Đồ án Chi tiết máy: Thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí (Đề số 37)

                 GVHD:Nguyễn Xuân Hành

Đồ án chi tiết máy

THUYẾT MINH
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
ĐỀ  SỐ 37

THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
1. Động cơ
2. Khớp nối
3. Hộp giảm tốc
4. Bộ truyền đai
5. Tang tải

1

Lực chịu tải

F

9400

N

2

Vận tốc tang tải

V

0.2

m/s

3

Đường kính tang tải

D

330

mm

4

Thời gian phục vụ

L

6

Năm

5

Thời gian làm việc t1

t1

4

h

6

Thời gian làm việc t2

t2

3

h

7

Chu kỳ làm việc

tck

8

h

8
9

Momen xoắn ở t1
Momen xoắn ở t2

T1
T2

T1
0,6 T1

SVTH:Trần Văn Qúy

Page 1


GVHD:NguynXuõnHnh

ỏnchititmỏy

I_Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền
1. Chọn động cơ
1.1. Xác định công suất đặt trên trục động cơ
a) Xác định công suất đặt lên trục động cơ.
P .b
Pct = lv
h
Trong đó:
Plv=

F .v
1000

Trong đó

Pct : Công suất trên trục ng c
: Hệ số tải trọng tơng đơng
: Hiệu suất của bộ truyền
Theo đề bài :
Lực kéo của băng tải : F=9400 (N)
Vận tốc băng tải : v=0,2 (m/s)
Do đó công suất trên trục công tác :
9400 0,2
F .v
Plv=
=
= 1,88 (kw)
1000
1000
Ta có:

- : hiu sut truyn ng
h = hk .hbr2 .hol3 .hd
k : hiu sut ni trc n hi
br : hiu sut ca mt cp bánh rng
ol : hiu sut ca mt cp ln
d : hiu sut ca b truyn ai
(Tra bảng 2.3/19 [I] )
Vậy hiệu suất chung của bộ truyền
= 0,99.0,972.0,993.0,95=0,86
-Hệ số tải trọng tơng đơng

k = 0,99
br=0,97
ol=0,99

=0,95

2

P t
4
2 3
= i . i = 12. + ( 0,6) . = 0,8
P
tk
8
8
i=1
1
2

Vậy công suất trờn trc ng c là :
P b 1,88 0.8
Pdc = lv
=
= 1,75
h
0,86
(kW)

SVTH:TrnVnQỳy

Page2

GVHD:NguynXuõnHnh

ỏnchititmỏy

1.2. Xác định tốc độ quay đồng bộ của động cơ :
Vận tốc băng tải v=0,2 m/s
ờng kính tang D=330 mm
Tốc độ quay đồng bộ của động cơ tính theo công thức

n sb

nct .u sb

Với tốc độ quay catrục công tác:
(v/phút)
Chọn tỉ số truyền sơ bộ usb

nlv =

60000.v 60000.0, 2
=
= 11,9
p.D
p.320

ut = u1.u2
Trong đó u1 : tỉ số truyền sơ bộ của hộp giảm tốc
u2 : tỉ số truyền sơ bộ của bộ truyền ngoài (ai)
Tra bảng

2.4
[I] ta có :
21

Với truyền động bánh răng trụ hai cấp : uh = 8 40
Truyền động ai : ung = 2 4
Chọn u1 = 25 , u =3,15 do đó ut = 25.3,15 = 78,75
Suy ra nsb = nlv .ut = 937 (v/phút)
Tra bảng 1.3 TL [I] ta chọn động cơ loai 4A100L6Y3
Với các thông số cơ bản nh sau:
+ Công suất động cơ : Pdc=2,2 kW
+ Tốc độ quay
: v=950 vòng/phút
Kiểm tra điều kiện mở máy ta có :
Tmm
T1

1,4T1
T1

1,4 ;

Tk
Tdn

2,0 > 1,4

Kết luân : động cơ 4A100L6Y3 đáp ứng đợc yêu cầu công suất , tốc
độ và điều kiện mở máy.
2. Phân phối tỉ sô truyền

Xét tỉ số truyền chung
n
950
ut = dc =
= 79,8
nlv 11,9
ut = uh .ung
Ta có
Dựa vào bảng 2.4/21 [I] ta chọn đợc tỉ số truyền u ng của ai:
u
79,8
uh = t =
= 25,3
ung = 3,15
ung 3,15
Trong hộp giảm tốc u h u nh .u ch u1 .u 2
u nh u1 : tỉ số truyền cấp nhanh
u ch u 2 : tỉ số truyền cấp chậm
SVTH:TrnVnQỳy

