BẢN THUYẾT MINH đồ án môn học CHI TIẾT máy 1 (1) copy

GVHD: PGS.TS PHẠM HỒNG PHÚC
SVTH: NGÔ VĂN TÙNG
MSSV: 20134409

BẢN THUYẾT MINH ĐỒ ÁN MƠN HỌC CHI TIẾT MÁY
TÍNH TỐN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
-----------------------------------Số liệu cho trước:
1.Lực kéo băng tải

F = 1200 (N)

2. Vận tốc băng tải

v = 0.94 (m/s)

3. Đường kính tang D = 285 (mm)
4. Thời gian phục vụ lh = 16000 giờ
5. Số ca làm việc

soca = 2 ca

6. Góc nghiêng đường nối tâm với bộ truyền ngồi: @=45o
7. Đặc tính làm việc : Êm

1


GVHD: PGS.TS PHẠM HỒNG PHÚC
SVTH: NGƠ VĂN TÙNG
MSSV: 20134409

PHẦN1. TÍNH ĐỘNG HỌC
1.1 CHỌN ĐỘNG CƠ
1.1.1 Xác định công suất yêu cầu trên trên động cơ
Để chọn động cơ điện, cần tính cơng suất cần thiết. Nếu gọi PCT – cơng suất trên
băng tải, η C – hiệu suất chung toàn hệ thống, PYC – cơng suất cần thiết, thì :

PYC =

PCT
Trong đó :
ηC

PCT =

Fv
1200.0,94
= 1.128(kW )
=
1000
1000

2


GVHD: PGS.TS PHẠM HỒNG PHÚC
SVTH: NGÔ VĂN TÙNG
MSSV: 20134409

nCT nBT
3

ηC = Π ηCT
η BT = ηOLĐ
η ηBR η
K
η K = 1 - hiệu suất khớp nối
η OL = 0,99- hiệu suất 1 cặp ổ lăn
η BR = 0,97- hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ
η Đ = 0,95- hiệu suất bộ truyền đai
η C = 0,993.0,95.0,97.1 ≈ 0,894
P
1.128
PYC = CT =
= 1.26(kW)
ηC 0,894

1.1.2 Xác định số vòng quay yêu cầu của động cơ
Số vòng quay yêu cầu động cơ (sơ bộ) : n SB = n CT .u SB
Số vòng quay trên trục công tác là n CT
60.1000.v 60.1000.0,94
= 63 (vg/ ph)
nCT =
=
3,14.285
πD
D. đường kính tang
Theo bảng 2.4[1] tr 21
Chọn sơ bộ:
tỷ số truyền sơ bộ của bộ truyền ngoài (đai) uSBN =3
tỷ số truyền sơ bộ của bộ truyền trong hộp giảm tốc cấp 1 truyền động bánh răng
trụ u SBH =4

u SB = u SBN u SBH =3.4=12
Suy ra: n SB = n CT .u SB =63.12=756 (vg/ ph)
1.1.3. chọn động cơ điện
Tra bảng phụ lục trong tài liệu [1] chọn động cơ thỏa mãn
 PDC ≥ PYC = 1.13(kW )

 nDC ≈ nSB = 756(vg / ph)
ký hiêu : 4A100 L8Y3

 PDC = 1,5(kW )
n = 698(vg / ph)
 DC

3


GVHD: PGS.TS PHẠM HỒNG PHÚC
SVTH: NGÔ VĂN TÙNG
MSSV: 20134409
1.2 PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN CHO CÁC BỘ TRUYỀN TRONG HỆ THỐNG

n

ĐC
Tỷ số truyền chung hệ thống : uC = n
CT

Trong đó : nCT =63(vg/ ph) – số vịng quay ở trục ra
nĐC =698 (vg/ ph)
nĐC 698

= 11,08
=
nCT 63

Tỷ số truyền :

uC =

Với

uC = u N .uH

u N –tỷsố truyền của bộ truyền ngoài (đai) hộp giảm tốc
uH –tỉ số truyền của hộp giảm tốc

