thiết kế hệ thống truyền động cơ khí

MỤC LỤC
Trang
MỤC LỤC.................................................................................................................1
LỜI NÓI ĐẦU...........................................................................................................3
PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHÔI TỶ SỐ TRUYỀN...........................4
1.1 Chọn động cơ..................................................................................................4
1.2 Phân phối tỷ số truyền.....................................................................................5
1.3 Xác định công xuất, momen, số vòng quay trên các trục...............................5
PHÂN 2 : THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN................................................................7
2.1 Thiết kế bộ truyền bánh răng...........................................................................11
2.1.1 Chọn vật liêu...........................................................................................11
2.1.2 Tính các ứng suất cho phép.....................................................................11
2.2 Tính bộ truyền trục vít trong hộp giảm tốc....................................................21
2.2.1 Thông số kỹ thuật của bộ truyền.............................................................21
2.2.2 Dụ đoán vận tốc trượt,chọn vật liệu........................................................21
2.2.3 Xác định ứng suất cho phép....................................................................21
2.2.4 Tính thiết kế............................................................................................22
2.2.5 Kiểm nghiệm đọ bền tiếp xúc.................................................................23
2.2.6 Kiểm nghiệm đọ bền uốn........................................................................24
2.2.7 Tính nhiệt lượng trong truyền đọng trục vít............................................24
PHẦN 3: THIẾT KẾ TRỤC – CHỌN THEN – KHỚP NỐI....................................28
3.1 Thiết kế trục........................................................................................................28
3.1.1 Chọn vật liệu và xác định sơ bộ đường kính trục............................................28
3.1.2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực...................................29
3.1.3 Phân tích lực tác dụng lên bộ truyền................................................................30
3.2 Chọn then và kiểm nghiệm then.........................................................................40
3.3 Tính kiểm nghiệm độ bền trục............................................................................40
3.3.1 Độ bền mỏi.......................................................................................................40
3.3.2 Độ bền tĩnh.......................................................................................................42
3.4 Tính toán nối trục................................................................................................43
PHẦN 4 : TÍNH TOÁN VÀ CHỌN Ổ LĂN............................................................45

4.1 Chọn ổ lăn cho trục I....................................................................................45
4.1.1 Chọn loại ổ.............................................................................................45
4.1.2 Kích thước và cấp chính xác của ổ........................................................45
4.1.3 Kiểm nghiệm ổ về khả năng tải động....................................................45
4.1.4 Kiểm nghiệm ổ về khả năng tải tĩnh......................................................46
4.2 Chọn ổ lăn cho trục II..................................................................................47
4.2.1 Chọn loại ổ ............................................................................................47

1


4.2.2 Chọn kích thước và cấp chính xác ổ .....................................................47
4.2.3 Kiểm nghiệm ổ lăn về khả năng tải động..............................................48
4.3 Chọn ổ lăn cho trục III..................................................................................51
4.3.1 Chọn loại ổ.............................................................................................51
4.3.2 Chọn kích thước và cấp chính xác ổ......................................................52
4.3.3 Kiểm nghiệm ổ lăn về khả năng tải động..............................................52
PHẦN 5: CHỌN CHI TIẾT PHỤ, THIẾT KẾ VỎ HỘP, BẢNG DUNG SAI.........55
5.1 Kết cấu vỏ hộp..............................................................................................55
5.2 Kết cấc một số chi tiết..................................................................................57
5.3 Bôi tron và điều chỉnh ăn khớp.....................................................................60
5.4 Dung sai lắp ghép.........................................................................................61
PHẦN 6: TÀI LIỆU THAM KHẢO.........................................................................63

2


LỜI NÓI ĐẦU
Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ
khí.Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí

hiện đại.Vì vậy, việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là công
việc rất quan trọng trong công cuộc hiện đại hoá đất nước.Hiểu biết, nắm vững
và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết kế các hệ thống truyền động là những yêu
cầu rất cần thiết đối với học viên sỹ quan kỹ thuật.
Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi, có thể
nói nó đóng một vai trò quan trọng trong cuộc sống cũng như sản xuất.Đối với
các hệ thống truyền động thường gặp thì hộp giảm tốc là một bộ phận không thể
thiếu.
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp ta tìm hiểu và thiết kế hộp
giảm tốc, qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn học
như Cơ kỹ thuật, Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật...; và giúp học viên có cái nhìn tổng
quan về việc thiết kế cơ khí. Hộp giảm tốc là một trong những bộ phận điển
hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản như
bánh răng, ổ lăn,…Thêm vào đó, trong quá trình thực hiện các học viên có thể
bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ Cơ khí, đây là điều rất cần thiết với một học
viên cơ khí động lực.
Chúng tôi chân thành cảm ơn thầy Lê Văn Nhân, các thầy trong khoa kỹ
thuật cơ sở đã giúp đỡ chúng tôi rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án.
Với kiến thức còn hạn hẹp, vì vậy thiếu sót là điều không thể tránh khỏi,
chúng tôi rất mong nhận được ý kiến từ thầy
Học viên thực hiện
Trần Doãn Toàn

3


PHẦN 1: XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN BỐ TỈ SỐ
TRUYỀN CHO HỆ DẪN ĐỘNG
1.1

TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN

1.1.1Chọn hiệu suất của hệ thống:
Tra bảng 2.3 tài liệu [1] ta chọn:
Hiệu suất ổ lăn:

-

ηol

= 0,99

Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:

-

Hiệu suất bộ truyền trục vít:

-

Hiệu suất bộ truyền xích:

-

Hiệu suất khớp nối:

-

ηkn

ηx

ηtv

-

= 0,97

=1

Hiệu suất truyền động:
Tính công suất tính toán:

Công suất trên xích tải: Plv =
Công suất tính toán:

( Ti / Tmax )

2

.ti

Σti

-

-

6.

F .v
1000

=

=1.0,97.0,75.0,98.0,993= 0,692

24000.0, 25
1000

12.27 + 0,82.17
= 5,57
27 + 17

Ptđ = Plv
=
Công suất cần thiết trên trục động cơ:
Ptd
ηΣ

= 0,98

= 0,75

ηΣ = ηkn .η x .ηtv .ηbr .ηol3

1.1.2

ηbr

= 6 kW

kW

5,57
≈ 8, 05
0, 692

Pct =
=
kW
Số vòng quay sơ bộ:
nsb = nlv. ungoài. uhộp giảm tốc
6.10 4.vbr
π .D

6.104.0, 25
π .550 ≈

nlv =
=
8,681 vòng/phút
Chọn sơ bộ: ungoài = Ux = 2
⇒

uhộp giảm tốc = 80
nsb = 8,68.2.80 = 1388,96vòng/phút

4

Dựa vào bảng phụ lục P1.3 chọn động cơ điện thỏa mãn
Theo bảng

p1.3 tài liệu

[ 1]

 Pdc > Pct

 ndc ≈ nsb

ta chọn động cơ sau:

Tên động cơ

Công suất
(kW)

Vận tốc quay,
vòng/phút

Cos

4A132M4Y3

11

1458

0,87

%

Tmax
Tdn

TK
Tdn

87,5

2,2

2

1.2 Phân phối tỉ số truyền
- Tỉ số truyền chung

UΣ =

ndc 1458
=
= 168
nlv 8,68

U Σ = U x .U hop
U hop = U tv .U br
Ta có:

Tra bảng 2.4 tài liệu [1] ta chọn :
U x = 2 ⇒ U hop =
Chọn
U tv =

U Σ 168
=
= 84
Ux
2

Z2
Z1

ta có:
kết hơp

Chọn

hình 3.25 tài liệu
Z1 = 1 Z 2 = 40 ⇒

[ 1]

ta chọn :

U tv =

,

U hop 84
40
= 40 U br = U = 40 = 2,1
tv
1
,

1.3 Công suất trên các trục:
Plv =

F .v
1000

=

24000.0, 25
1000

= 6 kW

5


P3 =
Trục 3:

Plv
6
=
= 6,25kW

ηol .η x 0,99.0,97

P2 =

P3
6,25
=
= 8,42kW
ηol .ηtv 0,99.0,75

P1 =

P2
8,42
=
= 8,68kW
ηol .ηbr 0,99.0,98

Trục 2:

Trục 1 :

Pdc =

Số
vòng
quay
Trục
động
cơ: :

Trục 1:

n1 = ndc = 1458

n2 =

Trục 2:
n3 =
Trục 3:

vòng/phút

n1 1458
=
= 694,2857
U br
2,1

vòng/phút

n2 694,2857
=
= 17,357
U tv
40
nlv =

Trục công tác:
∆n =

P1
8,68
=
= 8,77 kW
ηol .ηkn 0,99.1

vòng/phút

n3 17,357
=
= 8,6785
Ux
2

vòng/phút

8,6785 − 8,681
.100 = 0,029% < 5%
8,681

Momen xoắn trên các trục:
P
Ti = 9,55.106. i
ni
Tdc = 9,55.106.
Trục động cơ:

Pdc
8,77
= 9,55.106.

