bài thuyết minh bánh hộp giảm tốc răng trục vít

Ó
8 +

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP.HCM
KHOA CƠ KHÍ
BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY

ĐỒ ÁN MÔ HỌC

THIẾT KẾ
Học kỳ Ⅱ năm học 2015-2016

Sinh viên thực hiện : TRẦN NGỌC TƯỜNG
MSSV 1414569
Người hướng dẫn : PHAN TẤN TÙNG
Ký tên
Ngày hoàn thành
: ………………………………Ngày bảo vệ

ĐỀ TÀI


Đề 20 : THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI.
Phương án số : 19

Số liệu thiết kê :
Lực vòng trên băng tải : F =18500 (N).
Vận tốc băng tải : v= 0,31 (m/s).
Đường kính tang dẫn của băng tải : D=300 (mm).
Thời gian phục vụ : L= 3 (năm).
Số ngày làm/năm : Kng=210 ngày

Số ca làm trong ngày : 3 ca
Quay một chiều, tải va đập nhẹ, 1 ca làm việc 8 giờ.
Chế độ tải : T1 = T ;T2=0.9T ; t1 = 22 giây ; t2 =17 ( giây).
Sai số vòng quay trục máy công tác so với yêu cầu ��5%









SVTH: Trần Ngọc Tường

Page 2


MỤC LỤC
TÀI LIỆU THAM KHẢO............................................................................................................ 6
PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN...........................7
1.
CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN………………………………….………7
2.
PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN…………………………..……….9
3.
LẬP BẢN ĐẶC TÍNH ……………………………….…….
…..ERROR! BOOKMARK NOT DEFINED.9
PHẦN II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH……………………………………………………………..…..12
1. CÁC THÔNG SÔ BAN ĐÂU………………………………………………..12

2. CHỌN LOẠI XÍCH ……………………………………………………….12
3. CHỌN SỐ RĂNG ĐĨA XÍCH ……………………………………………….12
4. CHỌN BƯỚC XÍCH ………………………………………………………..12
5. XÁC ĐỊNH KHOẢNG CÁCH TRỤC VÀ SỐ MẮC XÍCH……………………….13
6. KIỂM ĐỊNH VỀ ĐỘ BỀN VÀ KIỂM ĐỊNH QUÁ TẢI………………………….14
7. XÁC ĐỊNH THÔNG SỐ CỦA ĐĨA XÍCH……………………………………..14
8. BẢNG THÔNG SỐ BỘ TRUYỀN XÍCH………………………………………16
PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRỤC VÍT .......................................................17
1. CÁC THÔNG SÔ BAN ĐÂU ………………………………………………..17
2.CHỌN VẬT LIỆU CHẾ TẠO BỘ TRUYỀN TRỤC VÍT ………………………....17
3. XÁC ĐINH ỨNG SUẤT CHO PHÉP …………………………………….17
5. XÁC ĐỊNH THÔNG SỐ CƠ BẢN…………………………………………….18
6. KIỂM NGHIỆM VỀ ĐỘ BỀN TIẾP XÚC ……………………………………...19
5. KIỂM NGHIỆM VỀ ĐỘ BỀN UỐN…………………………………………..19
8. KIỂM NGHIỆM VỀ QUÁ TẢI………………………………………………..20
9. KÍCH THƯỚC HÌNH HỌC BỘ TRUYÊN………………………………………20
10 .TÍNH NHIỆT TRUYỀN ĐỘNG TRỤC VÍT……………………………………20
11. BẢNG THỐNG KÊ CÁC THÔNG SỐ ………………………………………..21
PHẦN IV :THIẾT KẾ BÁNH RĂNG TRỤ…………………………………………………….……..….22
1. CHỌN VẬT LIỆU CHO HAI BÁNH NHỎ VÀ BÁNH
LỚN……………………...22
2. XÁC ĐỊNH ỨNG SUẤT CHO PHÉP………………………………………….22
SVTH: Trần Ngọc Tường

Page 3


3. TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG TRỤ …………………………………….......24
4. KIỂM NGHIỆM RĂNG VỀ ĐỘ BỀN TIẾP
XÚC ………………………………..25