Chọn trước: uH =4
uN =

11,08
= 2,77
4

1.3. TÍNH CÁC THƠNG SỐ TRÊN CÁC TRỤC

1.3.1 Tính số vịng quay trên các trục
Số vòng quay động cơ:
Số vòng quay trục I:
Số vòng quay trục II:
Số vòng quay trục làm việc:

nĐC =698 (vg/ph)
n
698
= 252 (vg/ph)
nI = ĐC =
u Đ 2,77
nI 252
= 63 (vg/ph)
=
u BR
4
n
63
nCT = II = = 63 (vg/ph)
nK 1

nII =

1.3.2 Tính cơng suất trên các trục

4


GVHD: PGS.TS PHẠM HỒNG PHÚC
SVTH: NGƠ VĂN TÙNG
MSSV: 20134409

PCT =1,128(kW)

Cơng suất trên trục công tác

PCT
1,128
=
= 1,139 (kW)
ηOLη K 0,99.1
P
1,139
= 1,186 (kW)
PI = II =
ηOLη BR 0,99.0,97
P
1,186
= 1,26 (kW)
PĐC = I =
ηOLĐη
0,99.0,95

PII =

Công suất trên trục II:
Công suất trên trục I:
Công suất trên trục động cơ:
1.3.3 Tính mơmen trên các trục

Mơ men xoắn trên trục động cơ:
P
1,26
TĐC = 9,55.106. ĐC =9,55.106.
=17239,25(N.mm)

nĐC
698
Mô men xoắn trên trục I:
P
1,186
TI = 9,55.106. I = 9,55.106.
=44945(N.mm)
nI
252
Mô men xoắn trên trục II:
P
1,139
TII = 9,55.106. II = 9,55.106.
=172657(N.mm)
nII
63
Mô men xoắn trên trục công tác:
P
1,128
TCT = 9,55.106. CT = 9,55.106.
=170990(N.mm)
nCT
63

1.3.4 Lập bảng các thơng số động học
TRỤC
T.SỐ

ĐỘNG CƠ

TST
n(vg/ ph)
P(kW)
T(N.mm)

2,77
698
1,26
17239

I

II
4

252
1,186
44945

CƠNG TÁC
1

63
1,139
172657

63
1,128
170990

5


GVHD: PGS.TS PHẠM HỒNG PHÚC
SVTH: NGƠ VĂN TÙNG
MSSV: 20134409

2.1 Tính bộ truyền ngồi ( đai dẹt)
Thơng số u cầu:
Cơng suất trên trục chủ động: P =
Mơ

men

xoắn

trên

trục

= 1,26 kw
chủ

động:

Số vịng quay trên trục chủ động:

=

Tỉ số truyền bộ truyền đai: u =

Góc nghiêng bộ truyền ngồi: β = 45°
2.1.1 Chọn loại đai và tiết diện đai.
Chọn đai vải cao su.
= (5,2 ÷ 6,4 )

=(5,2÷6,4)

Chọn d1 theo tiêu chuẩn bảng
Kiểm tra về vận tốc đai :

= 134÷165mm
ta được

=160mm

< vmax = 25 ( m / s ) ⇒ thỏa mãn
=u
. (1-ɛ )=u. .(1- 0,01) = 2,77.160.(1- 0,015) = 436,55 mm
Trong đó hệ số trượt ε = 0,01 ÷ 0,02 , ta chọn ε =0,015
Tương tự ta chọn
=450 mm
Tỉ số truyền thực tế :

Sai lệch tỉ số truyền :
<4

( thỏa mãn )

6

GVHD: PGS.TS PHẠM HỒNG PHÚC
SVTH: NGÔ VĂN TÙNG
MSSV: 20134409

2.1.3 Xác định khoảng cách trục a.
Khoảng cách trục : a =(1,5
=(915
Chọn a = 1200 (mm)

)( +
mm

) = (1,5

(160 +450 )

Chiều dài đai :

Cộng thêm 100÷400 (mm) tùy theo cách nối đai
Số
vịng
chạy
của

i=

đai

trong 1( s )

( )

v 2,85
1
=
= 0.00084  ÷ < imax = ( 3 ÷ 5 ) 1
s
L 3375
 s

⇒ Thỏa mãn.

