Đồ án ngyên lí chi tiết máy đề 3 phương án 10 spkt

PHẦN I : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
I. Chọn động cơ điện
- Công suất truyền trên các trục công tác
Pi

Pct = Plv

∑ ( P ) .t
∑t
2

i

= (12.0, 7 + 0,82.0,3).3, 7 = 3.49

i

-

Tính hiệu suất của hệ thống
η = η k .η 4 ol .η 2br .η x = 1.0,99 4.0,982.0,97 = 0.885658

Trong đó :
ηk : hiệu suất khớp nối
ηol : hiệu suất ổ lăn
ηbr : hiệu suất bánh răng
ηx : hiệu suất bộ truyền xích
Tra từ tài liệu TTTK Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí , bảng 2.3 , trang 19 , ta có :
ηk = 1 ; ηol = 0,99; ηbr = 0,98; ηx = 0,97
Vậy hiệu suất của hệ thống
η = 0,89

- Công suất trên trục động cơ
Pctdc =

-

-

Pct 3, 49
=
= 3,92
η 0,89

Tính số vòng quay sơ bộ
Số vòng quay trên trục công tác là : nlv = 54
Chọn sơ bộ tỉ số truyền : usb = uh . ux = 12.2,2 = 26,4
Trong đó : uh : tỉ số truyền của hộp giảm tốc
ux : tỉ số truyền của bộ truyền xích
Số vòng quay sơ bộ của động cơ : nsb = usb.nlv = 26,4 . 54 = 1425,6 (v/ph)
 Ta chọn động cơ
Số hiệu động cơ
: 4A100L4Y3
Công suất danh nghĩa
: 4,0
(kW)
Số vòng quay trục đông cơ : 1420
(v/ph)
Đường kính trục động cơ : 28
(mm)
Tk
Tdn

II.

kW

Phân phối tỉ số truyền

: 2,0

1

SV : Đặng Duy Đức


Trục 0
Trục 1

Trục 2

Trục 3

Trục 4
-

Tỉ số truyền thực

ndc
nlv

1420

54

ut =
=
= 26,3
Chọn tỉ số truyền ngoài hộp giảm tốc : ung = ux = 2,2

uhgt = u12 .u23 = unh .uch =
-

-

Tỉ số truyền trong hộp giảm tốc
:
Tỉ số truyền các cấp trong HGT :
Theo 3.11 sách TTTK Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí ta có:
unh = (1,2- 1,3).uch
u12 = unh = 3,9
u23 = uch = 3
Kiểm tra sai lệch tỉ số truyền

∆u =

-

ut
= 11,9
ung

ut − u pp

ut

= ∆u = 26.3 − 25.74 = 0.02
26.3

Tính số vòng quay trên các trục
2

SV : Đặng Duy Đức


Số vòng quay trên trục 1 :
n1 =

n0 1420
=
= 1420
u01
1

(v/ph)

Số vòng quay trên trục 2 :
n1 1420
=
= 364,102
u12
3,9

n2 =

(v/ph)

Số vòng quay trên trục 3 :
n3 =

-

n2 364,102
=
= 121,367
u23
3

(v/ph)

Công suất trên các trục
Công suất trên trục 3
P3 =

Plv
3,7
3,7
=
=
= 3,85
η34 ηol .η x 0,99.0,97

(kW)

Công suất trên trục 2
P2 =

P3
3,85
3,85
=
=
= 3,97
η23 ηol .ηbr 0,99.0,98

(kW)

Công suất trên trục 1
P1 =

P2
3,97
3,97
=
=
= 4,09
η12 ηol .ηbr 0,99.0,98

(kW)

Công suất trên trục động cơ
Pdc =

-

P1
4,09
4,09
=
=
= 4,13
η01 ηol .ηk 0,99.1

(kW)

Moment xoắn trên các trục
Moment trên trục động cơ

9,55.106.Pctdc 9,55.106.3,92
Tdc =
=
= 26363,38
ndc
1420

(N.mm)

Moment trên trục 1

T1 =

9,55.106.P1 9,55.106.4,09
=
= 27506,69

n1
1420

(N.mm)
3

SV : Đặng Duy Đức


Moment trên trục 2

9,55.106.P2 9,55.106.3,97
T2 =
=
= 104128,78
n2
364,102

(N.mm)

Moment trên trục 3

T3 =

9,55.106.P3 9,55.106.3,85
=
= 302944,79
n3
121.367

(N.mm)

Moment trên trục làm việc

9,55.106.Plv 9,55.106.3,7
Tlv =
=
= 654351,85
nlv
54

(N.mm)