5. KIỂM NGHIỆM RĂNG VỀ ĐỘ BỀN UỐN…………………………………….27
6. KIỂM NGHIỆM RĂNG VỀ QUÁ TẢI…………………………………………29
7. BẢNG THỐNG KÊ CÁC THÔNG SỐ ………………………………………...29
PHẦN V: TÍNH TOÁN TRỤC ................................................................................................. 30
A. THIẾT KẾ TRỤC I
1. CÁC THÔNG SỐ……………………………………………………31
2. CHỌN VẬT LIỆU………………………………………………….. 31
3. CHỌN SƠ BỘ ĐƯỜNG KÍNH……………………………………….. 31
4. CHIỀU RỘNG Ổ LĂN ……………………………………………….31
5. TÍNH TOÁN PHÁC THẢO KÍCH THƯỚC CHIỀU DÀI TRỤC……………31
6. TÍNH TOÁN LỰC TÁC DỤNG LÊN TRỤC…………………………….31
7. XÁC ĐỊNH ĐƯỜNG KÍNH TRỤC …………………………………….35
B. THIẾT KẾ TRỤC II
1. CÁC THÔNG SỐ……………………………………………………36
2. CHỌN VẬT LIỆU………………………………………………….. 36
3. CHỌN SƠ BỘ ĐƯỜNG KÍNH……………………………………….. 36
4. CHIỀU RỘNG Ổ LĂN ……………………………………………….37
5. TÍNH TOÁN PHÁC THẢO KÍCH THƯỚC CHIỀU DÀI TRỤC……………38
6. TÍNH TOÁN LỰC TÁC DỤNG LÊN TRỤC…………………………….39
7. XÁC ĐỊNH ĐƯỜNG KÍNH TRỤC …………………………………….40
C. THIẾT KẾ TRỤC III
1. CÁC THÔNG SỐ……………………………………………………41
2. CHỌN VẬT LIỆU………………………………………………….. 41
3. CHỌN SƠ BỘ ĐƯỜNG KÍNH……………………………………….. 41
4. CHIỀU RỘNG Ổ LĂN ……………………………………………….42
5. TÍNH TOÁN PHÁC THẢO KÍCH THƯỚC CHIỀU DÀI TRỤC……………43
6. TÍNH TOÁN LỰC TÁC DỤNG LÊN TRỤC…………………………….44
7. XÁC ĐỊNH ĐƯỜNG KÍNH TRỤC …………………………………….45
D. THIẾT KẾ TRỤC III
1. KIỂM NGHIỆM THEN THEO ĐỘ BỀN MỎI…………………………..46

2. KIỂM TRA TRỤC VỀ ĐỘ BỀN TĨNH…………………………………48
3. KIỂM NGHIỆM THEN ………………………………………………49

PHẦN VI : CHỌN Ổ LĂN VÀ NỐI TRỤC …….…………………………………………………..50

SVTH: Trần Ngọc Tường

Page 4


1.
2.
3.

I…………………………………………………………………..50
TRỤC II …………………………………………………………………53
TRỤC II …………………………………………………………………56
TRỤC

PHẦN VII : KẾT CẤU VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC...................................59
I.

II.

THIẾT KẾ KẾT CẤU VỎ HỘP GIẢM TỐC………………………….59
1. XÁC ĐỊNH KÍCH THƯỚC CƠ BẢN CỦA VỎ HỘP……………………..59
2. MỘT SÔ CƠ CẤU KHÁC LIÊN QUAN ĐẾN CẤU TẠO VỎ HỘP…………
62
A. BULONG VÒNG ……………………………………………..62
B . CHỐT ĐỊNH VỊ………………………………………………63

C. CỬA THĂM …………………………………………………64
D. NÚT THÔNG HƠI…………………………………………….65
E. NÚT THÁO DẦU …………………………………………….66
F. QUE THĂM DẦU …………………………………………....67
G. BÔI TRƠN TRONG HỘP GIẢM TỐC …………………………...68
LẮP GHÉP VÀ DUNG SAI……………………………………………69

TÀI LIỆU THAM KHẢO

SVTH: Trần Ngọc Tường

Page 5


[1]. “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí-Tập 1”-Trịnh Chất và Lê Văn UyểnNXB Giáo Dục;
[2]. “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí-Tập 2”-Trịnh Chất và Lê Văn UyểnNXB Giáo Dục;
[3]. “Cơ sở thiết kế máy”-Nguyễn Hữu Lộc-NXB Đại học Quốc gia TPHCM.

SVTH: Trần Ngọc Tường

Page 6


PHẦN 1:

I.

Chọn động cơ điện, phân phối tỉ số truyền

TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN.

1. Hiệu suất truyền động:
η = ηx.ηol3.ηbrng.ηtv . ηkn =0,93. 0.993 .0,97. 0,8. 0,99= 0,69
Tra bảng 2.3 [1], ta chọn được các hiệu suất sau:
ηx = 0,93 : Hiệu suất bộ truyền xích.
ηbrng = 0,97 : Hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.
ηkn = 0,99 : Hiệu suất của khớp nối trục đàn hồi.
ηol = 0,99 :Hiệu suất của một cặp ổ lăn.
ηtv = 0,8 :Hiệu suất trục vít không tự hảm
Tri số hiệu suất trên tra bảng 2,3
 Vậy, hiệu suất truyền động là: η=0,69 .
2. Công suất tính toán:
 Trường hợp tải trọng thay đổi thì: Pt = Ptđ (Công suất tương đương)
 Hệ thông truyền động băng tải với sơ đồ tải như sau:

Theo công thức (2.12) va (2.13) Công suất làm việc trên máy công tác được xác định
bởi công thức:
Ptđ =
= . = 5,492 kW = Pt
Trong đó: Tmax = T
T1 = T; T2 = 0,9T; t1 = 22 s và t2 = 17 s
F=18500 N ; v=0,31 m/s
 Vậy, công suất tính toán là: Pt = 5,492 kW
3. Công suất cần thiết trên trục động cơ:
 Công suất cần thiết trên trục động cơ điện được xác định bởi:
SVTH: Trần Ngọc Tường

Page 7

Pct = = = 7,92 kW
 Vậy, công suất cần thiết trên trục động cơ là: Pct = 7,92 kW
4. Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ:
 Số vòng quay sơ bộ của động cơ được xác định bởi:
nsb =nlv . u= 19,74 . 150=2961 vòng/phút
Trong đó:
Số vòng quay của trục trên máy công tác theo (2,16):
ηlv = = = 19,74 vòng/phút.
với : Vận tốc băng tải : v= 0,31 m/s .
Đường kính tăng dẩn D= 300 mm .
Tỉ số truyền toàn bộ của hệ thống dẫn động: u=ux .uh = 2,45. 60 =150
Trong đó tra bảng 2.4 [1], ta chọn:
Tỉ số truyền động xích : ux = 2,45 và tỉ số truyền động trong hộp giảm tốc : uh = 60
 Vậy, số vòng quay sơ bộ của động cơ điện là: nsb = 2961 vòng/phút.
5. Chọn động cơ điện:
Ở đây, ta chọn động cơ thõa mãn điều kiện sau:
, tức là ta phải tìm động cơ thỏa mãn
Tra bảng P1.3 [1], ta chọn được động cơ sau:
Kiểu động
cơ

Công suất
kW

Vận tốc
quay, vg/ph

cos 

%

Tmax
Tdn

TK
Tdn

4A132M2Y3

11

2907

0,9

88

2,2

1,6

SVTH: Trần Ngọc Tường

Page 8


II.

PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN.
1. Tỉ số truyền chung của hệ thống dẫn động:

u= = = 147,26
Trong đó:
nđc = 2907 vòng/phút; nlv = vòng/phút.
Chọn uh =60 => ux = 2,45
Mà uh = ubrng . utv = 2 . utv =60
Chọn ubr = 2 => utv = 30

III.

LẬP BẢNG ĐẶC TÍNH.

1. Tính toán công suất trên các trục:
 Công suất trên trục máy công tác:
Pm= = = 5,735kW
 Công suất trên trục bánh vít:
PIII = = =6,23 kW
 Công suất trên trục vít:
PII = = = 7,86 kW
 Công suất trên trục bánh răng nghiêng:
PI = = = 8,02 kW
 Công suất trên trục động cơ:
Pdc = = = 8,1 kW

SVTH: Trần Ngọc Tường

Page 9


2. Tính toán số vòng quay các trục:
 Số vòng quay của trục I được xác định bởi:

nI = = = 2907 vòng/phút
 Số vòng quay của trục II được xác định bởi:
nII = = = 1453,5 vòng/phút
 Số vòng quay của trục III được xác định bởi:
nIII = = = 48,45 vòng/phút
 Số vòng quay của trục III được xác định bởi:
nIV = = = 19,74 vòng/phút
 Vậy:
- Số vòng quay trục I là: nI = 2907 vòng/phút.
- Số vòng quay trục II là: nII = 1453,5 vòng/phút.
- Số vòng quay trục III là: nIII = 48,45 vòng/phút.
- Số vòng quay trục IV là: nIII = 19,74 vòng/phút.
3. Tính toán moment xoắn trên các trục:

106.30.P
T
n.
 Moment xoắn trên các trục được tính theo công thức:

4. Bảng đặc tính:
Thông số/Trục
Công suất (kW)
Tỉ số truyền
Số vòng quay
(vòng/phút)

SVTH: Trần Ngọc Tường

Động cơ

Trục I

Trục II

Trục III

Trục IV

8,1

8,02

7,86

6,23

5,735

uk =1
2907

ubr =2
2907

Page 10

utv =30

1453,5

ux = 2,45
48,45

19,74


Moment xoắn
(Nmm)