Xác định lại khoảng cách trục:

a =(λ+ λ2 −8∆2 ) / 4

7


GVHD: PGS.TS PHẠM HỒNG PHÚC
SVTH: NGÔ VĂN TÙNG
MSSV: 20134409

Xác định góc ơm trên bánh đai nhỏ:

α1 = 180° − 57°.

d 2 − d1
450 − 160

= 180° − 57°.
= 166, 2° > 150ο
a
1200

=> thỏa mãn.
2.1.4 Xác định tiết diện đai và chiều rộng bánh đai
Diện tích đai :

A = b.δ =

Ft .K d
[σ F ]

Trong đó :
Ft : lực vịng

Ft =
Kd :

1000.P 1000.1, 26
=
= 215, 75 (N)
v
5,84

hệ số tải trọng động. Tra bảng B
ca

4.7

[1] ta được :
55

=1.do số ca làm việc là 2

nên

=

δ : chiều dày đai được xác định theo

su ta chọn [

δ
d1

]max =

1,1

δ
4.8
tra bảng B [1] với loại đai vải cao
55
d1

1
40

Do vậy :

δ≤ d1.[

δ
1
]max =160.
= 4 (mm)
d1
40

8


GVHD: PGS.TS PHẠM HỒNG PHÚC
SVTH: NGÔ VĂN TÙNG
MSSV: 20134409

Tra bảng B

4.1
[1] ta dùng loại đai
51

bKHA − 65 và bKHA − 65− 2 khơng có lớp

lót, chiều dày đai δ = 4 (mm), d min =
Kiểm tra :
Thỏa mãn

160

112

=160 >

Ứng suất cho phép :

[ σ F ] = [ σ F ] 0 Cα CvC0

[σ ]0 = K1 −

K 2δ
d1

Trong đó:
K1 và K 2 là hệ số phụ thuộc vào ứng suất căng ban đầu σ 0 và loại đai
Ta có : do góc nghiêng của bộ truyền β ≤ 600 và định kỳ điều chỉnh khoảng cách
trục ⇒ σ 0 = 1,8 (Mpa)
Tra bảng B

k1 = 2,5
4.9
[1] với σ 0 = 1,8 (Mpa) ta được 
56
k2 = 10

K 2δ
10.4
= 2,5 −
= 2, 25 (Mpa)
d1

160
Cα : hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ơm α1
=1- 0,003(180 )=1 – 0,003(180° - 166,2° ) =0,9586

[σF ]0 = K1 −

CV : hệ số kể đến ảnh hưởng của lực ly tâm đến độ bán của đai trên bánh đai
CV =1 −kV (0, 01V 2 −1)

Do sử dụng đai vải cao su ⇒ kV = 0, 04

CV = 1 − kV (0, 01.v 2 − 1) = 1 − 0, 04(0, 01.5,84 2 − 1) = 1, 026

9


GVHD: PGS.TS PHẠM HỒNG PHÚC
SVTH: NGÔ VĂN TÙNG
MSSV: 20134409

C0 :

hệ số kể đến vị trí của bộ truyền và phương pháp căng đai. Tra bảng B
với

góc

do vậy:

nghiêng

của

bộ

β = 45 ≤ 600

truyền

ta

được

4.12
[1]
57

C0 = 1

[σ F ] = [σ F ]0Cα CvCθ = 2, 25.0,9586.1,026.1 = 2.213 (Mpa)

Chiều rộng đai:

b=

Ft K t
215, 75.1, 0
=
= 24,37
[σ F ].δ

2, 213.4

4.1
[1] ta được b=25 (mm) tra bảng
51
ta có chiều rộng bánh đai B=32 (mm)

Tra bảng B

2.1.5 Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục
Lực căng ban đầu :
F0 = σ0 .δ.b = 1,8.4.25 = 180 (N)
Lực tác dụng lên trục:
Fr= 2.Fo.sin(α1/2)= 2 . 180 . sin(166,2 /2) = 357,4 (N).
2.1.6 Bảng thông số
Thông số