Bảng 01: Đặc tính kĩ thuật của hệ truyền động
Trục
Thông số
Công suất
(kW)
Tỉ số truyền
Tốc độ quay
(v/ph)
Momment xoắn
(N.mm)

Động cơ

I

II

III

Công tác

4,13

4,09

3,97

3,85

3,7

1
1420
26363,38

3,9

3

2,2

1420

364,1

121,37

54

27506,69

104128,78

302944,79

654351,8
5

PHẦN II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH
I.
-

-

Số liệu đầu vào
Các thông số làm việc của bộ truyền
Công suất trên trục dẫn
: P1 = 3,85
(kW)
Số vòng quay trên trục dẫn : n1 = 121,37
(v/ph)
Tỉ số truyền bộ truyền xích : u = 2,2
Moment xoắn trên trục dẫn : T = 302944,79 (N.mm)
Điều kiện làm việc của bộ truyền
Tải trọng va đập
Trục đĩa xích điều chỉnh được
Làm việc 2 ca

Bôi trơn nhỏ giọt
4

SV : Đặng Duy Đức


II.
Thiết kế bộ truyền xích
1 Chọn loại xích :
Xích ống con lăn
z1 = 29 − 2u = 24,6
2 Chọn số răng đĩa xích dẫn:
=> Chọn z1 = 25 (răng)
z2 = u.z1 = 25.2, 2 = 55
Số răng đĩa xích bị dẫn :
=> Chọn z2 = 55 (răng)
3 Xác định số bước xích:
Tính hệ số điều kiện sử dụng k
Hệ số
Giá trị
Điều kiện làm việc của bộ truyền xích
k0
1
Bộ truyền đặt nằm ngang
ka
1
a = (30÷50)p
kdc
1
Trục đĩa xích điều chỉnh được

kbt
1,3
Bôi trơn nhỏ giọt, môi trường làm việc có bụi
kd
1,2
Tải trọng va đập
kc
1,25
Làm việc 2 ca
k = k0.ka.kdc.kbt.kd.kc = 1,95

• Hệ số răng : kz =

25
25

=1
n01
50
=
= 0, 41
n1 121,37
• Hệ số vòng quay kn =
• Hệ số phân bố không đề tải trọng cho các dãy xích: Chọn xích 1 dãy
kd = 1
- Công suất tính toán [5.5 trang 83 sách TTTK Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí]
k .k z .kn .P1 1,95.1.0,41.3,85
Pt =
=
= 3,08

kd
1
(kW)
- Chọn bước xích :
Theo bảng 5.5 [trang 81 sách TTTK Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí] , với n01 =
50(v/ph) . Chọn bộ truyền xích có bước xích p = 25,4 (mm) thõa mãn điều kiện độ
bền mỏi Pt ≤ [Pt] = 3,2 (kW)
4 Xác định khoảng cách trục và số mắt xích
+ Khoảng cách trục sơ bộ
asb = 40p = 40.25,4 = 1016mm
+ Xác định số mắt xích

5

SV : Đặng Duy Đức


X =

2asb ( z1 + z2 ) p z2 − z1 2 2.1016 (25 + 55) 25, 4 55 − 25 2
+
+
(
) =
+
+
(
)
p
2

asb 2π
25, 4
2
1016 2.3,14
= 120,6

Chọn X = 122 (mắt)
+ Tính lại khoảng cách trục
2
2
z1 + z2 )
(
1 
( z1 + z2 ) 
z2 − z1  


a = p X −
+ X −
÷ − 2
÷ =
4 
2
2 
π  





1034,3mm

Để xích không chịu lực căng quá lớn, giảm
∆a = (0,002 ÷ 0,004).a = 2,1 ÷ 4,2 (mm)
Vậy chọn a = 1030 mm
5 Kiểm nghiệm số lần va đạp xích trong 1 s
4v n1.z1 128,37.25
i=
=
=
= 1,75
L 15 X
15.122
< [i] = 30
6 Kiểm tra về độ bền
Q
S=
≥ [S ]
K d .Ft + Fo + Fv
Trong đó
Q = 56700 (N) (bảng 5.2 trang 78 sách TTTK Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí)
kd = 1,7 (tải trọng mở máy bằng 2 lần tải trọng danh nghĩa)
1000.P1 1000.3,85
Ft =
=
= 3007,8
v1
1, 28
N
p.z1.n1 25, 4.25.121,37