SVTH: Trần Ngọc Tường

26 608

26 345

Page 11

51 639

1 227 907

2 774 327


PHẦN 2

: Thiết

kế bộ truyền xích

1) Các thông sô ban đâu .
Công suất truyền : = 6,23 kW
Số vòng quay trục dẫn : n1=48,45 v/phút
Số vòng quay trục bị dẫn : n2=19,74 v/phút
Tỉ số truyền : ux = 2,45
Thời gian làm việc : L = 3 năm, làm việc 3 ca/ngày
Tổng số giờ làm việc : Lh =3.210.3.8 = 15 120 giờ
2) Chọn loại xích .
Vì tải trọng không lớn và vận tốc nhỏ nên ta chọn xích ống con lăn
3) Chọn số răng đĩa xích .
ux = 2,45
= 29 – 2u = 29 – 2. 2,45 = 24,1 răng => chọn = 25 răng
= ux = 2,45 .25 = 61,25 răng => chọn = 62 răng
4) Chọn bước xích .
Công suất tính toán =
[P] theo công thức 5.25 thầy Lộc
 Hệ số điều kiện xác định:
K = = 1.1.1.1.1,2.1,45 = 1,74
[5.22] thầy Lộc
Tra bảng 5.3 ta có
- = 1,2 : tải va đập nhẹ.
- = 1 : chọn khoảng cách trục a = (30…50)
- = 1 : khi đường nối tâm hai đĩa xích hợp với đường nằm ngang một
góc nhỏ hơn 60°.
- = 1 : trục điều chỉnh được.
- = 1 : bôi trơn nhỏ giọt
- = 1,45 : chế độ làm việc 3 ca.
 Hệ số ảnh hưởng đến số răng đĩa xích = = = 1
 Hệ số số vòng quay = = = 1,03
Chọn n01=50

= 2,5 : chọn xích 3 dãy
Công suất tính toán:
= = = 4,47 kW < [P] = 5,83 kW
Theo bảng 5.5 ta chọn bước xích = 31,75 mm
Theo bảng số vòng quay tới hạn = 630 vg/ph nên điều kiện n < thỏa mãn.
5) Xác định khoảng cách trục và số mắc xích
Khoảng cách trục sơ bộ: a (30…50) = 40.31,75 = 1270 mm
SVTH: Trần Ngọc Tường

Page 12


Từ khoảng cách trục a xác định số mắc xích Xc theo 5.12[1]
Xc = + + = + + = 132,06
Chọn Xc = 132 mắt xích.
Tính chính xác khoảng cách trục a:
theo công thức 5.13[1]
a* = 0,25
= 0,25= 1392,38 mm
Để xích không chịu lực căng quá lớn
Δa= 0,003 .a* = 4,18
a = a*- Δa = 1388,2 mm chọn a = 1388 mm
Số lần va đập trong 1 giây .
Theo công thức 5.14 [1]
i = = = 0,6 < [i] = 25 theo bảng 5.9 thõa mãn
6) Kiểm định về độ bền và kiểm định quá tải .
- Vận tốc của đĩa xích:
v = = = 0,64 m/s
- Lực vòng có ích:
= = = 9719,9 N

- Tải trọng phá hủy Q = 265,5 kN
( tra theo bảng 5.2 [1] với bước xích pc=31,75 , 2 dãy xích )
- Lực căng do lực ly tâm gây nên:
= .v² = 11.0,642 = 4,51 N
Với khối lượng một mét xích =11 kg
( tra theo bảng 5.2 [1] với bước xích pc=31,75 , 3 dãy xích )
- Hệ số tải trọng động với kđ =1.7
- Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra:
=9,81 . = 9,81.6.11.1388.10-3 = 898,67 N
Với hệ số võng = 6 ứng với bộ truyền nằm ngang
 Hệ số an toàn vể tải trọng theo công thức 5.15 [1]
s = = = 15,23 > [s] = 7 tra bảng 7.10 thõa mãn
7) Xác định thông số của đĩa xích .
- Đường kính vòng chia đĩa xích: theo công thức 5.17[1]
= = = 252,66 mm
= = = 626 mm
- Đường kính vòng đỉnh
= d1 + 0,7pc = 252,66 + 0,7.31,75 = 276,47 mm
SVTH: Trần Ngọc Tường

Page 13


= d2 + 0,7pc = 648,8 mm
- Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc theo 5.18[1]
σH = [σH]
Trong đó
- [σH] là ứng suất tiếp xúc cho phép , chon vật liệu thép 45 ,tôi cải thiện
 σH

nên [σH] =600 MPa
Lực va đập trên dãy xích theo công thức 5,19 [1]
=13.10-7n1p3m = 13.10-7.48,45.31,753.3 = 6,05 N
Hệ số tải trọng động = 1,3 tra bảng 5,6 [1]
Hệ số phân bố tải trọng =1
Hệ số cảnh hưởng của sô răng xích =0,4
modun đàn hồi E=2,1.105 MPa
Diện tích chiếu bản lề A=655 mm2 tra bảng 5.12
== =598 MPa

σH =598MPa [σH] =600 MPa thỏa
Chiều dài xích: L = X = 31,75.132 = 4191 mm
Lực tác dụng lên trục:
= = 1,15. 9719,9 = 11 177,89 N
Vì xích nằm ngang nên Km=1,15
8) bảng thông số bộ truyền Xích
Thông số