Ký hiệu

Giá trị

Loại đai
Đường kính bánh đai nhỏ
Đường kính bánh đai lớn

d1

160(mm)
450 (mm)

d2

Chiều rộng đai
Chiều dày đai
Chiều rộng bánh đai
Chiều dài đai
Khoảng cách trục
Góc ơm bánh đai nhỏ

b

Lực căng ban đầu
Lực tác dụng lên trục

F0

δ

B
L
a

α1

Fđ

25(mm)
4 (mm)
32 (mm)
3375 (mm)

1200 (mm)
166,2°
180 (N)
357,4 (N)

10


GVHD: PGS.TS PHẠM HỒNG PHÚC
SVTH: NGƠ VĂN TÙNG
MSSV: 20134409

2.2. Tính bộ truyền trong hộp (bánh răng trụ )

2.2.1. Thông số đầu vào

2.2.2. Chọn vật liệu bánh răng
Tra bảng bảng B

6.1
[1] sách hướng dẫn hệ dẫn động cơ khí ta chọn:
92

Vật liệu bánh răng lớn:
Nhãn hiệu thép: 45
Chế độ nhiệt luyện: Thường hóa
Độ rắn: HB :170 ÷ 217 Ta chọn HB2=210
Giới hạn bền σb2=600 (MPa)
Giới hạn chảy σch2=340 (MPa)
Vật liệu bánh răng nhỏ:

Nhãn hiệu thép: 45
Chế độ nhiệt luyện: tôi cải thiện
Độ rắn: HB=192÷240, ta chọn HB1= 220
Giới hạn bền σb1=750 (MPa)
Giới hạn chảy σch1=450 (MPa)
2.2.3 Xác định ứng suất cho phép
ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép:

11


GVHD: PGS.TS PHẠM HỒNG PHÚC
SVTH: NGÔ VĂN TÙNG
MSSV: 20134409


σ H0 lim
Z R Z v K xH K HL
[ σ H ] = S

H

0
[ σ ] = σ F lim Z Z K K
F
R S
xF
FL

SF



Chọn sơ bộ

Z R Z v K xH =1

Z R Z S K xF =1

SH,SF : hệ số an tồn khi tính về ứng suất tiếp xúc và ứng xuất uốn: tra bảng
6.2
B
[ 1] với:
94
bánh răng chủ động:SH1=1,1 ;SF1=1,75
bánh răng bị động: SH2=1,1 ;SF2=1,75
σ H0 lim , σ F0 lim :ứng suất tiếp xúc và ứng xuất uốn cho phép ứng vói số chu kỳ cơ sở:
σ 0H lim1 = 2HB1 + 70 = 2.220 + 70 = 510 (MPa)
 0
σ F lim1 = 1,8HB1 = 1,8.220 = 396 (MPa)
 0
σ H lim2 = 2HB2 + 70 = 2.210 + 70 = 490 (MPa)
σ 0
 F lim2 = 1,8HB2 = 1,8.210 = 378(MPa)

K HL , K FL :hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải
trọng của bộ truyền, được xác định theo công thức:

NH 0
K HL = mH
N HE


,trong đó:

N
K = mF
F0
 FL
N FE

mH=6,mF=6 bậc của đường cong mỏi khi khử về ứng suất tiếp xúc
NH0,NF0:số chu kỳ thay đổi ứng suất khi khử về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn:
NHO1 = 30.H2,4
= 30.2202,4 = 12558440 = 1,26.107
HB1


2,4
2,4
7
NHO2 = 30.HHB2 = 30.210 = 11231753,5 = 1,12.10

6

NFO1 = NFO2 = 4.10
NHE,NFE:số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương:

12


GVHD: PGS.TS PHẠM HỒNG PHÚC

SVTH: NGÔ VĂN TÙNG
MSSV: 20134409
do bộ truyền chịu tải trọng tĩnh
NHE = NFE = N = 60.c.n. t∑
Trong đó:
c: số lần ăn khớp trong 1 vịng c = 1
n: Số vòng quay bánh răng trong 1 phút
t∑ : Tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét t∑ = 16000(h)

NHE1=NFE1=60c.n1.

=60.1.252.16000=24,192.107

NHE2=NFE2=60c.n2.