v1 =
=
= 1, 28
60000
60000
m/s
Fo = k f qag = 6.2,6.0,13.9,81 = 19,9
N

Fv = q.v12 = 2,6.1, 282 = 4,26

N

[S] = 8,2
S=

Q
= 11,04 ≥ [S ] = 8,2
K d .Ft + Fo + Fv

Vậy bộ truyền xích đảm bảo điều kiện bền

6

SV : Đặng Duy Đức


7 Đường kính đĩa xích: Theo công thức (5.17) và bảng 13.4 sách TTTK
HTDĐCK
d1 = p/sin(π/z1) = 24,5/sin(π/25) = 195,48 mm

d2 = p/sin(π/z2) = 24,5/sin(π/55) = 429,16 mm
8 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc
k ( F K + Fvd ) E
σ H = 0, 47 r t d
A.kd
Trong đó :
kr = 0,42 (trang 87 sách TTTK Hệ Dẫn Động Cơ Khí)
Kd = 1,2 hệ số tải trọng động
Fvđ = 13.10-7.n1.p3.m = 2,59 N
kd = 1 hệ số phân bố tải trọng động giữa các dãy , xích 1 dãy (5.5 )
A = 180 diện tích mặt tựa bản lề , tra bảng 5.12 [87, sách TTTK Hệ Thống
Dẫn Động Cơ Khí)
E = 2,1 . 105 (MPa)
k ( F K + Fvd ) E
σ H = 0, 47 r t d
A.kd
= 625,27 MPa
Như vậy dùng thép 45 tôi , ram đạt độ cứng HCR45, tra bảng 5.11 (trang 86 , sách
TTTK Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí) sẽ đạt ứng suất tiếp
9 Lực tác dụng lên trục
Fr = kx.Ft = 1,15.3007,8 = 3458,97 (N)
Trong đó bộ truyền đặt nằm ngang , kx = 1,15

[σ H ]

= 800 (MPa)

10 . Bảng số liệu tính toán
Số liệu đầu vào
+ Công suất trên trục dẫn

: P1 = 3,85
+ Số vòng quay trên trục dẫn
: n = 121,37
+Tỉ số truyền của bộ truyền xích : u = 2,2

( kW)
(v/ph)

7

SV : Đặng Duy Đức


Kết quả tính toán
Thông số
Loại xích
Đường kính đĩa xích dẫn
Đường kính đĩa xích bị dẫn
Bước xích
Số răng đĩa xích dẫn
Số răng đĩa xích bị dẫn
Số mắt xích
Khoảng cách trục
Lực tác dụng lên trục

Kí hiệu (đơn vị)
d1(mm)
d2(mm)
P(mm)
Z1

Z2
X
a(mm)
Fr (N)

Giá trị
Xích ống con lăn
195,48
429,16
25,4
25
55
122
1030
3458,97

8

SV : Đặng Duy Đức


PHẦN III: BỘ TRUYỀN HỘP GIẢM TỐC
I.

Bộ truyền cấp nhanh
1. Thông số đầu vào
Công suất trên trục dẫn
:
P1 = 4,09 (kW)
Số vòng quay trên trục dẫn :

n1 = 1420(v/ph)
Tỉ số truyền của bộ truyền cấp nhanh: u = 3,9
Moment xoắn trên trục dẫn:
T1 = 27506,69(N.mm)
2.
Tính toán thiết kế
Chọn vật liệu
Theo bảng 6.1 (sách TTTK Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí) chọn:
Bánh nhỏ : thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có
σb1 = 850MPa , σch1 = 580MPa
Bánh lớn : thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192… 240 có
σb2 = 750MPa , σch2 = 450MPa
Xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép
Chọn độ rắn của bánh răng nhỏ HB1 = 250
Chọn độ rắn của bánh răng lớn HB2 = 230
Ứng suất tiếp xúc cho phép
σ 0 .K
[σ H ] = HLim HL .Z R .ZV .K xH
SH
Trong đó :
0
σ HLim

K HL
SH
ZR
ZV
K xH

: giới hạn bền mỏi của mặt răng ứng với số chu kì cơ sở

: hệ số tuổi thọ
: hệ số an toàn
: hệ số ảnh hưởng đến độ nhám mặt răng
: hệ số ảnh hưởng đến tốc độ vòng
: hệ số ảnh hưởng đến kích thước bánh răng

1
mH

 N HO 

÷
 N HE 

KHL =
NHO = 30.HB2,4 : Số chu kì cơ sở khi tính độ bền tiếp xúc

9

SV : Đặng Duy Đức


t∑

NHE = 60.c.n.
: Số chu kì chịu tải của bánh răng đang xét
Trong đó :
c : Số lần ăn khớp của bánh răng trong 1 vòng quay
n : số vòng quay của bánh răng (v/ph)
t∑

