BTL chi tiết máy Nguyễn Văn Thạnh Bách Khoa tp Hcm

1.Thiết kế bánh răng trụ răng thẳng 12:
Chọn vật liệu chế tạo bánh răng:
Thép 40Cr Thường hóa tôi cải thiện
Bánh dẫn: σb = 930 MPa ; σch = 690 MPa ; HB = 260…280
Bánh bị dẫn: σb = 830MPa ; σch = 540 MPa ; HB = 240…260
Số chu kỳ làm việc cơ sở
NHO = 30HB2,4 = 30.2702,4 = 2,05.107 chu kỳ
Và: NFO1 = NFO2 = 5.106 chu kỳ
Xác định ứng suất tiếp làm việc cho phép:
Số chu kỳ làm việc tương đương:
Bánh răng làm việc với chế độ tải trọng không đổi:
NHE = 60cnLh = 60.1.1500.19800 = 1,782.109 chu kỳ
Với c = 1; n = 1500; Lh = 10.300.0,66 = 19800 h.
Vì NHE > NHO nên NHE = NHO Và lấy giá trị KHL = 1.
Theo bảng 6.13, Ta chọn giới hạn mỏi tiếp xúc cho phép và sH cho bánh dẫn :
Vì chọn thép 40Cr thường hóa tôi cải thiện nên:
σ OH lim = 2HB + 70 = 610; sH = 1,1.
Ứng suất tiếp xúc cho phép:

[σH ] =

σ OH lim 0,9
K HL
sH

= = 499,1 MPa.

Theo bảng 6.13, Ta chọn giới hạn mỏi tiếp xúc cho phép và sH cho bánh bị dẫn :
Vì chọn thép 40Cr thường hóa tôi cải thiện nên:
σ OH lim = 2HB + 70 = 570; sH = 1,1.
Ứng suất tiếp xúc cho phép:

[σH ] =

σ OH lim 0,9
K HL
sH

= = 466,4 MPa.

Vì là bánh răng trụ răng thẳng nên chọn [σH] = 466,4 MPa.
Xác định ứng suất uốn cho phép:
Số chu kỳ làm việc tương đương
NFE = 60cnLh = 1,782.109 chu kỳ.
Vì NFE > NFO ta lấy NFE = NFO nên KFL = 1.

Theo bảng 6.13, Ta chọn giới hạn mỏi tiếp xúc cho phép và sH cho bánh bị dẫn :
Vì chọn thép 40Cr thường hóa tôi cải thiện nên:
σ OH lim = 1,8.HB = 450; sH = 1,75.
Ứng suất tiếp xúc cho phép:

[σF ] =

σ OF lim
K FL
sF

= = 257 MPa

Theo bảng 6.13, Ta chọn giới hạn mỏi tiếp xúc cho phép và sH cho bánh dẫn :

Vì chọn thép 40Cr thường hóa tôi cải thiện nên:
σ OH lim = 1,8.HB = 486; sH = 1,75.
Ứng suất tiếp xúc cho phép:

[σF ] =

σ OF lim
K FL
sF

= = 277.71 MPa

Vậy chọn [σF] = 257 MPa.

Xét bộ truyền được bôi trơn tốt (hộp giảm tốc kín), tính toán thiết kế theo độ bền tiếp
xúc:
Vì bộ bánh răng được xếp đối xứng trục và có HB < 350HB,
nên chọn ψba = 0,3~0,5 lấy ψba =0,4.


ψ bd =

Vậy:

ψ ba (u + 1)
2

= = 1,4.

Theo ψbd ta được KH = KHβ = 1,07.

Tính toán khoảng cách trục aω:
aw = 50(u ± 1) 3

T1 K H β

ψ ba [ σ H ] u
2

= =131,76.
Với T1 = = 47750 N.mm.
Theo dãy 1 ta chọn aω = 160 mm.
Vì HB1 ,HB2 < 350HB nên m = (0,01~0,02).160 = 1,6 ~ 3,2.
Theo dãy 1 ta chọn m = 2,5 mm.

Xác định số răng :
z1.(1+6) = = 18.
 z2 = 108.