=60.1.63.16000=6.107

Khi tính KHLvà KFL, bắt đấu từ NHO và NFO đường cong mỏi gần đúng là 1 đường
thẳng song song với trục hoành, tức là trên khoảng này giới hạn mỏi tiếp xúc
và giới hạn mỏi uốn khơng thay đổi. Vì vậy, khi tính ra N HE>NHO thì lấy
NHE=NHO để tính, do đó KHL=1; tương tự khi tính ra NFE>NFO đế tính thì
NFE=NFO, do đó KFL = 1. Vậy nên dựa vào kết quả đã tính, ta có:
NHE1>NH01 lấy NHE1=NH01 ⇒ K HL1 = 1
NHE2>NH02 lấy NHE2=NH02 ⇒ K HL 2 = 1
NFE1>NF01 lấy NFE1=NF01 ⇒ K FL1 = 1
NFE2>NF02 lấy NFE2=NF02 ⇒ K FL 2 = 1
Do vậy ta có

σoH lim1
510

.ZR .Zv .K xH .K HL1 =
.1.1= 463,64 (MPa)
[σH1] =
S
1
,1
H1


σoF lim1
396
[σF1] =
.Y R .Ys .K xF .K FC .K FL1 =
.1.1= 226,29 (MPa)
SF1
1,75


o
490
[σ ] = σ H lim2 .Z .Z .K .K
=
.1.1= 445,45(MPa)
H2
R
v
xH
HL
2


SH2
1,1

σoF lim2

378
[
σ
]
=
.Y R .Y s .K xF .K FC .K FL 2 =
.1.1= 216 (MPa)
 F2
S
1
,75

F2

Do là bánh răng trụ răng thẳng nên
σ H = min(σ H 1 , σ H 2 ) =445,45 (Mpa)

13


GVHD: PGS.TS PHẠM HỒNG PHÚC
SVTH: NGÔ VĂN TÙNG
MSSV: 20134409

Ứng suất tiếp xúc cho phépkhi quá tải(theo công thức CT

6.13
6.14
1 và CT
1
95
96  

6.14):
[σH ]max = 2,8max(σch1,σch2) = 2,8.450 = 1260 (MPa)

[σF1]max = 0,8.σ ch1 = 0,8.450 = 360 (MPa)
[σF2]max = 0,8.σch2 = 0,8.340 = 272 (MPa)
2.2.4 Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

TK
1 Hβ
aw = K a (u + 1)3
,với:
[σ ]2.u.ψ
H
ba
- Ka - Hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng của cặp bánh răng.Tra bảng B

⇒ Ka=49,5 MPa1/3

6.5
[ 1]
96

- T1 - Môment xoắn trên trục chủ động: T1=44945(N.mm)
- [σH] - Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σH]=445,45(MPa)
- u - Tỉ số truyền: u=4
- ψba,ψbd - Hệ số chiều rộng vành răng:
Tra bảng 6.6[1] với bộ truyền đối xứng,HB1,HB2<350, ta chọn được ψba=0.3;
ψbd=0,53. ψba.(u+1)=0,53.0,3.(4+1)=0,8
- KHβ,KFβ-Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
khi tính về ứng suất tiếp xúc và uốn:Tra bảng 6.7[1] với ψbd=0,8 và sơ đồ bố
trí là sơ đồ 6 ta được:

aW = K a ( u + 1)

3

T1K H β

[σH ]

2

.u.ψ ba

= 49,5. ( 4 + 1)

3

44945.1, 03
= 143, 4 ( mm )
445, 452.4.0, 3

2.2.5 Xác định thông số ăn khớp
Môđun pháp:

14


GVHD: PGS.TS PHẠM HỒNG PHÚC
SVTH: NGÔ VĂN TÙNG
MSSV: 20134409

m=(0,01 0,02)aw=(0,01 0,02).143,4=1,434
tra bảng

B

6.8
[ 1]
99

2,866(mm)

chọn m=2(mm)

Xác định số răng:

Z2= u.Z1=4.29=116;
Tỉ số truyền thực tế:

Chọn Z2=116.