= 57444,1N .mm
ndc
1458

6


T1 = 9,55.106.
Trục 1:

P1
8,681
= 9,55.106.
= 56861,14 N .mm   
n1
1458

T2 = 9,55.106.

Trục 2:
T3 = 9,55.106.
Trục 3:

P2
8, 42
= 9,55.106.
= 115818,315 N .mm
n2
694, 2857

P3
6,25
= 9,55.106.
= 3438814,3 N .mm
n3
17,357

Tlv = 9,55.106.

Plv
6
= 9,55.10 6.
= 6602523, 47 N .mm
nlv
8,6785

Trục công tác:

Công suất P
(kW)

Động cơ

Trục 1

Trục 2

Trục 3

Trục công

tác

8,77

8,681

8,42

8,25

6

Tỉ số
truyền u

1

2,1

40

Số vòng
quay n
(vòng/phút)

1458

1458

694,2857

Momen

57444,1

56861,14

115818,14

2
17,357

8,6785

3438814,315 6602523,47

7


xon T
(N.mm)

PHN 2: THIT K CC B TRUYN
2.1 Thit k b truyn xớch
2.1.1 Thụng s u vo
P1 = 8,25(kW)
n1 = 17,357 (vòng/phút)
ux = 2
Số ca = 2
2.1.2 Chọn loại xích

Vì tải trọng nhỏ, vận tốc tơng đối thấp do đó dùng xích ống con
lăn
2.1.3 Xỏc nh s rng ca a xớch.
Tra bảng 5.4 ti liu [1] ,đối với loại xích con lăn có tỉ số truyền u x
= 2
= 25




ta chọn số răng đĩa xích dẫn: z1

= 29 2ux = 29 2.2

Số răng đĩa xích bị dẫn : z2 = ux.z1 = 2.25 = 50

2.1.4 Xỏc nh bc xớch
áp dụng công thức công suất tính toán: Pt = P1.k.kz.kn
Trong đó:
Pt l cụng sut tớnh toỏn (kW).
P1 là công suất truyền: P1 = 8,25 (kW)

kz là hệ số số răng: kz =

z01 25
=
=1
z1 25

kn là hệ số số vòng quay: kn =

n01
n1

Với n01 là số vòng quay đĩa xích dẫn làm việc trong điều kiện
thí nghiệm (bộ truyền nằm ngang, khoảng cách trục chn : a (40 )

8


p có thể điều chỉnh lực căng xích, bộ truyền chịu tải trọng em
va p nh , làm việc hai ca và đợc bôi trơn nh kỡ
chọn n01 = 50 (vòng/phút).


kn =

n01
50
=
= 2,88
n1 17, 357

k = ko. ka. kđc. kbt. kđ. kc
Tra bảng 5.6 ti liu [1],ta có:
+ ko là hệ số kể đến ảnh hởng của vị trí bộ truyền (đờng nối
tâm hai đĩa xích tạo với phơng ngang một góc < 60o )

ko = 1.

+ ka là hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài dây xích,
chọn s b a =40p


chnka= 1.

+ kđc là hệ số kể đến ảnh hởng của việc điều chỉnh lực căng
dây xích, dùng đĩa iu chnh c 1 trong 2 a xớch



kđc = 1.

+ kbt là hệ số kể đến ảnh hởng của bôi trơn, tra bảng 5.7 ti liu
[1],chọn chế độ bôi trơn đạt yêu cầu (chất lợng bôi trơn II), tra
bảng 5.6 ti liu [1],ta có đối với môi trờng làm việc có bụi, chất lợng
bôi trơn II



kbt = 1,1

+ kđ là hệ số kể đến tải trọng động, đối với tải trọng va đập
nhẹ



kđ = 1,2

+ kc là hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền xích.
Với bộ truyền làm việc 2 ca:





K c = 1,12

kc = 2

k = 1.1.1.1,1.1,2.1,12.1 = 1,4784
Pt = P1.k.kz.kn = 8,25.1,4784.1.2,88 = 35,127 (kW).