Thông số hình học của bộ truyền :
Đường kính vòng chia :
d1 = 18.2,5 = 45 mm.
d2 = 108.2,5 = 270 mm.
Đường kính vòng đỉnh :
dω1 = d1 + 2.m = 50 mm.
dω2 = d2 + 2.m = 275 mm.
Đường kính vòng đáy :
df1 = d1 - 2.m = 40 mm.
df2 = d2 - 2.m = 265 mm.

Chiều rộng vành răng:
Bánh bị dẫn: b2 = ψba.a = 64 mm.
Bánh dẫn: b1 = b1 + 6 = 71 mm.

Tính vận tốc vòng bánh răng:
v = = 3,53429 (m/s).
Vậy cấp chính xác bộ truyền là 9.

Xác định các lực tác dụng lên bộ truyền:
Ft 2 = Ft1 =

Lực vòng :
Lực hướng tâm:

2T1
d1

= 2122,2 N

Fr 2 = Fr1 = Ft1tgα nw

=772,418 N

Chọn hệ số tải trọng động KHV KFV:
Dựa vào cấp chính xác, vận tốc vòng bánh răng và độ cứng bánh răng ta chọn
được hệ số tải trọng động KHV = 1,199 ;KFV = 1,395.
Dựa vào cấp chính xác và vận tốc vòng bánh răng ta chọn được hệ số phân bố
tải trọng không đều KHα = 1,142.
Vì cấp chính xác = 9 nên ta lấy KFα = 1.

 KH = KHβ.KHVKHα = 1,3692.

Ta có ZM = 275 MPa1/2 do vật liệu là thép.
ZH = = 1,764 MPa1/2
Zε = = 0,7732 MPa1/2
Với εα = [1,88 – 3,2()] =1,673.
Xác định ứng suất tính toán σH :
σH =

Z M Z H Zε
d w1

2T1 K H (u + 1)
≤ [σ H ]
bwu


σH = =403,32 Mpa < [σH]
Vậy thiết kế thỏa mãn điều kiện ứng suất tiếp xúc.

YF = 3, 47 +

Xác định hệ số

13, 2 27,9 x
−
+ 0, 092 x 2
zv
zv

.

Cho hệ số dịch chỉnh x = 0. YF = 3,3592.
σF =



YF Ft K F
≤ [σ F ]
bw m

σF = 71 < [σF]

Vậy ứng suất uốn thỏa mãn điều kiện cho phép.


2. Thiết kế trục vít bánh vít 34:
Dự đoán vận tốc trượt vs:
vs ≈ 0, 02 ÷ 0, 05)ω1 ≈

(3, 7 ÷ 4, 6) n1 3
T2
105

= 1,655 ~2,058 m/s.

Chọn vật liệu làm bánh vít trục vít.
Đồng thanh BrSnP10-1 σb = 260 MPa, σch = 150 MPa.
Vít thép C45 σb = 700 MPa, σch = 350 MPa, HB = 250…300 HB.
Được mài bóng, hệ số tải trọng tĩnh K = 1,3.

MoMen quá tải lớn nhất = 2.T2 max
Chọn mối ren
z1 = 2 vì u = 20.
z2 = 40.
=> q = 10.
Hiệu suất truyền động :
η = 0,9(1 – u/200) = 0,81.
Số chu kỳ ứng suất tương đương :
NHE = 60ncLh = 1,485.106 chu kỳ.
[σH] = 0.76σb.=250,8 MPa.
Tính khoảng cách trục aω theo độ bền tiếp xúc :
Với tỷ số truyền u = 20, và hiệu suất chuyền động η= 0,81
=> T2 = 4641300 Nmm.


2


q   170  T2 K H
aw =  1 + ÷ 3 
÷
 z2   [σ H ]  ( q / z2 )

= 278,744 mm.

m = (2.aω)/(z2 + q) =11,14. Vậy chọn m = 12,5.
Tính lại aω = 312,5 mm vậy lấy aω = 315 mm.

Hệ số dịch chỉnh x :
x = aω/m – 0,5.(q + z2) = 0,2

-0,7 < x < 0,7
Vậy giá trị dịch chỉnh thỏa mãn yêu cầu.