Sai lệnh tỉ số truyền:

u −u
4− 4
∆u = t
.100% =
.100% = 0% < 4% ⇒ thỏa mãn.
u
4

Khoảng cách trục aw xác định lại theo công thức:
( Z + Z 2 ) m ( 29 + 116 ) 2
aw* = 1
=
= 145( mm)
2
2
Vì

*
aw
≈aw

Hệ số dịch chỉnh x=0 (mm)
Xác định góc ăn khớp αtw:

2.2.6 Xác định các hệ số của một thông số động học:
Tỷ số truyền thực : ut=4
Đường kính vịng lăn của cặp bánh răng:

2 aw
2.145

=
= 58(mm)
d w1 =
ut +1
4 +1

d = 2a − d = 2.145 − 58 = 232( mm)
w
w1
 w2

15


GVHD: PGS.TS PHẠM HỒNG PHÚC
SVTH: NGÔ VĂN TÙNG
MSSV: 20134409
Vận tốc vòng của bánh răng:

v=

π d w1.n1
60000

Tra bảng

B

=

3,14.58.252
= 0,76 (m/s)
60000

6.13
[ 1] với bánh răng trụ răng thẳng và v=0,76(m/s) được cấp chính
106

xác của bộ truyền là :CCX=9
2.3
Tra phụ lục PL
[ 1] với
250
CCX=9
HB<350
Răng thẳng
V=0,76 (m/s)

= 1,05
 K
Hv

 K Fv = 1,13

Từ thông tin trong trang 91 và 92 trong [1] ta
chọn:
+Ra=2,5÷1,25μm ⇒ ZR=0,95

+HB<350 ⇒ Zv=1 do v < (5m/s)
Chọn YR=1 ; YS=1,08-0,0695ln(m)= 1,08-0,0695.ln2=1,03
Do da2≈dw2=232(mm) <400(mm) ⇒ KxF=1
= 1,03
K
 Hβ
-Hệ số tập trung tải trọng: 
 K F β = 1,07

-KHα ,KFα-Hệ số phân bố không đều tải trọng trên các đôi răng khi tính về ứng suất
tiếp xúc và ứng suất uốn
Do bộ truyền là bánh răng trụ răng thẳng => KHα=1 ; KFα=1.
-KHv , KFv-Hệ số tải trọng động trong vùng ăn khớp khi tính về ứng suất tiếp xúc và
ứng suất uốn:

=1, 05
K
 Hv

K
=1,13

 Fv

2.2.7 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng

16


GVHD: PGS.TS PHẠM HỒNG PHÚC

SVTH: NGÔ VĂN TÙNG
MSSV: 20134409
Kiềm nghiệm về ứng suất tiếp xúc
2T .K .(ut + 1)
1 H
σ = Z Z Zε
≤ [σ ]
H
M H
H
bw .ut d 2
w1
[σH]cx=[σH].ZR .Zv.KxH=445,45.0,95.1.1=423,2 (MPa)
6.5
Tra bảng B
[ 1] được Z M =274 MPa1/3
96
•ZM-Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp:
⇒
Tra
bảng
6.5[1]
ZM=274(MPa)1/3
•ZH-Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc:

(Thép-Thép)

2.cos βb
2.cos 00
ZH =

=
= 1, 76
sin(2.αtw )
sin(2.20)
b

o

Do bánh trụ răng thẳng nên β=β =0
•Zε-Hệ số trùng khớp của răng;Phụ thuộc vào hệ số trùng khớp ngang ε α và hệ số
trùng khớp dọc εβ:
-εα-Hệ số trùng khớp ngang:

bw-Chiều rộng vành răng: bw=ψba.aw=0,3.145=43,5 (mm)
-εβ -Hệ số trùng khớp dọc:

•KH - Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:
KH= KHα KHβ KHv = 1.1,03.1,05= 1,08
Thay vào ta được:

17


GVHD: PGS.TS PHẠM HỒNG PHÚC
SVTH: NGÔ VĂN TÙNG
MSSV: 20134409
2T .K .(ut + 1)
1 H
≤ [σ ]
H

2
bw .ut d
w1
2.44945.1,08.(4 + 1)
= 274.1,76.0,87
= 382, 07 < [σ ]=445,45(MPa)
H
43,5.4.582
Thỏa mãn điều kiện bền
Kiểm nghiệm về độ bền uốn:
-KF-Hệ số tải trọng khi tính về uốn: KF= KFα KFβ KFv
Trong đó:

σ H = Z M Z H Zε

vF = δ F g 0v aw / u = 0, 016.73.0, 76 145 / 4 = 5,3

KF= KFα KFβ KFv = 1.1,07.1,13 = 1,22
-Yε-Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:

- Yβ-Hệ số kể đến độ nghiêng của răng:

- YF1, YF2-Hệ số dạng răng:
Phụ thuộc vào số răng tương đương Zv1, và Zv2:

Tra bảng 6.18[1] tr109:

18

GVHD: PGS.TS PHẠM HỒNG PHÚC
SVTH: NGÔ VĂN TÙNG
MSSV: 20134409

Thay

σF1 =

vào
2T1 K F Yε YβYF 1

bw d w1m

σF 2 =

⇒ Thỏa mãn.

ta
có:
2.44945.1, 24.0,57.1.3,88
=
= 44,9 < [ σ F 1 ] = 226, 24 MP
52, 4.52, 4.2

σ F 1YF 2
YF 1

=

44, 9.3, 6

= 41, 65 < [ σ F 2 ] = 216 MPa
3,88

2.2.8 Một vài thơng số hình học của cặp bánh răng
Đường kính vịng chia
mz1
2.29

d1 =
=
= 58 (mm)

cosβ
1


d = mz2 = 2.116 = 232 ( mm)
2

cosβ
1


Đường kính đỉnh răng:

 d a1 = d1 + 2m = 58 + 2.2 = 62(mm)

 d a 2 = d 2 + 2m = 232 + 2.2 = 236(mm)

Đường kính đáy răng:

 d f 1 = d1 − 2,5m = 58 − 2,5.2 = 53(mm)

 d f 2 = d 2 − 2,5m = 232 − 2,5.2 = 227( mm)
Đường kính vịng cơ sở:
 db1 = d1cosα = 58.cos200 = 54,5(mm)

0
 db 2 = d 2cosα = 232.cos20 = 218(mm)
ο
Góc profin gốc

α = 20

2.2.9 Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng:

19


GVHD: PGS.TS PHẠM HỒNG PHÚC
SVTH: NGƠ VĂN TÙNG
MSSV: 20134409

Thơng số

Ký hiệu

Giá trị

Khoảng cách trục chia

a

145 (mm)

Khoảng cách trục

aw
Z1
Z2
d1
d2
df1
df2
da1
da2
db1
db2
x1
x2

145 (mm)
29
116
58 (mm)
232 (mm)
53 (mm)
227 (mm)
62 (mm)
236(mm)

54,5 (mm)
218 (mm)

Số răng
Đườn kính vịng chia
Đườn kính đáy răng
Đườn kính đỉnh răng
Đườn kính vịng sơ sở
Hệ số dịch chỉnh

0
20o

Góc profin gốc

αt
α tw

20o
1,73

Hệ số trùng khớp dọc

εα
εβ

Mơ đun pháp

m

2

Góc nghiêng của răng

β

0

Góc profin răng
Góc ăn khớp
Hệ số trùng khớp ngang

Chiều rộng vành răng

20o
0

bw

43,5 mm

20


GVHD: PGS.TS PHẠM HỒNG PHÚC
SVTH: NGƠ VĂN TÙNG
MSSV: 20134409

3.1 Tính chọn khớp nối.

Thơng số đầu vào:
• Mơ men cần truyền : T=TII=172657
3.1.1 Chọn khớp nối:
Thơng số đầu vào:
• Mơ men cần truyền : T=TII=172657
Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục.