Page3


GVHD:NguynXuõnHnh

ỏnchititmỏy

Do hộp giảm tốc sử dụng bánh răng trụ với sơ đồ khai triển nên thuận lợi
cho việc bôi trơn cho các bộ phận truyền bánh răng trong HGT bằng phơng pháp ngâm dầu:
Khi đó u1=(1,2 1,3) u2

Ta lấy u1=1,3 u2
Uh=u1u2=1,3 u22=25,3
u2= 4,41, ; u1=5,73
u
78,75
ung = t =
= 3,1
Tính chính xác lại u ng
u1u2 4,41.5,73
+ Tính toán các thông số động học
Công suất trên trục công tác(trục tang) Plv =1,88 kW
9,55.106.Plv 9,55.10 6 .1,88
T=
=
= 1508,74
nlv
11,9
Mô men trên trục tang :
(kNmm)

+ Công suất trên các trục:
- Công suất trên truc III

P3 =

Plv
1,88
=
=2
hd .hol 0,95.0.99

(kW)

P2 =

P3
2
=
= 2,08 (kW)
hbr hol 0,97.0,99

-Công suất trên trục II

-Công suất trên trục I
P2
2,08
=
= 2,16 (kW)
hbr hol 0,97.0,99
- Công suất trên trục động cơ:
P
2,17
Pdc = 1 =
= 2.19 (kW)
hk 0,99
P1 =

Ta có ndc=950 (v/phút)
-Tỉ số truyền cấp nhanh : u1=5,73
-Tỉ số truyền cấp chậm : u2=4.41
Ta có n1=950 (v/phút)

-Tốc độ quay trục 2: n2=n1/u1=950/5,73=165,8(v/phút)
-Tốc độ quay trục 3: n3=n2/u2=165,8/4,41=37,6(v/phút)
-Tốc độ quay trục tang :

nlv = n3 / nng = 37, 6 / 3,1 = 12,13 (v/phút)

SVTH:TrnVnQỳy

Page4


GVHD:NguynXuõnHnh

ỏnchititmỏy

+ Tính mô men xoắn trên các trục
Ti

- áp dụng công thức

9,55.10 6.Pi
ni

i=1,2,3

-Ta có
9,55.106.2,16
T1 =
= 21713,7
950

(Nmm)
9,55.106.2,08
T2 =
= 119807 (Nmm)
165,8
9,55.106.2
T3 =
= 507978,7 (Nmm)
37,6
9,55.106.2,2
T dc =
= 22115,8 (Nmm)
950
Động cơ Truc I
Trục II
U
P (kW)
N(v/phút)
T(Nmm)

Uk=1
2,2
950
22115,8

Trục III

Trục Tang

U1=5,73

U2=4,41
Uđ=3,1
2,16
2,08
2
1,88
950
165,8
37,6
12,13
21713,7 119807
507978,7 1508740

PHNII.TNHTONBTRUYNAI
Tiết diện A.
h

Sơ đồ bộ truyền đai
d2

2

1

b

1

d1

a : là khoảng cá ch giữa hai trục bá nh đai.
: là góc ôm đai trên bá nh nhỏ và lớ n..
: là góc giữa hai nhá nh dây đai.
h : là chiều dày của dây đai thang..
b : là chiều rộng của đai thang.
2

a

2.1.Chnloiai.
ưDavoctớnhlmvicờmvivntcnhtachnaithangthng
SVTH:TrnVnQỳy

Page5


                 GVHD:Nguyễn Xuân Hành

Đồ án chi tiết máy

2.2. Xác định thông số của bộ truyền.
­ Dựa vào bảng 4.13 và dãy kích thước tiêu chuẩn  ta chọn đường kính bánh 
đai nhỏ d 1 = 250 mm
 Ta có vận tốc đai: 
                             V = 

pd1n3
3,14 ﾴ 37,6 ﾴ 250
 = 
 =0,5m/s

60000
60000

­ Dễ thấy v   v max = 25 (đai thang thường). Vậy có thể lấy giá trị của d 1 = 250 
mm
­ Tính d 2  theo CT 4.2 ta có:
                              d 2 = d 1 u

1

 =  250 ﾴ 3,1ﾴ

1

1
 =790 mm
0,98

­ = 0,01 0,02 : hệ số trượt
 ­ u = 3,1 tỉ số truyền đai
­ Theo bảng 4.21 với dãy kích thước tiêu chuẩn của đường kính bánh đai lớn  
chọn d 2 =800 mm
­Tính lại u’ theo d 2  vừa chọn
                            u’=