: tổng số giờ làm việc
Theo bảng 6.1 sách TTTK Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí
Có

0
σ HLim

= 2HB +70 ,

SH

= 1,1

Theo 6.4 trang 93 sách TTTK HTDĐCK chọn mH = 6
NHO1 = 30.
NHO2 = 30.
0
σ HLim
1

0
σ HLim
2

2,4
H HB
1

2,4
H HB

2

= 30. 2502,4 = 17.106
= 30. 2302,4 = 14.106

= 2HB1 +70 = 570 MPa
= 2HB2 +70 = 530 MPa

NHE1 = 60.1.1420.34560 = 29.108

NHE2 = 60.1.

1420
3.9

.34560 = 755.106

Vì NHE > NHO nên lấy KHL = 1

[σ H 1 ] = 518MPa

Vậy

[σ H 2 ] = 482MPa

;
[σ H ] = 482MPa

Ứng suất uốn cho phép
0

σ FLim
.K FL
[σ F ] =
.K FC .YR .YS .K xF
SF
10

SV : Đặng Duy Đức


Trong đó :
0
σ FLim

: giới hạn bền mỏi uốn của mặt răng ứng với số chu kì

cơ sở

K FL
SF
K FC
YR
YS

: hệ số tuổi thọ
: hệ số an toàn
: hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải
: hệ số ảnh hưởng độ nhám mặt lượn chân răng
: hệ số ảnh hưởng độ nhạy vật liệu đối với tập trung

ứng suất

K xF

σ

: hệ số ảnh hưởng đến kích thước bánh răng

0
FLim

Ta có :
0
σ FLim
1

=1,8HB
= 1,8.250 = 450MPa

σ

0
FLim 2

= 1,8.230 = 414MPa
KFC = 1 vì tải đặt 1 phía (quay 1 chiều)
SF = 1,75
KFL = 1 ( vì NFO < NFE )
450
414

[σ F 1 ] =
= 257 MPa [σ F 2 ] =
= 236 MPa
1,75
1,75

;
Ứng suất quá tải
[σ H ]max = 2,8σ ch = 2,8.450 = 1260 MPa

[σ F 1 ]max = 0,8σ ch1 = 0,8.580 = 464 MPa
[σ F 2 ]max = 0,8σ ch 2 = 0,8.450 = 360 MPa
-

Xác định sơ bộ thông số cơ bản
Tính khoảng cách trục
11

SV : Đặng Duy Đức


aw = K a (u ± 1) 3

T1.K H β

ψ bd .[σ H ]2 .u

Với :

K a = 3 0,5(Z M .Z H .Zε ) 2

Chọn

ψ ba
ψ bd

= 0,3

ψ ba

(Ka = 49,5MPa1/3)

u +1
3,9 + 1
= 0,3.
= 0,735
2
2

=
Dựa vào bảng 6.7 trang 98 sách TTTK Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí
K H β = 1,02
Chọn
T1 = 27506,69 : Momem xoắn trên trục bánh nhỏ(N.mm)
aw
: khoảng cách trục
bw
: chiều rộng vành răng (mm)
[σ H ] = 482MPa
: Ứng suất tiếp xúc cho phép(MPa)
T1.K H β

aw = K a (u ± 1) 3
ψ ba .[σ H ]2 .u
= 113,77mm
Chọn aw = 115 mm

-

-

-

Xác định thông số bộ truyền
Modun pháp :
m= (0,01 ÷ 0,02)aw = 1,15 ÷2,3
Chọn m = 2
2 aw
Z1 =
= 23, 46
m(u + 1)
Số bánh răng nhỏ :
Chọn Z1 = 24
Z 2 = Z1.u = 24.3,9 = 93,6
Số bánh răng lớn :
Chọn Z2 = 96
Z
94
ut = 2 =
=4
Z1 24
Tỉ số truyền thực :

m.(Z1 + Z 2 )
24 + 96
aw =
= 2.
= 120
2
2
Khoảng cách trục:
12

SV : Đặng Duy Đức


Lấy aw = 120mm,
Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc
Z .Z .Z
1
σ H = M H ε 2.T1.K H β .K Hα .K Hv .
.(ut + 1) ≤ [σ H ]
d wl
bw .ut
ZM =

2.E1.E2
π .[E2 (1 − µ1 ) 2 + E1 (1 − µ2 )2 ]

