 518,5 răng
Và x1=0,4, x2=-0,4
Tra bảng 6.18[1]/107=> YF1=3,45; YF2=3,63
Thay số

< [ σ F 1 ] = 252 Mpa

σ F1 < [ σ F1 ]

σF2 < [σF2]

Ta thấy
và
Như vậy độ bền uốn được đảm bảo.

5/ kiêm nghiệm về quá tải
Tmm
T1

Theo đầu bài, ta có hệ số quá tải : kqt=
=1,5
để tránh biến dạng dư hoặc gẫy giòn lớp bề mặt
Theo CT6.48[1]/108:
σ Hmax = σ H kqt = 476,50 1,5 = 583.6( MPa) < [ σ Hmax ] = 1620( MPa )
Theo CT6.49[1]/108:
Như vậy răng thỏa mãn điều kiện về quá tải.
6/ CÁC THÔNG SỐ VÀ KÍCH THƯỚC CỦA BỘ TRUYỀN BÁNH
RĂNG CẤP NHANH

Giáo viên hướng dẫn:NGUYỄN LÊ VĂN
17


Đồ án chi tiết máy

Thông số
Chiều dài côn ngoài
Chiều rộng vành răng
Chiều dài côn trung bình
Số răng bánh răng
Góc nghiêng bánh răng
Hệ số dịch chỉnh
Đường kính chia ngoài
Góc côn chia

ĐỖ VĂN HUÂN

Kí hiệu
Re

b
Rm
Z1,Z2

Re=0,5mte
b=KbeRe
Rm=Re - 0,5b

x1,x2
de
δ

de1=mteZ1; de2=mteZ2
δ1 = arctg(Z1 / Z 2 )

β

Chiều cao răng ngoài
he

Z12 + Z 22

δ 2 = 900 − δ1
he = 2hte .mte + c

Chiều cao đầu răng ngoài
Chiều cao chân răng ngoài

Công thức

hae

Đường kính đỉnh răng
ngoài

h fe

Môđun vòng ngoài

d ae

, với

hte = cosβ m c = 0,2mte
,
hae1 = (hte + xn1cosβ m )m te
hae 2 = 2hte mte − hae1

h fe1 = he − hae1

d ae1 = d e1 + 2hae1cosδ 1
mte
Giáo viên hướng dẫn:NGUYỄN LÊ VĂN
18

148,3(mm)
35(mm)
120,53(mm)
Z1=25;Z2=116
00

x1,2=0,4;0,4(mm)
57,5&270(m
m)
17o1’20’’
72o58’40’’

h fe 2 = he − hae 2

Tỉ số truyền

Kết quả

5,5mm
3,5mm
1,5mm
2 mm
4 mm
64,35mm
270.62 mm
2,5mm
4,7


Đồ án chi tiết máy

ĐỖ VĂN HUÂN
um

d ae 2 = d e 2 + 2hae 2
m te = mtm /(1 − 0,5 K be )

IV- Tính bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm răng
nghiêng
1.Chọn vật liệu
Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa
trong thiết kế nên ta chọn vật liệu của bộ truyền cấp chậm như bộ truyền cấp
nhanh.
2.XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN
Giáo viên hướng dẫn:NGUYỄN LÊ VĂN
19


Đồ án chi tiết máy

ĐỖ VĂN HUÂN
aw = K a ( u2 + 1) 3

T2 K H β

[σ ]
H

2

u2 Ψ ba

-Theo CT6.15a[1]/94:
Trong đó:
Ka
+

là hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng.
Ka
Tra bảng 6.5[TK1]/94 được
= 43(MPa)1/3 do răng nghiêng
+ T2 là mô men xoắn trên bánh chủ động, T2 = 147722,6 Nmm
Ψ ba = 0, 4
+ Theo bảng 6.6 [TK1]/95 chọn
(bộ truyền không đối
xứng)
+Theo bảng 6.16[TK1]/95:
Ψ bd = 0,53Ψ ba (u2 + 1) = 0,53.0, 4(4,1 + 1) = 1,08
+Theo bảng 6.7[TK1]/96: theo sơ đồ 5
K Hβ
=1,08 tra theo truy hồi
Thay số ta có:
Lấy sơ bộ (mm)
 Xác định các thông số ăn khớp:
Theo CT 6.17 [1]/97:
Theo bảng tiêu chuẩn 6.8 chọn m = 2,5(mm)
β
β = 100
Chọn sơ bộ
, do đó cos =0,9848.
Theo CT6.31[1] số răng bánh nhỏ:
. Lấy Z1 = 24 răng
Số răng bánh lớn : Z2 = uZ1=4,2.26 = 100. Lấy Z2 = 100 răng
Tỉ số truyền thực :
-Đường kính vòng chia:
-Chiều rộng vành răng : =0,4.160=64
-Đường kính đỉnh răng:

- Đường kính đáy răng:
Giáo viên hướng dẫn:NGUYỄN LÊ VĂN
20


Đồ án chi tiết máy

ĐỖ VĂN HUÂN

(mm)

3.KIỂM NGHIỆM RĂNG VỀ ĐỘ BỀN TIẾP XÚC
Theo CT6.33[1]/103, ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:
2T2 K H ( u2 + 1)
σ H = Z M .Z H .Z ε
2
bw um d w2
Trong đó:
ZM
là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp.
ZM
Tra bảng 6.5[1]/94:
=274(Mpa1/3)
ZH
là hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.
2cosβ b
ZH =
sin2α tw
Theo CT6.34[1]:
Theo CT6.35[1]:

=13o12’18”
α t = α tw = arctg (tgα / cosβ ) = arctg (tg 200 / 0,97) = 20,57 0
Với
Z H = 2cos(13.2 o ) / sin(2.20,57 o ) = 1,72
Do đó :
Zε
- là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
b sin β 68.sin14.07 0
εβ = w
=
= 1,98 > 1
mΠ
2,5.3,14
Theo 6.37[1]/103, hệ số trùng khớp d
= [1,88-3,2(

-

KH

là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc. Theo CT 6.61[1]/114:
K H = K H β K Hα K HV
+
+

K Hβ

=1,08( tính ở trên)

K Hα

Giáo viên hướng dẫn:NGUYỄN LÊ VĂN
21


Đồ án chi tiết máy

ĐỖ VĂN HUÂN

đường kính vòng lăn bánh nhỏ
dw2=
Vận tốc vòng :
V < 4m/s, tra bảng 6.13[1] chọn cấp chính xác động học là 9
→ K Hα
= 1,13
VH bw d w1
K HV = 1 +
2T2 K H β K Hα
+
v H = δ H g0v aw / um
Với
→ δ H = 0,006
Tra bảng 6.15[TK1]/105
→ g0 = 73
6.16

Thay số :
-Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép: Theo CT6.1 với
→ Zv = 1
v=1,06m/s < 5m/s

-với cấp chính xác động học là 9 Ra: 2.5…1.25 nên
→ Z R = 0,95.d a < 700mm , K XH = 1
do đó:

[σ ] ' = [σ ] Z
H

H

V

Z R K xH = 495.4.0,95.1.1 = 470,7( MPa )

→σH < [σH ] '
470, 7 − 453
= 3.7
470, 7

o
ta có
/o
Vậy điều kiện tiếp xúc được đảm bảo.
Vậy ta chọn bw=70 mm
4.KIỂM NGHIỆM RĂNG VỀ ĐỘ BỀN UỐN
σ F 1 = 2T2 K FYεYβYF 1 /(bwd w1m ) ≤ [ σ F 1 ]

Giáo viên hướng dẫn:NGUYỄN LÊ VĂN
22

(6.43)

Đồ án chi tiết máy

ĐỖ VĂN HUÂN

σ F 2 = σ F 1YF 2 / YF 1 ≤ [ σ F 2 ]
Trong đó:

(6.44)
K F β = 1,16

Ψ bd = 1,08

Theo bảng 6.7 với
ta có
Với v = 0,96(m/s) < 2,5(m/s), tra bảng 6.14[1], cấp chính xác 9 thì
K Fα = 1,37
.