Để đảm bảo cho bộ truyền xích làm việc êm ta chọn xích 2 dãy


kx = 1,7

khi đó công suất bộ truyền là : Pd =

Pt 35,127
=
= 20, 663
kx
1, 7

(kW).

9


Tra bảng 5.5 ti liu [1],với n01= 50 (vòng/phút) ta chọn bớc xích:
pc=50,8 (mm)


Công suất cho phép [P] = 22,9 (kW) >20,663 (kW)

1.2.4 Khong cỏch trc v s mt xớch
Khoảng cách trục: a = 40.p = 40. 50,8 = 2032 (mm).

áp dụng công thức tính số mắt xích :
X =

2a z1 + z2 ( z2 z1 ) 2 . pc
X =
+
+
pc
2
4 2 .a

2.2032 25 + 50 (50 25) 2 .50,8
+
+
= 117, 9
50,8
2
4 2 .2032

Chọn số mắt xích chẵn để tránh làm mắt chuyển tiếp: x c = 118


tính lại khoảng cách trục, theo công thức 5.13 ti liu [1]:

a = 0, 25 pc [ X c 0,5( z2 + z1 ) + [ X c 0,5( z2 + z1 )]2 2(

z2 z1 2
) ]


a = 0, 25.50,8.[118 0,5(50 + 25) + [118 0,5(50 + 25)]2 2(

50 25 2
) ] = 2034, 65
3,14

(mm)
Để đảm bảo xích không chịu lực căng quá lớn khoảng cách trục a
cần phải giảm đi một lợng: a = 0,003a = 0,003.2034,65 = 6,104
(mm)
Vậy khoảng cách trục đợc ta chọn là: a = 2028,55 (mm).
i=

z1 .n1
25.17,357
=
= 0, 245 < [i] = 15
15. X c

15.118

Số lần va đập của xích :

Theo bảng 5.9 ti liu [1].
1.1.6 Kiểm nghiệm xích về độ bền
S=

Hệ số an toàn của xích :

Q
( K d Ft + Fo + Fv )

Trong đó:

10


Q là tải trọng phá hỏng (N), tra bảng 5.2 ti liu [1], ta có: Q =
453,6kN=453600(N).
Kđ là hệ số tải trọng động ng vi ng sut trung bỡnh
Ft là lực vòng (N): Ft =
v=

1000.P1
v

z1 .P1 .n1 25.50,8.17,357
=
= 0,3674

60000
60000



Ft =

1000.P1
v

=



Kđ = 1,2.

, với P1 = 8,25 (KW),

(m/s)

1000.8, 25
= 22455,1( N )
0,3674

.

Fv là lực căng do lực li tâm sinh ra (N): F v = q.v2 .
Tra bảng 5.2 ti liu [1],ta có khối lợng 1 mét xích: q = 19,1 (kg).

Fv = 19,1.0,36742 = 2,58 (N).

Fo là lực căng do trọng lợng nhánh xích động sinh ra (N) : F o =
9,81.kf.q.a
kf = 6 (bộ truyền nằm ngang ).




Fo = 9,81.kf.q.a = 9,81.6.19,1. 2,02855 = 2280,55 (N).
S=

453600
= 15,52
(1, 2..22455,1 + 2280,55 + 2,58)

Tra bảng 5.10 ti liu [1],ta có với n 50 (vòng/phút) thì [S] = 7
S =15,52 > 7 = [S]



bộ truyền xích làm việc an toàn.

1.1.7 Các thông số của đĩa xích:
đờng kính đĩa xích đợc tính theo công thức:
d1 =

d2 =

p

50,8
=
= 405,32


sin( ) sin( )
z1
25
p
50,8
=
= 809, 04


sin( ) sin( )
z2
50

(mm)

(mm).

11




d a1 = pc [0,5 + cot g ( )] = 50,8.[0,5 + cot g ( )] = 427, 52
z1
25

d a 2 = pc [0,5 + cot g (



)] = 50,8.[0,5 + cot g ( )] = 832,843
z2
50

(mm)

(mm).

1.1.8 Xác định lực tác dụng lên trục
Khi bộ truyền nằm ngang
=25823,37 (N)



Km = 1,15 Fr = Km.Ft =1,15.