E1 , E2 , µ1 , µ2

Với :
: modun đàn hồi và hệ số poatong của vật liệu làm bánh răng 1 ,

2
Theo bảng 6.5 sách TTTK Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí chọn :
ZM
= 274 MPa1/3
2.cos βb
ZH =
sin(2.α tw )

βb = arctg (cos α tw .tg β )

Với

 tgα 
α tw = arctg 
÷
 cos β 

ZH =

2.cos βb
= 1, 76
sin(2.α tw )

Zε =

1
εα

với
Z ε = 0, 77


1
1 
ε α = 1,88 − 3, 2  + ÷ .cos β =
 Z1 Z 2  


1,71 là hệ số trùng khớp ngang

Tính đường kính vòng lăn bánh nhỏ và vận tốc vòng
2 aw
π .d w1.n1
d w1 =
= 48
v=
= 3,57
ut + 1
60000
mm và
Từ bảng 6.13 và 6.14 sách TTTK Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí ta có
KHα = 1,09 , KFα = 1,27
vH .bw .d wl
a
K Hv = 1 +
vH = δ H .g 0 .v w =
2.T1.K H β .K Hα
u
với
4,4

13

SV : Đặng Duy Đức


δH tra bảng 6.15 và g0 tra bảng 6.16 sách Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí
 KHv = 1,13
1
σ H = Z M .Z H .Zε 2.T1.K H β .K Hα .K Hv (ut + 1)
2
bw .ut .d w1
= 383MPa
σH
σH
Ta có
=383MPa < [ ] = 482MPa
Kiểm nghiệm độ bền uốn
2T .K .Y
σ F1 = 1 F F1
K F = K F β .K Fα .K Fv
bw .d w1.m
Với
= 1,57
Tra bảng 6.7 sách TTTK Hệ Dẫn Động Cơ Khí
K Fβ
= 1,03
Tra bảng 6.18 sách TTTK Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí
YF 1
= 3,9
vF .bw .d wl

9,4.35.48
K Fv = 1 +
= 1+
= 1, 2
2.T1.K F β .K Fα
2.27506,69.1,03.1, 27
Với vF = 9,4

σ F 2 σ F1
σF2
=
.YF2/YF1 = 89.96MPa < [
]
σ F1
σ F1

= 97,46MPa < [
]
 Thỏa điều kiện bền
Kiểm nghiệm quá tải
σH
[σ H ]max
= 383 <
= 1260
Thông số bộ truyền
Khoảng cách trục
Modun pháp
Chiều rộng vành răng
Tỉ số truyền
Số răng bánh 1

Số răng bánh 2
Góc nghiêng của răng

aw = 120
m=2
bw = 36
u = 3,9
Z1 = 24
Z2 = 96
β=0

14

SV : Đặng Duy Đức


II.

Bộ truyền cấp chậm
1. Thông số đầu vào
Công suất trên trục dẫn:
P1 = 3,97 kW
Số vòng quay trên trục dẫn:
n1 = 364,1 (v/ph)
Tỉ số truyền của bộ truyền cấp chậm:
u=3
Moment xoắn trên trục dẫn:
T = 52064,39 (N.mm)
2.
Tính toán thiết kế

Chọn vật liệu
Theo bảng 6.1 (sách TTTK Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí) chọn:
Bánh nhỏ : thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có
σb1 = 850MPa , σch1 = 580MPa
Bánh lớn : thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192… 240 có
σb2 = 750MPa , σch2 = 450MPa
Xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép
Chọn độ rắn của bánh răng nhỏ HB1 = 242
Chọn độ rắn của bánh răng lớn HB2 = 200
Ứng suất tiếp xúc cho phép
0
σ HLim
.K HL
[σ H ] =
.Z R .ZV .K xH
SH
Trong đó :
0
σ HLim

K HL
SH
ZR
ZV
K xH

: giới hạn bền mỏi của mặt răng ứng với số chu kì cơ sở
: hệ số tuổi thọ
: hệ số an toàn
: hệ số ảnh hưởng đến độ nhám mặt răng

: hệ số ảnh hưởng đến tốc độ vòng
: hệ số ảnh hưởng đến kích thước bánh răng

1
mH

 N HO 

÷
 N HE 

KHL =
NHO = 30.HB2,4 : Số chu kì cơ sở khi tính độ bền tiếp xúc
t∑
NHE = 60.c.n.
: Số chu kì chịu tải của bánh răng đang xét
15

SV : Đặng Duy Đức


Trong đó :
c : Số lần ăn khớp của bánh răng trong 1 vòng quay
n : số vòng quay của bánh răng (v/ph)
t∑
: tổng số giờ làm việc
Theo bảng 6.1 sách TTTK Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí
Có

0

σ HLim

= 2HB +70 ,

SH

= 1,1

Theo 6.4 trang 93 sách TTTK HTDĐCK chọn mH = 6
NHO1 = 30.
NHO2 = 30.
0
σ HLim
1

0
σ HLim
2

2,4
H HB
1

2,4
H HB
2

= 30. 2422,4 = 15.106
= 30. 2002,4 = 10.106

= 2HB1 +70 = 554 MPa
= 2HB2 +70 = 470 MPa

NHE1 = 60.1.364,1.52064,39 = 11.108

NHE2 = 60.1.