Kí hiệu và giá trị

Khoảng cách trục

a= 1388 mm

Bước xích

p = 31,75 mm

Số mắc xích

X=132

Tỉ số truyền

ux = 2,45

Chiều dài dãy xích

L=4191 mm

Đường kính vòng chia

d1 = 252,66 mm;
d2 = 626 mm
da1 = 276,47 mm;
da2 = 648,8 mm
KX =3

Đường kính đỉnh răng
Số dãy xích

SVTH: Trần Ngọc Tường

Page 14


PHẦN 3 :

Thiết kế bộ truyền trục vít

1. Các thông sô ban đâu .
Công suất trên trục vít P1=7,86 kW; trục bánh vít P2=6,23 kW
Tỉ số truyền u=30 v/ph
Tốc độ quay trục vít n1 = 1453,5 v/ph
Tốc độ quay trục bánh vít n2 = 48,45 v/ph
Momen xoắn trên trục vít T1=51 639 Nmm;
bánh vít T2=1 227 907 Nmm
Tổng số giờ làm việc Lh=15 120 giờ
2. Chọn vật liệu chế tạo bộ truyền trục vít .
Vì trong bộ truyền trục vít xuất hiện vận tốc trượt lớn và lực kéo băng
tải lớn , tần số chịu tải của trục vít lớn hơn nhiều so với bánh vít nên
trục vít được chế tạo bằng thép C45 được tôi bề mặt đạt độ rắn HRC45
Vận tốc trượt :
Vs = 4,5 .10-5 n1 = 4,5 .10-5 1453,5. =7 m/s
Vì Vs > 5 ta dùng đồng thanh thiếc Mác BpO C C 5-5-5 cho bánh vít
với σb =200 ÷ 250 MPa , σch =80 ÷ 100 MPa
3. Xác đinh ứng suất cho phép .
Vì bánh vít làm bằng đồng thanh có cơ tính thấp hơn nhiều so với
trục vít bằng thép, nên để thiết kế chỉ cần sác định ứng tiếp xúc cho
phép và ứng suất uốn cho phép đối với vật liệu bánh vít.Ta tiến
hành kiểm tra cho bánh vít.
a. Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH ]
- [σHo ] ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với 107 chu kỳ theo 7.3[1]
SVTH: Trần Ngọc Tường

Page 15


[σHo ] = (0,75 ÷ 0,9) σb = 0,9.250= 225 MPa
- Thời gian làm việc LH =15 120 giờ

- Chu kỳ ứng suất tương đương theo 7.5
NHE =60.
= 60. 48,45 . 15 120 = 37,36.106 chu kỳ
- Hệ số tuổi thọ
KHL = = 0,85
Do bánh vít làm bằng đồng thanh thiết nên theo 7.2[1]
[σH ] =[σHo ] KHL = 225 . 0,85 = 191.25 MPa
b. Ứng suất uốn cho phép [σF ]
- [σF0 ] ứng suất uốn cho phép ứng với 106 chu kỳ quay một chiều
theo 7.7[1] [σF0 ] =0,25 σb +0,08 σch =0,25. 230+ 0,08 .90=64,7 MPa
Với NFE =60.
=60. 48,45.15 120.=32,22.106
- Hệ số tuổi thọ
KFL = ==0,68
 [σF ] =[σFo ] KFL = 64,7.0,68 = 44 MPa
c. Ứng suất cho phép khi quá tải .
Với bánh vít bằng đồng thanh thiếc theo công thức 7,13[1] ta có
[σH ]Max = 4 σch =4.90= 360MPa
[σF ]Max = 0,8 σch =0,8 .90= 72 MPa
5. Xác định thông số cơ bản .
a) Khoảng cách trục aw
- Chọn số mối ren Z1 = 2
- Z2 = utv.Z1 =30 .2=60 răng
- Hệ số đường trục vít : q �(0,25… 0,3) Z2 = 15…18
Chọn q = 16
Dựa vào bảng 7.3 [1] chon q= 16 dùng một dãy
- Hệ số tải trọng chọn sơ bộ KH = 1,1
 aw = (Z2 +q )
=(60 + 16 ) =201 mm
b) Xác đinh modun

Theo 7.17[1] m= = =2,47 =5,3
Dựa vào bảng 7.3[1] chọn m= 5 theo tiêu chuẩn
SVTH: Trần Ngọc Tường

Page 16


aw 

m( z2  q ) 5(60  16)

 190
2
2

Tính lại
Chọn lại aw=190mm
c) Hệ số dịch chỉnh .
Theo 7.18[1] x= - 0,5(q+Z2 )= – 0,5(16+60)= 0
Thỏa điều kiện -0,76. Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc .
- Vận tốc trượt vs theo công thức 7.20[1]
vs = ==6,14 m/s
Với = arctg= arctg=7.1250
=(q+2x).m=(16+2.0)5=80 mm
Chọn vật liệu làm bánh vít là đồng thanh thiếc [σH ] = 200,44
- Hiệu suất η bộ truyền trục vít
Theo η= 0,95 = 0,95. =0,81
- Hệ số tải trọng
KH = KHβ . KHv =1. 1,07=1,07