22455,1

PHN 2: THIấT K CC B TRUYN
2.1 THIT Kẫ B TRUYN BNH RNG
2.1.1Chọn vật liệu.
-Vì công suất trên bánh dẫn P=8,681 (kW) không quá lớn.Bộ
truyền không có yêu cầu gì đặc biệt về .vậy theo quan điểm
thông nhất hoá và dựa vào bảng 6.1[1] ta chọn.
+Bánh nhỏ làm bằng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn
HB=241285,có

b1 = 850MPa, ch1 = 580MPa.
+Bánh răng lớn cũng làm bằng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn
HB=192240, b2 = 750MPa, ch 2= 450MPa.
Thoả mãn điều kiện H1 H2+(1015)
2.1.2 Tính các ứng suất cho phép.
1 ứng suất tiếp xúc cho phép.

12


Công thức xác ứng suất tiếp xúc cho phép [H] và ứng suất tiếp
xúc cho phép [F].
Theo 6.1 [1]
Theo 6.2[1]

[ H ] = ( H0 lim
[F ] = (

)

S H Z R ZV K xH K HL

)

0 Flim / SF .YR .YS .K xF .K FL

-Trong bớc tính thiết kế ta chọn sơ bộ.
ZR.ZV.kxH =1
YR.YS .KxF =1
Vậy các công thức trên trở thành.

[ H ] = ( 0 Hlim / SH ). K HL ( 2.1)
[ F ] = ( 0 Flim / SF ). K FL ( 2.2 )

+ 0 Hlim , 0 Flim

là ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép với số
chu kỳ cơ sở.
Tra bảng 6.2[1] ta có đợc
0 Hlim
0 Flim

=2.HB+70 , SH=1,1

(2.3)

=1,8.HB , SF=1,75

(2.4)

Ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB1=245
Ta chọn độ rắn bánh lớn HB2=230
Thay lại các công thức (2.3),(2.4) ta đợc.
0 Hlim1

0 Hlim 2

0 Flim1
0 Flim 2

=2.HB1+70=2.245+70=560 MPa

=2.HB2+70=2.230+70=530 MPa
=1,8.HB1=1,8.245=441 MPa
=1,8.HB2=1,8.230=414 MPa

13


+ KHL, KFL hệ số tuổi thọ.
mH

KHL=

N HO N HE

với mH = 6.

mH: Bậc của đờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc.
*

N Ho

30. H

số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:

N Ho

=

2, 4
HB

N Ho1 = 30. HB12,4 = 30.2452,4 = 1, 6.107

N Ho 2 = 30.HB22,4 = 30.2302,4 = 1,39. 107

Số chu kỳ ứng suất tơng đơng NHE, NFE.
Tra bng 6.7[1]
3

T
N HE =60.Ci . i ni .ti
1 Tmax
2

3

T t
=60.Ci .ni ti . i . 2 i
1
1 Tmax
ti
2

N HE 2

1

: Số lần ăn khớp trong một vòng quay.

T i , ni, ti : Lần lợt là mômen xoắn , số vòng quay và
tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.
Vi tui th: Lh=8.260.2.5=20800 (gi).
ta có c1=c2=1,n1=1458(v/ph), n2=694,2857(v/ph)
Mà ta có:
3 27
3 17
N HE 2 = 60.1.694,2857.20800. ( 1) . + ( 0,8 )
=


44

44

= 646523388,3 N Ho2 =1,39.107



Mà

KHL2=1.
N HE1 = N HE 2 .u1 = 2,1.646523388,3 = 1357699115

14


7

N HE1 N Ho1 = 1,6.10

K HL1 =1.

-Thay toàn bộ lại công thức (2.1).ta có
560.1
= 509,1MPa
[ H1 ] =
1,1

[ H2 ] =

530.1
= 481,82MPa
1,1

Mà bánh răng là bánh trụ răng thẳng

[H]=min[[H1], [H2]]=481,82 MPa
*Tơng tự ta có số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi khử về ứng
suất uốn của thép 45 tôi ci thin l NF0=4.106.
NFE chu kỳ thay đổi ứng suất tơng đơng.
2 Ti mF
N FE = 60.Ci .
.ni .ti

T
max
1

(2.5)

Tra bảng vật liệu 6.4[1].ta đợc mF = 6 vậy (2.5)có dạng

N FE 2



6

ữ
2
2
Ti
ti ữ

= 60.Ci .ni . ti .
. 2 ữ

T
1
1 max

ti ữ

1


Ta có C1=C2=1,n1=1458(v/ph) n2

N FE1 N FE 2

Mà ta có:
27
17
N FE 2 = 60.1.694,2857.20800. 16. + 0,86. = 571082196,5MPa


44

44

N FE 2 = 571082196,5 N F 0 = 4.106 K FL 2 = 1.
N FE1 N FE 2 = 571082196,5 N F 0 = 4.106 K FL1 = 1.