Ta chọn khớp theo điều kiện:
cf

T
≤
T
 t
kn

d sb ≤ d cf
kn

Trong đó :
T
II = 3 172657 = 35,07 mm
sb
0,2 [ τ ]
0,2.20
•Tt-Mơ ment xoắn tính tốn:Tt=k.T ,với:
+k-Hệ số chế độ làm việc,phụ thuộc vào loại máy.Tra bảng 16.1[2],ta lấy k=1,2
+T-Mô ment xoắn danh nghĩa trên trục:T=TII=172657(N.mm)
Do vậy:Tt=k.T=1,2.172657=207188,4 (N.mm)
Tra bảng 16.10a[2] với điều kiện:

cf

T
=
207188,4(
N
.
mm
)
≤
T
 t
kn

 d sb = 35,07(mm) ≤ d cf
kn

•dt-Đường kính trục cần nối: d

=3

21


GVHD: PGS.TS PHẠM HỒNG PHÚC
SVTH: NGÔ VĂN TÙNG
MSSV: 20134409
Ta được:
 cf
Tkn = 250( N .m)


d cf = 36(mm)
 kn
Z = 6

 D = 105( mm)
 0
 cf
Tkn = 63( N .m)

d cf = 28(mm)
 kn
Z = 6


l1 = 21(mm)
l = 20(mm)
2
D3 = 20(mm)

 D0 = 71(mm)




cf = 250( N .m)
Tra bảng 16.10b[2] với Tkn
,ta được:

l = 34(mm)

 1
l3 = 28(mm)

d 0 = 14( mm)

l = 20(mm)
1


l3 = 15(mm)


d c = 10(mm)

3.1.2 Kiểm nghiệm khớp nối:
Ta kiểm nghiệm theo 2 điều kiện:
a)Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi

22


GVHD: PGS.TS PHẠM HỒNG PHÚC
SVTH: NGÔ VĂN TÙNG
MSSV: 20134409

-Ứng suất dập cho phép của vòng cao su
Do vậy ứng suất dập sinh ra trên vòng đàn hồi:
2.k .T
2.1, 2.172657
σd =

=
= 2,5 < [ σ d ]
Z .D0 .d o .l3
4.105.14.28
Thỏa mãn.
b)Điều kiện bền của chốt:
Trong đó:
[

]- Ứng suất uốn cho phép của chôt.Ta lấy [

]=(60

) MPa;

Do vậy,ứng suất sinh ra trên chốt:
σu =
σu =

k .T .l1
1, 2.172657.34
=
= 40,7 Mpa < [ σ u ]
0,1.d o3.Do .Z 0,1.143.105.6

k .T .l1
1, 2.17239.20
=
= 9,7 Mpa < [ σ u ]
3

0,1.d o .Do .Z 0,1.143.71.6

Thỏa mãn.
3.1.3 Lực tác dụng lên trục:
Ta có:
Fkn=0,2Ft ( Chú ý: Fkn = (0,1 : 0,3)Ft )
2.T 2.172657
Ft =
=
= 3288,7( N )
D
105
0
2.T 2.17239
Ft =
=
= 485,5( N )
D
11
0
Fkn=0,2Ft=0,2.3288,7=657,74(N)
3.1.4 Các thông số cơ bản của nối trục vòng đàn hồi:

23


GVHD: PGS.TS PHẠM HỒNG PHÚC
SVTH: NGƠ VĂN TÙNG
MSSV: 20134409

Thơng số
Mơment xoắn lớn nhất có thể truyền được
Đường kính lớn nhất có thể của trục nối
Số chốt
Đường kính vịng tâm chốt
Chiều dài phần tử đàn hồi
Chiều dài đoạn công xôn của chốt
Đường kính của chốt đàn hồi

Ký hiệu
T cf
kn
d cf
kn
Z
D0
l3
l1
d0

Giá trị
250 N.m
36mm
6
105mm
28mm
34mm
14mm

Bảng 3.1: Các thông số cơ bản của nối trục vòng đàn hồi

3.2 Thiết kế trục

3.2.1 Chọn vật liệu chế tạo trục:

Trục của hộp giảm tốc làm việc trong điều kiện chịu tải trọng trung bình thì ta
chọn vật liệu làm trục là thép C45 thường hóa có cơ tính như sau:
σb= 600 (MPa); σch= 340 (MPa); Với độ cứng200 HB; [τ] = 12 ÷ 30 (MPa)

24


GVHD: PGS.TS PHẠM HỒNG PHÚC
SVTH: NGÔ VĂN TÙNG
MSSV: 20134409
3.2.2 Sơ đồ phân bố lực:

:Sơ đồ phân bố lực trên2 trục

25