1420
3.9

.52064,39 = 379.106

Vì NHE > NHO nên lấy KHL = 1

[σ H 1 ] = 503MPa


[σ H 2 ] = 427MPa

;
[σ H ] = 465MPa

Vậy
Ứng suất uốn cho phép
0
σ FLim
.K FL
[σ F ] =
.K FC .YR .YS .K xF
SF

Trong đó :
16

SV : Đặng Duy Đức


0
σ FLim

: giới hạn bền mỏi uốn của mặt răng ứng với số chu kì

cơ sở

K FL
SF
K FC
YR
YS

: hệ số tuổi thọ
: hệ số an toàn
: hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải
: hệ số ảnh hưởng độ nhám mặt lượn chân răng
: hệ số ảnh hưởng độ nhạy vật liệu đối với tập trung

ứng suất

K xF

: hệ số ảnh hưởng đến kích thước bánh răng

0
σ FLim

Ta có :
0
σ FLim
1

=1,8HB
= 1,8.242= 436MPa

σ

0
FLim 2

= 1,8.200 = 360MPa
KFC = 1 vì tải đặt 1 phía (quay 1 chiều)
SF = 1,75
KFL = 1 ( vì NFO < NFE )
450
360
[σ F 1 ] =
= 249 MPa [σ F 2 ] =
= 206 MPa
1,75
1,75

;

Ứng suất quá tải
[σ H ]max = 2,8σ ch = 2,8.450 = 1260 MPa

[σ F 1 ]max = 0,8σ ch1 = 0,8.580 = 464 MPa
[σ F 2 ]max = 0,8σ ch 2 = 0,8.450 = 360 MPa
-

Xác định sơ bộ thông số cơ bản
Tính khoảng cách trục
17

SV : Đặng Duy Đức


aw = K a (u ± 1) 3

T1.K H β

ψ bd .[σ H ]2 .u

Với :

K a = 3 0,5(Z M .Z H .Zε ) 2
Chọn

ψ ba
ψ bd

= 0,2

ψ ba

(Ka = 67.5MPa1/3)

u +1
3 +1
= 0, 2.
= 0, 4
2
2

=
Dựa vào bảng 6.7 trang 98 sách TTTK Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí
K H β = 1,05
Chọn
T1 = 52064,39 : Momem xoắn trên trục bánh nhỏ(N.mm)
aw
: khoảng cách trục
bw
: chiều rộng vành răng (mm)
[σ H ] = 465MPa
: Ứng suất tiếp xúc cho phép(MPa)
T1.K H β
aw = K a (u ± 1) 3
ψ ba .[σ H ]2 .u
= 128,9mm
Chọn aw = 130 mm

-

-

-

Xác định thông số bộ truyền
Modun pháp :
mn= (0,01 ÷ 0,02)aw = 1,3 ÷2,6
Chọn mn = 2
35o
Chọn sơ bộ góc nghiêng: β =
2a cos( β )
Z1 = w
= 26, 62
mn (u + 1)
Số bánh răng nhỏ :
Chọn Z1 = 27
Z 2 = Z1.u = 27.3 = 81
Số bánh răng lớn :
Chọn Z2 = 81
Z
81
ut = 2 =
=3
Z1 27
Tỉ số truyền thực :
18

SV : Đặng Duy Đức

cos( β ) =
-

-

Góc nghiêng bánh răng:
 β = 33,82o .

mn .( Z1 + Z 2 )
= 0,83077
2.aw

bw .sin β 26.sin(33,82o )
εβ =
=
= 2,3
π .mn
3,14.2

Hệ số trùng khớp dọc:
Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc
Z .Z .Z
1
σ H = M H ε 2.T1.K H β .K Hα .K Hv .
.(ut + 1) ≤ [σ H ]
d wl
bw .ut
ZM =

2.E1.E2

π .[E2 (1 − µ1 ) 2 + E1 (1 − µ 2 )2 ]