15


-Thay lại công thức (2.2).Ta có
441
.1 = 252MPa
[ F1 ] =
1,75
414
.1 = 236,57 MPa
[ F2] =
1,75

2.ứng suất quá tải cho phép.
ứng suất quá tải cho phép: theo cụng thc 6.13 và 6.14 ti liu [1]
ta có:
[ H ] max = 2,8. ch = 2,8.450 = 1260MPa

[ F1 ] max = 0,8. ch = 0,8.580 = 464MPa
[ F 2 ] max = 0,8. ch = 0,8.450 = 360MPa

3.Xác định các thông số của bộ truyền.
Tính khoảng cách trục

aW

.

-Vì là hộp giảm tốc nên thông số cơ bản là khoảng cách trục
đợc xác định nh sau.
aW =K a .(u + 1).3

Theo 6.15[1]

T1.K H
2
[ H ] .u. ba

aW

(2.6)

Vì hai bánh răng ăn khớp ngoài.
+Ka hệ số phụ thuộc vào vật liêu của cặp bánh răng và loại
răng.vì là bánh răng thẳng nên ta lấy Ka=49,5 bảng 6.5[1]
+T1 mô men xoắn trên trục bánh chủ động T1=56861,14 MPa
+ [H]=481,82MPa

+u=2,1


+Tra bảng 6.6 [1] ta đợc


Theo 6.16 [1]

bd

= 0,5.

ba

ba (

= 0,3.

u + 1) = 0,5.0,3.(2,1 + 1) = 0,465

16


+Tra bảng 6.7[1],sơ đồ bánh răng ứng với sơ đồ 6

KH

=1,015.

Thay toàn bộ lại công thức (2.6) đợc

a w = 49,5.(2,1 + 1).3

Quy tròn ta lấy

56861,14.1,015
= 112,553(mm)
2
481,82 .2,1.0,3

a w =115(mm).

bw = a w.

ba

=115.0,3=34,5(mm).

4.Xác định các thông số ăn khớp.
4.1.xác định mô đun (m).
m=(0,01ữ0,02). a w =(0,01ữ0,02).115=1,15ữ2,3(mm).
Ta có
Tra theo dãy tiêu
chuẩn 6.8 [1] ta chọn m=2 (mm).
4.2.Xác định số răng .
-Bánh răng thẳng =0.
m.(Z + Z ) m.(u + 1).Z
1 2 =
1 Z = 2.a w = 2.115 = 37,1
aw=
1 m.(u+1) 2.(2,1 + 1)

2.cos
2
Có
Ta chọn Z1=37 răng.
Mà Z2= u.Z1 = 2,1.37=77,7. Ta chn Z2=78 răng.

Khi đó

u 2,1 2,108
=
.100% = 0,81%
u
2,1

thoả mãn.

4.3.Xác định hệ số dịch chỉnh(x).
Z1=37>30.Nhng yêu cầu về dịch chỉnh để đảm bảo về
khoảng cách trục cho trớc.
+y là hệ số dịch chỉnh tâm.
a
115
y= w 0,5.( Z1 + Z 2 ) =
0,5.(37 + 78) = 0(mm).
m
2

ky =
+Hệ số

100. y 115.0
=
=0
Zt
37 + 78

17


x1 = 0(mm)
x2 = 0(mm)

Vậy

5.Kiểm nghiệm răng.
5.1.Kiểm nnghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
-ứng suất tiếp xúc trên mặt răng đợc tính theo công thức:

H = Z M .Z H .Z .
Theo 6.33 [1]

2.T1.k H .(u + 1)
bW .u.d 2W 1

(2.7)

+ZM hệ số cơ tính vật liệu tra theo bảng 6.5 [1] ta đơc
ZM=27MPa(1/3)
+ZH hệ số kể dến hình dánng bề mặt tiếp xúc trrong bảng 6.12
[1].với

x +x
1 2 = 0 =0
z +z
37 + 78
1 2


+

Z

ZH=1,76

.Hệ số kể đến sự trùng khớp xủa răng.Theo công thức 6.36 [1]

Z =

( 4 )
3

Theo 6.38b [1] Với


1 1
= 1,88 3,2. + ữ cos0o = 1,75
37 78

Thay lại ta có

Z =

4 1,75
= 0,866
3

+KH:Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
K H = K H .K H .K Hv

18


Với hệ số
răng.