Tra bảng 6.15
6.16

Với

→ δ F = 0,006
→ g0 = 73

ε α = 1,655 → Yε = 1/1,655 = 0,6

β = 14,070 → Yβ = 1 − 14,07 0 /1400 = 0,90

Số răng tương đương :
3

Zv1 =Z1/cos

β

β

=24/0,973 =26

Zv2 =Z2/cos3 =100/0,973 = 109,5
Với Zv1 = 26 ,Zv2 =109 và hệ số dịch chỉnh x1 = x2 =0, tra bảng 6.18
YF 1 = 3,85

YF 2 = 3,60

ta có
Ứng suất uốn :
=252(Mpa)
=236,5(Mpa)

Vậy độ bền uốn được thỏa mãn.
5.KIỂM NGHIỆM RĂNG VỀ QUÁ TẢI
Theo đầu bài, ta có hệ số quá tải : kqt=1,5
Theo CT6.48[1]/108:
σ Hmax = σ H kqt = 495,4 1,5 = 606,7( MPa ) < [ σ Hmax ] = 1260( MPa )
Theo CT6.49[1]/108:

=

Giáo viên hướng dẫn:NGUYỄN LÊ VĂN
23


Đồ án chi tiết máy

ĐỖ VĂN HUÂN

Như vậy răng thỏa mãn điều kiện về quá tải.

6.CÁC THÔNG SỐ VÀ KÍCH THƯỚC CỦA BỘ TRUYỀN
Thông số

Kết quả

Khoảng cách trục
Môđun pháp
Chiều rộng vành răng
Tỉ số truyền
Góc nghiêng của răng
Số răng bánh răng
Hệ số dịch chỉnh
Đường kính chia
Đường kính đỉnh răng
Đường kính đáy răng

aw = 160mm
m = 2,7 mm

bw = 70 mm
u2 = 4,2 m/s
β = 14,07 0
Z1 = 24 , Z2 = 100
x1 = x2 = 0
d1 = 62mm ; d2 = 260mm
da1 = 67mm; da2 = 265mm
df1 = 55,75mm; df2 = 258,75mm

7-Điều kiện bôi trơn
d2
273
=
= 1,15
d m 2 236,5
∈ (1,1 → 1,3)

vậy đã thỏa mãn điều kiện bôi trơn

PhầnIII:

Thiết kế bộ truyền xích

Số liệu đầu vào :
tỷ số truyền: Ux=3.8
công suất :P3’=P3/2=4.31/2=2.155 kw
số vòng quay: n3=72.8 v/ph

Giáo viên hướng dẫn:NGUYỄN LÊ VĂN
24

Đồ án chi tiết máy

ĐỖ VĂN HUÂN

I - Chọn loại xích
Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp nên ta chọn xích con lăn

II - Xác định các thông số của xích trong bộ truyền
1*Xác định số răng đĩa xích
Chọn số răng đĩa xích nhỏ:
Vậy ta chọn Z1=25 răng
Suy ra số răng đĩa xích lớn là Z2=3.8*Z1=3.8*25=95 răng
Tỷ số truyền thực Ux=95/25=3.8
2*Xác định bước răng p
*Công suất tính toán:
Pt =
Ta có
với Z1=25

⇒

P3' * k * kz * kn
kx
≤

[P]

kz=25/Z1=25/25=1 hệ số số răng

⇒

với n01=50 v/ph
kn=n01/n1=50/72.8=0.68 hệ số số vòng quay
lại có k=ko*ka*kđc*kb*kđ*kc
*ko hệ số ảnh hưởng đến cách bố trí bộ truyền
do đường nối tâm 2đĩa xích làm với đường ngang 1 góc
30o<60o vậy ko=1
*ka hệ số xét đến chiều dài xích ka=1( do chọn a=40p)
*kđc hệ số xét đến khả năng điều chỉnh lực căng xích
Do xích có dịch chỉnh nên kđc =1
*kb hệ số xét đến điều kiện bôi trơn
Bôi trơn định kì trong môi trường có bụi
kb=1.3
*kđ hệ số tải trọng động
Do có va đập nhẹ nên kđ=1.2
*kc=1.25 tra theo bảng 5.6(tr82 TK1) bộ truyền làm 2 ca
*kx hệ số xét đến ảnh hưởng của số dãy xích
Có 1 dãy nên kx=1
Vậy k=1*1*1*1.3*1.2*1.25=1.95
Khi đó công suất tính toán
Pt=2.155*1.95*1.09*0.68=3.4 kw

**TỪ ĐÓ TA CÓ
Giáo viên hướng dẫn:NGUYỄN LÊ VĂN
25