1

d2
d1

= 

0,98ﾴ 800
= 3,136
250

­ Sai lệch của u’ so với u
                           u tt = 

d2
d1 1

 =  

800
 =3,26 
0,98ﾴ 250

  u

u u tt
u

=1,9 < 4%

­ Ta thấy  u lằm trong giới hạn sai lệch cho phép ( u max =4%) nên các kích 
thước của d 1 và d 2 đạt yêu cầu
­ Khoảng cách trục:
­ Khoảng cách trục a của 2 bánh đai được tính theo CT
                            a=  a / d 2 = 1 � a = 800

­ Với điều kiện 0,55 d1 d 2 + h   a   2 d1 d 2  chọn a=800 mm
SVTH:Trần Văn Qúy

Page 6


                 GVHD:Nguyễn Xuân Hành

Đồ án chi tiết máy

­ Chiều dài dây đai:
­ Chiều dài dây đai L được xác định dựa theo khoảng cách trục a bởi CT:
                          L = 2a + 

d1

d2

d2

2

d1
4a

2

= 3343 mm

­ Dựa vào bảng 4.13 ta chọn trị số tiêu chuẩn của chiều dài đai là L=3350 mm 

­ Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ
i=  

i=

vđ
L

imax

10  

                      với   vđ = 0,5   m/s       L=3350m 

0,5
= 0,17 <  imax 10   m/s
3,35

­  Góc ôm  1 :
Góc ôm  1  được tính theo CT 4.7 với điều kiện (
                         1 =180 0

d2

d1 57 0

120 0 )

1
= 141 0   thảo mãn điều kiện 

a

120 0

2.3. Xác định số đai.
­ Số đai Z được tính theo CT:
                              Z = 

P3 K đ
( [ P0 ] CaC1CuCz )  

Với: ­ P3: công suất trục bánh đai chủ động (P3= kW)
­

P o : công suất cho phép, với v= 0,5m/s và d 1 = 250 mm chọn P o  = 2,3

­

K đ : hệ số tải trọng động theo bảng 4.7 ta chọn K đ  = 1,2

­

C : hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm 

                                  C = 1 0,0025 180

1

1

 

 =  0,9

­

C 1 : hệ số ảnh hưởng đến chiều dài đai, theo bảng 4.16 chọn C 1 =0,95

­

C u : hệ số ảnh hưởng của tỉ số truyền, theo bảng 4.17 chọn C u =1,14

SVTH:Trần Văn Qúy

Page 7


                 GVHD:Nguyễn Xuân Hành

Đồ án chi tiết máy
­

C z : hệ  số  kể  đến  ảnh hưởng của sự  phân bố  không dều tải trọng, theo  
bảng 4.18 chọn C z =0,95

Vậy số đai
                                 Z= 

2.1,2
= 1,017

2,3.0,9.1,14.1

Lấy Z=1 đai 
­ Từ số đai Z có thể xác định chiều rộng bánh đai B theo CT 4.17
                                 B =  Z 1 t 2e
Với e= 17 ; t= 25,5 ứng với đai bảng 4.21
 Chiều rộng bánh đai B =  2.17 =34 mm
­ Đường kính ngoài của bánh đai:
                                 d a = d 1 +2h o  với   h o = 5,7(bảng 4.21)
                        

     d a = 250 +2.5,7= 261,4 mm

2.4. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục .
­ Lực căng trên 1 đai được xác định theo CT 4.19
�P3 K đ �
ﾴﾴ + F
                                  F o  =  780 ﾴﾴﾴ
v
ﾴﾴ
v.C Z �
�
a

 Trong đó: Fv = qm .v 2 = 0,3.(0,5) 2 = 0.075  : lực căng do lực li tâm sinh ra 
                             

� 2.1,2 �
ﾴﾴ +0,075=4160N
 F o =780 ﾴﾴﾴ

ﾴ
�
0,5.0,9.1�

­ Lực tác dụng lên trục theo 4.21 ta có:
                                  F r =2 F o .Z.sin

SVTH:Trần Văn Qúy

1

2

=7842

Page 8


GVHD:NguynXuõnHnh

ỏnchititmỏy

Tacúcỏcthụngs kthutchớnhcab truynaithangnh trong
bng:
Thụngs
Loiai
ngkớnhbỏnhnh,ln
Vntcai
Tstruyn
Khongcỏchtrc

Chiudidõyai
Gúcụm
Sai
Chiurngbỏnhai
ngkớnhngoibỏnhai

Kớhiu,nv
aithangthng
d 1 ,d 2 (mm)
v(m/s)
u
a(mm)
L(mm)
o
1

Z(chic)
B(mm)
d a (mm)