KH

kể đến sự phân bố tải trọng trên chiều rông vành
K H =1,015

Tra bảng 6.7[1] đợc
.
K H
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các
K H = 1
đôi răng đồng thời ăn khớp.Vì là bánh răng thẳng
K Hv
hệ số tả trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

v .b .d
K Hv = 1 + H W W 1
2.T1.K H .K H
Theo 6.63 [1]
Theo 6.15[1] có H=0,006
Theo 6.16 [1] g0=56
.dW 1.n1 .74.1458
v=
=
= 5,65(m / s)
60000
60000

,

aW =115(mm).

Thay lại ta đợc
vH = 0,006.56.5,65.

115
= 14,05(m / s) vH max = 380(m / s)
2,1

Tra bảng 6.17[1]
K Hv = 1,015 +

14,05.34,5.74
= 1,31
2.56861,14.1,015.1

K H = 1,015.1,31.1 = 1,33
H = 274.1,76.0,866.

2.56861.1,33.(2,1 + 1)
= 454,004MPa
2
34,5.2,1.74

-mặt khác ta lại có:
à

+Ta chọn cấp chính xác là cấp 8,Ra=2,51,25( m)

ZR

=0,95.

19




+v = 0,25 (m/s) 5(m/s) chọn

ZV = 1

+Đờng kính vòng đỉnh răng da1 < da2= m.Z2+2.(1+x2)/m
= 2.78+2.(1+0)/2
= 157(mm) < 700(mm).

K xH


MPa

=1

[H].ZR.ZV.KxH=481,82.0,95.1.1=457,7MPa > H=454,004

Vậy (2.7),điều kiện về độ bền tiếp xúc thoả mãn.
5.2.Kiểm nghiệm về độ bền uốn.
*Bánh răng 1.
Để thoả mãn về độbền uốn thì



F1

=

2.T1.K F .Y .YF 1
[ F 1 ] .YS .YR .YXH
bw .d w1.m

(2.8)

T1=56861,14 MPa,bW =34,5(mm),dW1=74(mm).
Y =
+

1
1
=
= 0,5714
1,75

+Bánh răng thẳng

Y = 1.
= 0o

+YF1:hệ số dạng răng bánh 1.Tra bảng 6.18[1]YF1=3,7
+KF:hệ số tải trọng uốn.
Theo 6.45 [1]

KF

=KF.KF.KFV

KF=1,04(tra ở bảng 6.7[1]).
KF =1(vì bánh răng thẳng).
V .b .d
K Fv = 1 + F W W 1
2.T1.K Fb .K Fv
Theo 6.16 [1]

20


vF = F .g0 .v.

Mà theo 6.47 [1]
Tra bảng 6.15và 6.16 [1]có
vF = 0,016.56.5,65.

a
u

F = 0,016, g0 = 56, v = 5,65(m / s),aW =115.

115
= 237,46 vF max = 380(m / s).
2,1

Tra bảng 6.17 [1]
K
K

Fv
F

= 1+

37, 46.34,5.74

2.56861,14.1,04.1

= 1,81

= 1,04.1.1,81 = 1,88
[ F1 ] =

2.56861,14.1,88.0,5714.1.3,7

Thay lại (2.8)

34,5.74.2

= 88, 43MPa

+Ta lại có [F1]=252 MPa
YR=1.

Vì

YS=1,08-0,0695.ln(m)=1,08-0,0695.ln2=1,032
d =m.Z =2.37=74(mm) < 400(mm) K =1.
xF
a1
1


[F1].YR.YS.KxF=252.1,032.1.1=260 MPa > F1=86,28 MPa

Vậy điều liện về độ bền uốn đợc thoả mãn.
[F2]= [F1].YF2/YF1. Tra bảng 6.18 [1]YF2=3,61


[F2]=88,43.3,61/3,7=86,28 MPa

Có [F2]=236,57 MPa

[F2].YR.YS.KXF=236,57.1,032.1.1=244,14 MPa >F2=86,28
MPa. Vậy điều kiện bền uốn trên bánh 2 đợc thoả mãn.
5.3.Kiểm nghiệm răng về quá tải.
-Đề phòng dạng d và gẫy răng thì.