Kiểm tra độ bền uốn:
σF =
Với F12 = (2T2max)/(m.z2) = 18565,2 N.
= 0,2 => γ = 11,31o
Số răng tương đương : zv2 = z2/cos3γ = 42,42 răng.
Hệ số dạng răng phụ thuộc YF2 = 1,516
NFE = 60.c.n2.Lh = 1485000 h
Ứng suất uốn cho phép [σF] :
[σF] = (0,25σch + 0,08σb) = 53,396 MPa.
σF = = 18,013 MPa < [σF] .
Vậy độ bền uốn thỏa mãn.

Kích thước trục vít:


Đường kính vòng chia :
d1 = mq = 12,5.10= 125 mm.
Đường kính vòng đỉnh :
da1 = d1 + 2m = 150 mm
Đường kính vòng đáy :
df1 = d1 – 2,4m = 95 mm
Đường kính vòng lăn :
dω1 = m(q + 2x) = 130 mm
Chiều dài phần cắt ren trục vít
b >= (11 + 0,06z2)m + 25 = 192,5 mm
Bước ren và bước xoắn ốc :
p = π.m = 39,27 mm

pz = pz1 = 78,54 mm

Kích thước bánh vít :
Đường kính vòng chia :
d2 = mz2 = 500mm
Đường kính vòng đỉnh :
da2 = m(z2 + 2 + 2x) = 530 mm
Đường kính vòng đáy :
df2 = m(z2 – 2,4 + 2x) = 475 mm
Khoảng cách trục :
aω = 0,5m(q + z2 + 2x) = 315 mm
Đường kính lớn nhất bánh vít
daM2 <= da2 + 6m/(z1 + 2) = 548,75 mm


Chiều rộng bánh vít b2 :
b2 <= 0,75da1 = 112,5 mm

Kiểm nghiệm tốc độ trượt :
νs =

mn1
z12 + q 2
19500

= 1,634 m/s.

Vậy hệ số trượt nhỏ hơn giá trị sơ bộ 1,2% => Thỏa mãn.
Kv = 1,25.
Hệ số tải trọng Kβ = 1,0614 với θ = 86

 Hệ số tải trọng tính K = 1,358

η = 0,95.

Hiệu suất
f '=

Lấy

0, 048
vs0,36

tgγ
tg (γ + ρ ')

= 0,76

( cặp thép – đồng thanh)

Tính tỏa nhiệt:
t1 = t0 + = 50,836o < 95o => thỏa mãn.

Xác định các lực
Ft 2 = Fa1 =

2T2
d2

= 17419,2 N

Ft1 = Fa 2 = Ft 2tg (γ + ρ ')
Fr1 = Fr 2 = Ft 2tgα

= 4217,366 N

= 6340,07 N

Kiểm tra độ cứng trục vít:


f =

l 3 Fr21 + Ft12
≤[ f ]
48 EI e

Với E = 2,1.105 (Trục vít bằng thép)
Ie = 261355903,7 mm4
f = 0,0173 thỏa mãn

3. Thiết kế bộ truyền xích 56:
Chọn loại xích con lăn.
z1 = 29 – 2u = 25,5 => z1 = 25.
z2 = 43 => u ≈ 1,72
Tính toán hệ số điều kiện sử dụng xích:
Xích nằm ngang, khoảng cách xích a = 40pc, trục không điều chỉnh được, bôi trơn nhỏ
giọt, bộ truyền êm, làm việc 1 ca.
 K = 1,25

Pt =

KK z K n P1
≤ [ P]
Kx

Kz = 1, Kn = 4, Kx = 2,5 ( 3 dãy xích).
Pt = 11,4 KW
Chọn bước xích pc =50,8 mm; d0 =14,29 mm; b0 = 45,21 mm có công suất cho phép
22,9 KW tốc độ quay tối đa 50 vg/ph
a = 40pc = 2032 mm