E1 , E2 , µ1 , µ2

Với :
: modun đàn hồi và hệ số poatong của vật liệu làm bánh răng 1 ,
2
Theo bảng 6.5 sách TTTK Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí chọn :
ZM
= 274 MPa1/3
2.cos βb
ZH =
sin(2.α tw )

β b = arctg (cos α tw .tg β ) = 31,7 0

Với

 tg 200 
 tgα 
α tw = arctg 
=
arctg
= 23,7 0

÷
0 ÷
 cos β 
 cos33,82 

2.cos βb
2.cos31,7 0
ZH =
=
= 1,52
sin(2.α tw )
sin(2.23,7 0 )
Zε =

1
εα

với
Zε = 0,835


1
1 
ε α = 1,88 − 3, 2  + ÷ .cos β =
 Z1 Z 2  


1,43 là hệ số trùng khớp ngang

Tính đường kính vòng lăn bánh nhỏ và vận tốc vòng

19

SV : Đặng Duy Đức

d w1 =

2 aw
= 65
ut + 1

v=

π .d w1.n1
= 1, 24
60000

mm và
Từ bảng 6.13 và 6.14 sách TTTK Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí ta có
KHα = 1,13 , KFα = 1,37
vH .bw .d wl
a
K Hv = 1 +
vH = δ H .g 0 .v w =
2.T1.K H β .K Hα
u
với
1,19
Với δH = 0,002 tra bảng 6.15 và g0 = 73 tra bảng 6.16 (sách Tính toán thiết kế hệ
dẫn động cơ khí)
 KHv =0, 92
1
σ H = Z M .Z H .Z ε 2.T1.K H β .K Hα .K Hv (ut + 1)
2

bw .ut .d w1
= 473MPa
σH
σH
Ta có:
=334MPa < [ ] = 465MPa
Kiểm nghiệm độ bền uốn
2T .K .Y .Y .Y
σ F 1 = 1 F ε β F1 = 64, 21MPa
σ F1
bw .d w1.m
<[
] = 249MPa
K F = K F β .K Fα .K Fv = 1,61
Với
Y
σ F 2 = σ F 1. F 2 =
σ F1
YF 1
63,3MPa < [
] = 206MPa
Tra bảng 6.7
KFβ = 1,11
vF .bw .d wl
3,57.39.65
K Fv = 1 +
= 1+
= 1,06
2.T1.K F β .K Fα
2.52064,39.1,11.1,37

VF = 3,57
Yε = 0,7
Yβ = 1 −

β
= 0,76
140o

: hệ số ảnh hưởng của góc răng nghiêng
YF1 = 3,65
Kiểm nghiệm độ quá tải
σ H max = 334 MPa < [σ ] = 1260 MPa

20

SV : Đặng Duy Đức


Thông số bộ truyền
Khoảng cách trục
Modun pháp
Chiều rộng vành răng
Tỉ số truyền
Số răng bánh 1
Số răng bánh 2
Góc nghiêng của răng

aw = 130
mn = 2
bw = 26

u=3
Z1 = 27
Z2 = 81
β = 33,820

Kiểm tra điều kiện bôi trơn
Điều kiện bôi trơn với hộp giảm tốc bánh trụ 2 cấp
1. Mức dầu thấp nhất ngập 0,75 chiều cao răng vủa bánh lớn cấp nhanh
2. Khoảng cách giữa mức dầu cao nhất và mức dầu thấp nhất
hmax – hmin = 10…15mm
3. Mức dầu cao nhất không được ngập quá 1/3 bánh răng lớn cấp chậm
Tổng hợp 3 điều kiện trên thì để thỏa mãn bôi trơn ta phải thỏa mãn bất
đẳng thức
1
1
H = d a 2 − h2 − (10...15) > d a 4
2
3
1
H = .196 − 4 − 10 − (10...15) = (84...79) > 66, 47
2
Do đó hộp giảm tốc thỏa mãn điều kiện bôi trơn
Kiểm tra điều kiện chạm trục
1

∆L1

2

3

∆L2

4

Trục 1

aw1

Trục 2

aw2
Trục 3

21

SV : Đặng Duy Đức


Xác định sơ bộ đường kính trục
d1 = 0,8.d dc = 0,8.28 = 22, 4
Trục 1 :
chọn d1 = 25mm
T2
104128,78
d2 ≥ 3
=3
= 30, 69
0, 2.[τ ]
0, 2.18