Trong đó KHβ là hệ số tải trọng không đều trên vành răng
Với = = 1. +0,9.=0,956
Tra bảng 7.5[1] lấy θ=190
KHβ = 1+ =1+ =1
Hệ số phân bố tải trọng động KHv =1,07 tra bảng 7.7[1] nội suy
ứng suất tiếp xúc thỏa
- Đựa vào bảng 7.6[1] ta chọn cấp chính xác là cấp 7
- Momen xoắn trên bánh vít
T2 = T1.utv .η =51 639 . 30.0,81=1 254 827,7 Nmm
Theo công thức 7.19[1]

7.
-

σH = . = . =72,5
σH = [σH]= 191,25 thỏa .
Kiểm nghiệm về độ bền uốn .
Modun pháp của rằng vít mn = m cosy = 5. cos(7,125)=4,96
Hệ số tải trọng KF = KFβ . KFv =1. 1,07=1,07
Với KFβ = KHβ =1 , KFv = KHv =1,07
Đường kính vòng chia d2 = m .Z2 =5.60= 300 mm
Bề rộng bánh răng vít trong bảng 7.9[1]

SVTH: Trần Ngọc Tường

Page 17


b2 0,75.da1 = 0,75. (q+2)m=0,75(16+2)5=67,5 mm
chọn b2 =65 mm .

- Số răng tương đương Zv = == 60,45
- tra bảng 7.8[1] hệ số dạng răng YF = 1,4
 σF = == 26,62< [σF ]= 44 MPa thỏa
8. kiểm nghiệm về quá tải .
σHMax = σH = . = 94,53 [σH]Max = 360 MPa
σFMax = σF .=26,62 .1,7 =45,25 [σF ]Max = 72 MPa
thỏa mản
9. kích thước hình học bộ truyên
chiều dài phần cắt ren của trục vít
b1 (11+0,06.Z2 ).m=(11+0,06.60).5=73
10. tính nhiệt truyền động trục vít
- hệ số thoát nhiệt qua đáy hộp ψ=0,25
- hệ số kể đến giảm nhiệt sinh ra trong một đơn vị thời gian β
β= ==1,05
- hệ số tỏa nhiệt của phần bề mặt hộp quạt chọn Ktq = 21
- nhiệt độ cao nhất cho phép của dâu [td] =900
- chọn nhiệt độ môi trường t0 = 200
- Kt =13 hệ số tỏa nhiệt
A
= =1,04 (m2)

11. bảng thống kê các thông số

SVTH: Trần Ngọc Tường

Page 18


Thông số

Kích thước

Khoảng cách trục
Hệ số dịch chỉnh

aw =190 mm
x=0

Chiều rộng bánh vít

b= 65 mm

Góc vít

=7,1250

Modun bánh vít

m=5 mm

Hệ số đường trục vít

q=16 mm

Tỉ số truyền

u= 30

Hiệu suất của bộ truyền

η= 0.81

Đường kính vòng chia

d1 = 80 mm
d2 = 300 mm
Đường kính vòng đỉnh
da1 =90 mm
da2 =310 mm
Đường kính vòng đáy
df1 =68 mm
df2 =288 mm
Đường kính ngoài bánh vít daM2 =317,5 mm

PHẦN 4

:

Thiết
kế bộ
truyền bánh răng trụ răng nghiêng

1) Chọn vật liệu cho hai bánh nhỏ và bánh lớn (theo bảng 6.1 [1])
vì công suất của bánh dẫn P= 8.02 KW không quá lớn ,bộ ruyền không yêu cầu gì đặc
biệt nên dựa vào bảng 6.1 ta chọn
  850MPa,
a) Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241…285 có b1
 ch1  580MPa;
b) Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192…240 có  b2  750MPa,

 ch2  450 MPa;
2) Xác định ứng suất cho phép:
Theo bảng 6.2 với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180…350
, ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở
SVTH: Trần Ngọc Tường

Page 19


 Ho lim  2HB  70 ;  Fo lim  1,8HB
S và S hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc va uốn tra bảng 6.2
SH = 1,1; SF = 1,75.
Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 245; độ rắn bánh lớn HB2 = 230, khi đó
= 2 + 70 = 2 . 245+70=560 MPa
= 2 + 70 = 2 . 230+70=530 MPa
= = 1,8 . =1,8 .245=441 MPa
= = 1,8 . =1,8 .230=414 MPa
 Tính chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc :
2,4
theo (6.5) [1] NHo  30HHB , do đó:
= 30 = 30. = 1,63. chu kỳ
= 30 = 30. = 1,40. chu kỳ
 Tính chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn :
= = 4.
 Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương theo :
- ứng suất tiếp xúc theo công thức 6.7 [1] :
= 60c =60.1.2907. 15120.(+)= 23,257 .108 chu kỳ
Với Lh =15120 giờ
= = = 11,63.108 chu kỳ
- Ứng suất uốn theo công thức 6.8[1]:

= 60c
= 60 . 1 . 2907 .15120 .
= 209,9 .108 chu kỳ
= = = 104,9. chu kỳ
Vì NHE2 = 11,63.108 > NHO2 = 1,40.107 do đó => Hệ số tuổi thọ KHL2 = 1
Vì NHE1 = 23,257 .108 > NHO1 = 1,63.107 do đó => Hệ số tuổi thọ KHL1 = 1
Vì NHE1 =11,63 108 >NFE2 = 8,81.108 > NFO = 4.106 do đó
 Hệ số tuổi thọ KFL2 = 1 và KFL1 = 1.
 Ứng suất tiếp xúc cho phép:
=
Ta có hệ số an toàn khi tính về ứng suất tiếp SH = 1,1 .
= = 509,09 MPa
= = 481,82 MPa
Mà bánh răng là bánh răng trụ răng nghiêng:
SVTH: Trần Ngọc Tường

Page 20


= ( + )/2 = (509,1+481,8)/2 = 495,45 MPa
 Ứng suất uốn cho phép:
=
Ta có hệ số an toàn khi tính về ứng suất uốn SF = 1,75
= = 252 MPa
= = 236,57 Mpa
 Ứng suất quá tải cho phép: Theo (6.13) và (6.14):
�
H �
 2,8 ch2  2,8�450  1260
�

�
max
MPa
�
 F 1�
 0,8 ch1  0,8�580  464
�
�
max
MPa
�
 F2�
 0,8 ch2  0,8�450  360
�
�
max
MPa
3) Truyền động bánh răng trụ :
a. Xác định thông số cơ bản của bộ truyền
Khoảng cách trục sơ bộ
Theo (6.15a) [1]:
= Ka .(u+1) = 43.(2+1) = 73,21mm
Ta có :
-

Mô men xoắn trên trục bánh chủ động T=26345 Nmm
=495,45 ứng suất tiếp súc cho phép .
Hệ số Ka = 43 theo bảng 6.5 [1] loại răng nghiêng
Tỉ số truyền u =2 .
Hệ số ba tra bảng 6.6 [1] =>ba = 0,3 0,5 chọn ba = 0,3

Hệ số bdmax =ba= 0,53.0,3.(2+1)=0,477
KHβ hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên bề rộng vành răng
Tra bảng 6.7[ 1] KHβ =1.022
Theo tiêu chuẩn chọn = 85 mm
Chiều rộng vành răng bw = . ba =85 . 0,3= 25,5 mm
b. Xác định thông số ăn khớp .

 Xác định môdun (m).
Theo công thức 6,17[1] ta có m = (0,01 0,02).=(0,010,02).85=0,851,7
Tra bảng 6.8 Trị số tiêu chuẩn môdun ta chọn m=1,5
Ta có

SVTH: Trần Ngọc Tường

Page 21


aw 

m( z1  z2 )
2 cos 

Chọn  =130 : Z1 = = = 36.8
Lấy Z1= 37 răng => Z2= u.Z1 = 2.37= 74 răng
Tính lại :  H
  =130

4) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Ứng suất cho phép trên mặt răng phải thỏa điều kiện sau :
Theo công thức 6,33[1]

H =
Trong đó :
- ZM =274 MPa1/3 hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn
khớp
- ZH =1,76
hệ số hình dạng tiếp xúc tra bảng 6.12[1]
- Z= 0.87 Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Theo công thức 6.36a [1] Z = ==0.87
 khi hệ số trùng khớp dọc = 0
 hệ số trùng khớp ngang
theo công thức 6.38[1] =cos =
=/cos = 1,8
- KH là hệ số quá tải khi tiếp xúc
Theo công thức 6.39[1] KH =KHβ .KHα . KHv
 KHβ là hệ số phân bố tải trọng trên vành răng khi tính tiếp,
tra bảng 6.7 [1] ta được KHβ =1,022
 KHα là hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp , với bánh răng thẳng KHα =1,11
 KHv hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp
Theo công thức 6.14[1] KHv =1+
Trong đó
o Đường kính vòng lăn bánh nhỏ dw1 == =56,67 mm
o Vận tốc vòng v = ==8,62 (m/s)
SVTH: Trần Ngọc Tường

Page 22


d w1 

2aw 2.85

 56, 67
u 1 2 1

với
o Chiều rộng vành răng = 25,5 mm



o Hệ số ảnh hưởng đến sự ăn khớp H =0.006 tra bảng 6.15
o Hệ số ảnh hưởng của sai lệch các bước răng g0 =47
Vì cấp chính xác bằng 7 tra bảng 6.13 và 6.16 được g0 =47
o vH = δH . g0. v . =0,006. 47 .8,67 . =15,94
vH =15,95 vHMax =240 tra bảng 6.17 cấp 7 thỏa
nên KHv =1+ = 1 + = 1,48
KH =KHβ .KHα . KHv = 1.022.1,11.1,07= 1.21
Suy ra H =
H