Vận tốc trung bình v của xích:
v=

n1 pc Z1
60000

Lực vòng có ích

= 0,232 m/s


Ft =

1000 P
v

.= 24568,966 N

Kiểm nghiệm bước xích

pc ≥ 2,82 3

T1K
P1 K
= 600 3
z1[ p0 ]K x
z1n1[ p0 ]K x

=44,144 mm
Vậy độ dài bước xích thỏa mãn
2

X=

2a Z1 + Z 2  Z 2 − Z1  pc
+
+
÷
pc
2
 2π  a

= 114 bước

Chiều dài xích L = Xpc = 5791,2 mm
Tính lại khoảng cách trục a:

2 
2
 Z 2 − Z1  

Z1 + Z 2
Z1 + Z 2 


a = 0, 25 pc X −
+ X −
÷
÷ − 8

2
2 
2π  





Tính độ chùng xích delta a = 0,004a = 8,1 mm
Vậy khoảng cách trục a là:
a = 2019 mm
Lực tác dụng lên xích
Lực tác dụng lên trục:
Fr = Km.Ft
Ft = 1000P1/v = 24568,966 N
 Fr = 6555 N

= 2026,77511 mm


4. Thiết kế trục và ổ đỡ

Chọn vật liệu làm trục là thép 40Cr, ứng suất xoắn cho phép [τ] = 10MPa.
Trục 1:
Chọn đường kính sơ bộ trục:
d ≥ = 28,795 mm
Ứng suất uốn cho phép:
[σF] =
Với đường kính phôi 28,795 mm < 60 mm thì σ-1 = 451 MPa; σb
= 883 MPa; σch = 736 MPa.
Hệ số an toàn [s] = 2 làm việc không đảo chiều.
εσ = 0,83 khi 30 ≥ d ≥ 20 mm và là thép hợp kim.
β = 0,9 hệ số tăng bền bề mặt khi phương pháp gia công mài tinh
và σb = 883 MPa.
Kσ = 2,15 khi phay rãnh then bằng dao phay đĩa
Chỉ số mũ đường cong mỏi với thép hợp kim C = 20...30.
m = = 6,94...10,46
Ta chọn m = 10


KL =
NLE = 60cnLh = 1,782.109 chu kỳ
Vì NLE > 5.106 nên KL = 1.
 [σF] = 78,348 MPa.

Cân bằng lực:
RBy + RAy – Fr1 = 0.
Ft1 - RAx - RBx = 0.
RBy.2 = Fr1
RBx.2 = Ft1



RBy = RAy = Fr1/2 = 363,371 N
RBx = RAx = Ft1/2 = 1061,1 N


Mx = 18168,55 Nmm
My = 106110 Nmm
Độ dài trục nối giữa AB: 100 mm ( chiều rộng vành răng bánh 71 mm)

Trục có momen tương đương lớn nhất tại C
Mc =
Mc = 115323,1953 Nmm


Xác định đường kính tại tiết diện nguy hiểm
σF = MC/W = 32MC/πd3 ≤ [σF]
d ≥ = 24,507 mm
Vì C lắp trên trục có rãnh then nên ta tăng đường kính d lên 5% => d ≥
25,733 mm ta chọn d = 26 mm

Lựa chọn ổ lăn trục 1:
Q = (VXFr + ỲFa)KσKt
Fr = = 1121,59 N
Do không có lực dọc trục nên X = 1 và Y = 0
Các hệ số V, Kσ, Kt chọn bằng 1 vì vòng trong quay
Q = (1.1121,59 + 0.0).1.1 = 1121,59 N
Thời gian làm việc theo triệu vòng quay
L = =1782 triệu vòng quay
Khả năng tải động tính toán:
Ctt = Q=11653,21N=11,65 kN

Chọn ổ bi đỡ cỡ nhẹ mã 206 với khả năng tải tĩnh C = 15,3kN và khả
năng tải động C0= 10,2 kN