Trục 2 :
chọn d2 = 35mm
T3
302944,79
d3 ≥ 3
=3
= 42,30
0, 2.[τ ]
0, 2.20
Trục 3 :
chọn d3 = 45mm
Đường kính đỉnh bảnh răng
d a 2 = d 2 + 2m = m.Z2 + 2m = 96.2 + 4 = 196mm
d a 3 = d 3 + 2m =

m.Z 3
27.2
+ 2m =
+ 4 = 68,99mm
cos β
cos33,820

Để trục không bị chạm :
aw1 −

8 mm < ∆L1 < 11mm  ∆L1 =

d a 3 + d1
= 120 − 46,99 = 73,01
2

aw 2 −

8mm < ∆L2 < 11mm  ∆L2 =
Vậy thỏa mãn điều kiện chạm trục

da 2 + d3
= 130 − 119 = 9,5mm
2

mm

22

SV : Đặng Duy Đức


PHẦN IV: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC
CHỌN Ổ LĂN
I.

Tính toán thiết kế trục
1. Chọn khớp nối
a. Chọn khớp nối
Thống số đầu vào
Moment cần truyền:
T = Tdc = 26363,38 N.mm
Đường kính đoạn trục động cơ: ddc = 28 mm
Chọn khớp nối đàn hồi để nối trục
Đường kính trục cần nối

dt = ddc = 28mm
Tt = k.T : là moment xoắn tính toán, với:
k là hệ số làm việc, phụ thuộc vào loại máy
Tra bảng 16.1 sách TTTK Hệ Dẫn Động Cơ Khí tập 2
k = 1,5
T là moment danh nghĩa trên trục
T = 26363,38 N.mm
 Tt = k.T = 26363,38.1,5 = 39545,07 N.mm = 39,55 N.m
Tra bảng 16.10 sách TTTK Hệ Dẫn Động Cơ Khí tập 2
Tkncp
Tt = 39,55 (N.m) ≤
= 63 (N.m)
d kncp
dt = 28 (mm)
≤
= 28 (mm)
Ta được:
Tkncp
= 63 N.m
cp
d kn
= 28 mm
Z = 6 (chốt)
D0 = 71 (mm)

Tra bảng 16.10b sách TTTK Hệ Dẫn Động Cơ Khí tập 2 , Ta được
l1 = 20
l2 = 10
dc = 10
b. Kiểm nghiệm khớp nối

- Kiểm nghiệm độ bền dập
23

SV : Đặng Duy Đức


σd =

2kT
2.39545,07
=
= 1, 24 MPa ≤ [σ ]d
Z .Do .d c .l3 6.71.10.15

[σ ]d

Với
= ( 2 ÷ 4 ) MPa
Vậy khớp nối thỏa độ bền dập
Kiểm nghiệm độ bền chốt
k .T .lo
39545,38.25
σu =
=
= 23, 20 MPa ≤ [σ u ]
3
0,1.d c .Do .Z 0,1.103.71.6
[σ u ]

Với

= (60÷80) MPa
Vậy khớp nối thỏa độ bền chốt
c. Lực tác dụng lên trục
Ta có:
Fkn = 0,2.Ft = 148,52 N
2.T 2.26363,38
Ft =
=
= 742,62 N
D0
71
Với
d. Các thống số cơ bản của trục đàn hồi
Thông số
Moment xoắn lớn nhất có thể truyền được

Kí hiệu
Tkncp

Giá trị
63000 (N.mm)

Đường kính lớn nhất có thể của trục nối

d kncp

28 (mm)

Số chốt
Đường kính vòng tâm chốt

Chiều dài phần tử đàn hồi
Chiều dài đoạn cong xôn của chốt
Đường kính của chốt đàn hồi
Chiều dài khớp nối

Z
D0
l3
l1
dc
L

6 (chốt)
71 (mm)
15 (mm)
20 (mm)
10 (mm)
124 (mm)

24

SV : Đặng Duy Đức


II.

Tính sơ bộ trục
1. Chọn vật liệu chế tạo trục và tính sơ bộ đường kính trục
Chọn vật liệu chế tạo trục: Thép C45 tôi cải thiện để chế tạo trục
Đường kính sơ bộ của các trục :

Trục
Ứng suất [τ]
(MPa)
Moment xoắn
(N.mm)

I

II

III

16

18

20

27506,69

104128,78

302944,79

dsb (mm)

0,8.ddc =
22,4

Chọn dsb (mm)

25

3

T2
= 30,69
0, 2.[τ ]
35

3

T3
= 42,30
0, 2.[τ ]
45

2. Xác định từ các chi tiết, bộ truyền tác dụng lên trục
a. Sơ đồ lực tác dụng

25

SV : Đặng Duy Đức