= =453,4 MPa

Mặt khác ta có :
 Ta chọn cấp chính xác là cấp 7 ,nên nhóm bề mặt trung bình
Ra = 2,5 ÷ 1,25 µm => ZR =0,95
 Zv = 0,85 . V0.1 = 0,85.8,670.1 =1,06
 KXH =1 hệ số ảnh hưởng đến kích thước răng khi đường kính vòng đỉnh
da 700mm
 . ZR . Zv . KXH = 495,45. 0,95 .1,06. 1 = 498,9 > 453,4
Vậy điều kiện tiếp xúc bền thỏa mản

.
5) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
a) Bánh răng 1 .
Theo (6.43) [1]:

=
Trong đó :
 T1 =26 345 Nmm mômen bánh chủ động .
 m là môdun pháp m=1.5
 bw =25,5 mm chiều rộng vành răng .
 dw1 =56,67 mm đường kính vòng lăn trên bánh chủ động .
SVTH: Trần Ngọc Tường

Page 23





= 1/ = 1/1,75 = 0,57 hệ số trùng khớp của răng với
là hệ số trùng khớp ngang với = 1,75 tính trên
= 1 – = 0,91 hệ số kể đến độ nghiêng của răng

= 3,72 hệ số dạng răng bánh 1 , tra bảng 6.18[1] với số răng tương đương 37 hệ
số dịch chỉnh là 0
 hệ số tải trọng khi tính về uốn :
Theo công thưc 6.45[1] =
Trong đó :
- KFβ là hệ số phân bố tải trọng trên vành răng khi tinh uốn ,
tra bảng 6.7 [1] ta được KFβ =1,04 với bdmax = 0,48



- KFα hệ số ảnh hưởng đến cặp đôi ăn khớp đồng thời khi tính uốn
Vì bánh răng thẳng nên KFα = 1 .
- hệ số tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính uốn
Theo 6.46 [1] ta có = 1 +
Với v = 0,016.47.8,67 . = 42,50
Trong đó hệ số ảnh hưởng của sai sô ăn khớp 0,016
hệ số ảnh hưởng của sai lệch các bước răng g0 =47
Với cấp chính xác của răng là cấp 7
Vận tốc vòng v = ==8,62 (m/s)
= 1 + = 1 + = 2,26
Suy ra =

= 1,04 . 2,26 .1 =2,35

Thay vào công thức 6.34 ta được :

= = =110.22
Tính lại ứng suất cho phép ;
 Hệ số ảnh hưởng tới độ nhám YR=1
 Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu Ys
Ys = 1,08 -0,0695. ln(m) =1,08 -0,0695. ln(1,5) =1,05
 Hệ số kích thước bánh răng ảnh hưởng về độ uốn KxF =1
Vì da1 = m.Z1 = 1,5. 37=55,5 mm< 400 mm
 [] = 252. 1 .1,05 .1 =265 MPa > = 110,22 MPa thỏa .

b) Bánh răng 2 .
SVTH: Trần Ngọc Tường

Page 24


Theo công thức 6.44[1] =
Trong đó :




hệ số dạng răng của bánh 1 tra bảng 6,18 nội suy ta được =3,72
hệ số dạng răng của bánh 2 tra bảng 6,18 nội suy ta được =3,614
 = =107,74.=104,85 MPa

Mà ta có = = 236,57 MPa
 []= 236,57 . 1 .1,05 .1 =148,4 > =104,85 thỏa
Vậy điều kiện uốn bánh răng 1 và bánh răng 2 thỏa
6) Kiểm nghiệm răng về quá tải:
 Đề phòng dạng dư và gẫy răng thì .
Theo (6.48) [1] thì σHMax =σH .
Trong đó :
- H = 476,09 MPa tính trên
- Chọn hệ số quá tải Kqt = Tmax/T = 1.8
- [σHMax ] =1260 MPa tính trên
 σHMax =476,09 . =638,74 < [σHMax ] =1260 MPa thỏa.
 Đề phòng dạng dư và phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng
Theo công thức 6.49[1] σF1Max = σF1 . Kqt [σF1 ]Max
σF2Max = σF2 . Kqt [σF2 ]Max
Ta có :
- =107,93 MPa ;=104,85 MPa ; Kqt = Tmax/T = 1,8 .
�

 �
 0,8 ch1  0,8�580  464
max
Với � F 1�
MPa
�
 F2�
 0,8 ch2  0,8�450  360
�
�
max
MPa
 σF1Max = σF1 . Kqt = 107,93 . 1,8=194,27 [σF1 ]Max =464 MPa
 σF2Max = σF2 . Kqt = 104,85 .1,8 =188,73 [σF2 ]Max =360 MPa
Vậy thỏa mản điều kiện bền .

SVTH: Trần Ngọc Tường

Page 25