Trục 2:
Chọn đường kính sơ bộ trục:
d ≥ = 52,32 mm
Ứng suất uốn cho phép:
[σF] =
Với đường kính phôi 52,32 mm < 60 mm thì σ-1 = 451 MPa; σb =
883 MPa; σch = 736 MPa.
Hệ số an toàn [s] = 2 làm việc không đảo chiều.
εσ = 0,70 khi 60 ≥ d ≥ 50 mm và là thép hợp kim.
β = 0,9 hệ số tăng bền bề mặt khi phương pháp gia công mài tinh
và σb = 883 MPa.
Kσ = 2,15 khi phay rãnh then bằng dao phay đĩa
Chỉ số mũ đường cong mỏi với thép hợp kim C = 20...30.
m = = 6,94...10,46
Ta chọn m = 10
KL =
NLE = 60cnLh = 2,97.108 chu kỳ
Vì NLE > 5.106 nên KL = 1.
 [σF] = 66,077 MPa.

Cân bằng lực:
RBy + RAy – Fr2 – Fr3= 0.
-Ft2 - RAx - RBx + Ft3= 0.
-200.RAy + 250Fr2 + 100Fr3 –62,5Fa3= 0.
-250Ft2 - 200RAx + 100Ft3= 0.

RBy = 8420,4305N
RAy = -1307,9425 N
RBx = 2639,233 N
RAx = -544,067 N

MDx = 263923,3 Nmm
MDy = 842043,05 Nmm
Độ dài trục nối giữa AC: 100 mm , CB: 200 mm

Trục có momen tương đương lớn nhất tại D
Mc =
Mc = 916652,8266 Nmm


Xác định đường kính tại tiết diện nguy hiểm
σF = MC/W = 32MC/πd3 ≤ [σF]
d ≥ = 51,767 mm
Vì C lắp trên trục có rãnh then nên ta tăng đường kính d lên 5% => d ≥
54,355 mm ta chọn d = 55 mm

Lựa chọn ổ lăn trục 2:
Q = (VXFr + ỲFa)KσKt
Fr = = 8824,35 N
Chọn ổ bi đỡ chặn cỡ trung ký hiệu 46311 có tải trọng tĩnh C = 68900N
và tải trọng động C0 = 57400 N
 Fa/C0 = 0,3 => e = 0,52

S = 0,52.Fr = 0,52.8824,35 = 4588,662 N
Với e = 0,34 và tỷ số Fa/(VFr) > e ,ta có X = 0,45 Y =1,04

Các hệ số V, Kσ, Kt chọn bằng 1 vì vòng trong quay
Q = (0,45.8824,35 + 1,04.17419,2).1.1 = 22881,12 N
Thời gian làm việc theo triệu vòng quay
L = =297 triệu vòng quay
Khả năng tải động tính toán:
Với thời gian làm việc giảm còn 1/2
Ctt = Q=121167,49N = 121,17 kN
Ta Chọn ổ bi đỡ chặn cỡ trung ký hiệu 46311 có tải trọng tĩnh C =
68900N và tải trọng động C0 = 57400 N sử dụng 2 ổ trên 1 gối đỡ


Trục 3:
Chọn đường kính sơ bộ trục:
d ≥ = 129,61 mm
Ứng suất uốn cho phép:
[σF] =
Với đường kính phôi 129,61 mm < 300 mm thì σ-1 = 392 MPa; σb
= 785 MPa; σch = 569 MPa.
Hệ số an toàn [s] = 2 làm việc không đảo chiều.
εσ = 0,6 khi 140 ≥ d ≥ 120 mm và là thép hợp kim.
β = 0,9 hệ số tăng bền bề mặt khi phương pháp gia công mài tinh
và σb = 883 MPa.
Kσ = 2,15 khi phay rãnh then bằng dao phay đĩa
Chỉ số mũ đường cong mỏi với thép hợp kim C = 20...30.
m = = 6,94...10,46
Ta chọn m = 10
KL =
NLE = 60cnLh = 1,485.107 chu kỳ
Vì NLE > 5.106 nên KL = 1.
 [σF] = 49,23 MPa.