21


H 1max = H . K qt [ H ] max .

+Ta có

H =454,004 MPa

,

K qt =

Tmax
=1
T

+[H]max = 2,8 ch2 = 2,8. 450 = 1260 MPa
H 1max =454,004. 1=454,004 MPa [ H ] max =1260 MPa

Thoả mãn.

-Để đề phòng dạng d hoặc phá hỏng tĩnh mặt lợn chân răng thi

cần có:

F 1max = F 1.K qt [ F 1 ] max
F 2max = F 2 .K qt [ F 2 ] max

F1 =88,43 MPa, F 2 =86,28 MPa,

K qt =

Ta có
Tra bảng 6.14[1]

Tmax
=1
T

[ F1 ] max =446 MPa, [ F 2 ] max =360 MPa

F1max = 88, 43.1 = 88,43MPa [ F1 ] max =446 MPa
F 2max = 86,28.1 = 86, 28MPa [ F 2 ] max =360 MPa

*Vậy các điều kiện bền đợc thoả mãn.
6.Bảng thống kê các thông số của bộ truyền bánh răng.
Thông số

Kích thớc

1.Số răng

Z1=37 răng

Z2=78 răng

2.Khoảng cách trục
chia
3.Khoảng cách trục

a=112,5 mm
aW=115mm

22


4.Đớng kính chia

d1=74 mm
d2=156 mm

5.Đờng kính đỉnh
răng

da1=78 mm

6.Đờng kính đáy răng

df1=69mm

da2=160 mm
df2=151 mm

7.Đờng kính cơ sở

db1=69,5 mm
db2=146,6 mm

8.Góc prôfin góc

=200

9.Góc prôfin răng

t==200

10.Góc ăn khớp

tw

=23,18

11.Hệ số trùng khớp
ngang

=2,067

12.Hệ số dịch chỉnh

X1=0mm
X2=0mm.

13.Chiều rộng răng

bW1=35 mm.
bW2=20 mm

14.Tỉ số truyền.

u=2,1

15.Góc nghiêng răng

=00.

16.Mô đun

m=2mm.

23


2.2 BỘ TRUYỀN TRỤC VÍT
2.2.1.Thông số kỹ thuật
- Công suất trên trục vít P1=8,42kW
- Công suất trên bánh vít P2= 8,25kW
- Tỉ số truyền utv=40

24


- Moment xoắn trên trục vít T1= 115818,315Nmm
- Moment xoắn trên bánh vít T2=3438814,3 Nmm
- Số vòng quay của trục vít n1=694,2857 vòng/phút

- Số vòng quay của bánh vít n2=17,357 vòng/phút
- Thời gian làm việc Lh=2.5.8.260=20800 giờ
- Làm việc 2 ca, quay 1 chiều , tải va đập nhẹ
2.2.2.Dự đoán vận tốc trượt vs-chọn vật liệu
v = 4,5.10−5.n .3 T = 4,5.10−5.694,2857.3 3438814,3 = 4,715(m / s) < 5(m / s).
3 3
sb
v
sb

4,715

-Với
=
m/s <5 m/s, dùng đồng thanh không thiếc, cụ thể là đồng thanh
nhôm-sắt-niken để chế tạo bánh vít. Chọn vật liệu bánh vít là thép 45, tôi bề mặt đạt
độ rắn HRC45
2.2.3.Xác định ứng suất cho phép

σ b = 600 MPa σ ch = 200 MPa
- Theo bảng 7.1[1] với bánh vít bằng đúc li tâm

,

-Ứng suất tiếp xúc cho phép
Với

v
sb

=

4,715

m/s theo bảng 7.2[1] ta tính được

[ σ H ] = 182,13MPa

-Với bộ truyền làm việc 1 chiều tính theo 7.7 [1]:

σ F0  = 0, 25σ b + 0, 08σ ch = 0, 25.600 + 0, 08.200 = 166 MPa
-Hệ số tuổi thọ(công thức 7.9[1]):

K FL =

9

106
N FE

Trong đó theo :

25