Cân bằng lực:


-RBy - RAy + Fr4 = 0.
-Ft4 + RAx + RBx – Fr5= 0.
-150RBy + 75Fr4 +500Fa4= 0.
-75Ft4 + 150RBx – 175Fr5= 0.
RBy = 17227,92 N
RAy = -10887,85 N
RBx = 16357,1 N
RAx = 7617,1 N

MCx = 571282,5 Nmm
MCy = 1292094,25 Nmm


Độ dài trục nối giữa AB: 150 mm; BD: 50mm

Trục có momen tương đương lớn nhất tại C
Mc =
Mc = 4027255,351 Nmm

Xác định đường kính tại tiết diện nguy hiểm
σF = MC/W = 32MC/πd3 ≤ [σF]
d ≥ = 93,52 mm
Vì C lắp trên trục có rãnh then nên ta tăng đường kính d lên 5% => d ≥
98,2 mm ta chọn d = 100 mm
Lựa chọn ổ lăn trục 2:
Q = (VXFr + ỲFa)KσKt

Fr = = 23756,28 N
Chọn ổ bi đỡ chặn cỡ siêu nhẹ ký hiệu 46120 có tải trọng tĩnh C =
50200 và tải trọng động C0 = 48500 N
 Fa/C0 = 0,086 => e = 0,41

S = 0,41.Fr = 0,41.8824,35 = 3617,98N
Với e = 0,34 và tỷ số Fa/(VFr) > e ,ta có X = 0,45 Y =1,34
Các hệ số V, Kσ, Kt chọn bằng 1 vì vòng trong quay
Q = (0,45.23759,28 + 1,34.4217,37).1.1 = 16342,95 N
Thời gian làm việc theo triệu vòng quay
L = =14,85 triệu vòng quay
Khả năng tải động tính toán:
Ctt = Q =40170,38N (Thỏa mãn)
Vậy ta chọn ổ bi đỡ chặn cỡ siêu nhẹ ký hiệu 46120 có tải trọng tĩnh C =
50200 và tải trọng động C0 = 48500 N


Trục 4:
Chọn đường kính sơ bộ trục:
d ≥ = 155,29 mm
Ứng suất uốn cho phép:
[σF] =
Với đường kính phôi 155,29 mm < 300 mm thì σ-1 = 392 MPa; σb
= 785 MPa; σch = 569 MPa.
Hệ số an toàn [s] = 2 làm việc không đảo chiều.
εσ = 0,55 khi d = 155,29 mm và là thép hợp kim.
β = 0,9 hệ số tăng bền bề mặt khi phương pháp gia công mài tinh
và σb = 883 MPa.
Kσ = 2,15 khi phay rãnh then bằng dao phay đĩa
Chỉ số mũ đường cong mỏi với thép hợp kim C = 20...30.

m = = 6,94...10,46
Ta chọn m = 10
KL =


NLE = 60cnLh = 8,63.106 chu kỳ
Vì NLE > 5.106 nên KL = 1.
 [σF] = 45,13 MPa.

Cân bằng lực:
RBy + RAy – Fr1 = 0.
RBy.2 = Fr1
RBy = RAy = Fr1/2 = 3277.5 N

My = 81937,5 Nmm
Độ dài trục nối giữa AB: 50 mm

Trục có momen tương đương lớn nhất tại C


Mc =
Mc = 6487201,54 Nmm

Xác định đường kính tại tiết diện nguy hiểm
σF = MC/W = 32MC/πd3 ≤ [σF]
d ≥ = 112,86 mm
Vì C lắp trên trục có rãnh then nên ta tăng đường kính d lên 5% => d ≥
118,5 mm ta chọn d = 120 mm
Các đường kính khác được chọn như hình dưới

Lựa chọn ổ lăn trục 1:
Q = (VXFr + ỲFa)KσKt
Fr = = 3277.5N
Do không có lực dọc trục nên X = 1 và Y = 0
Các hệ số V, Kσ, Kt chọn bằng 1 vì vòng trong quay
Q = (1. 3277.5+ 0.0).1.1 = 3277.5N
Thời gian làm việc theo triệu vòng quay
L = =8,6 triệu vòng quay
Khả năng tải động tính toán:
Ctt = Q=84046,32N=84,05 kN
Vậy ta chọn ổ bi đỡ chặn Ký hiệu 46224 có Tải trọng tĩnh C = 148000
N và tải trọng động C0 = 153000N