Giỏtr
250v800
0,5
3,1
800
3350
141
1
34
261,4

III. Thiết kế bộ truyền trong hộp
1.Bộ truyền cấp nhanh (Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng)
1.1.Chọn vật liệu
Theo bảng 6.1/92 [I] chọn:
- Bánh nhỏ : thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241-285, có giới
hạn bền b1 850MPa , giới hạn chảy ch1 580MPa .
- Bánh lớn : thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192-240 , có giới
hạn bền b 2 750MPa ,giới hạn chảy ch 2 450MPa .
1.2.Xác định ứng suất cho phép
* ứng suất tiếp xúc cho phép
0
[ H]
Sơ bộ ta có
H lim K HL / S H
Trong đó H0 lim : là ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở
Lấy độ rắn bánh răng nhỏ HB1=245, bánh lớn HB2=230 khi đó ta có:
0
2 HB1 70 2.245 70 560 (MPa)
H lim 1
0
HB2 70 2.230 70 530 (MPa)
H lim 2
-SH : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc SH1=SH2=1,1
-KHL : Hệ số tuổi thọ
SVTH:TrnVnQỳy

Page9

GVHD:NguynXuõnHnh

ỏnchititmỏy
K HL

6

N HO
N HE

Với NHO : số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
NHO=30HB2,4
Do đó NHO1=30.2452,4=1,6.107 , NHO2=30.2302,4=1,39.107
- Số chu kì ứng suất tơng đơng
N HE

60c

(Ti / Tmax 1 ) 3 ni t i

Với c : số lần ăn khớp trong một vòng quay ,lấy c=1 .
Số vòng quay bánh nhỏ : n1=950 (v/ph),bánh lớn n2=215,42(v/ph)
Do đó ta có:
4
3
N HE1 = 60.1.35040.950(13 + 0,63. ) = 116.107
8
8
4
3

N HE 2 = 60.1.35040.215,42.(13. + 0,63. ) = 26,3.107
8
8
Ta thấy NHE1>NHO1 ; NHE2>NHO2 do đó ta chọn KHL1=KHL2=1.
0
560.1 560 (MPa)
Ta tính đợc
H lim 1
H lim 1 .K HL1
0
530.1 530 (MPa)
H lim 2
H lim 2 .K HL 2
Vậy ta tính đợc
[ H 1 ] 560.1 / 1,1 509,10 (MPa)
[ H 2 ] 530.1 / 1,1 481,82 (MPa)
Với bánh răng trụ răng thăng ta có:
[ H ] min{[ H 1 ], [ H 2 ]} 481,82 (MPa)
*ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải
[s H ]max = 2,8s ch 2 = 2,8.450 = 1260( MPa)
*ứng suất uốn cho phép
0
[ F]
Sơ bộ ta có:
F lim K FC K FL / S F
Trong đó F0 lim : là ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở
0
1,8HB1 1,8.245 441 (MPa)
F lim 1
0

1,8 HB2 1,8.230 414 (MPa)
F lim 2
- SF: hệ số an toàn khi tính về uốn SF1=SF2=1,75
- KFL : hệ số tuổi thọ
K FL

mF

N FO
N FE

Với NF0: Số chu kì cơ sở khi uốn NF0=4.106
MF : Bậc của đờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc, với vật liệu
HB<350 ta có mF=6
NFE : Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng
Ta có
N FE

SVTH:TrnVnQỳy

60c

Ti
Tmax

mF

ni t i

Page10

GVHD:NguynXuõnHnh

ỏnchititmỏy

4
3
N FE1 = 60.1.35040.950.(16. + 0,66. ) = 103.107 (MPa)
8
8
4
3
N FE 2 = 60.1.215,42.35040(16. + 0,66. ) = 213.106 (MPa)
8
8
Ta thấy NFE1>NFO , NFE2>NFO , ta lấy NFL1=NFL2=1
Bộ truyền quay một chiều, lấy giới hạn bền uốn K FC=1
Vậy ứng suất uốn cho phép:
[

F1

]

[

F2

]

441.1.1
252 (MPa)
1,75
414.1.1
236,57 (MPa)
1,75

* ứng suất uốn cho phép khi quá tải
[
[

]
F 2 ] max
F 1 max

0,8.
0,8.

ch1
ch1

0,8.580 464( MPa)
0,8.450 360( MPa)

1.3.Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
a.Khoảng cách sơ bộ trục :
a w1

K a (u1 1)3

T1 K H
[

H

] 2 u1

ba

Theo bảng 6.6/97 [I] chọn ba 0,3 ;
Theo bảng 6.5/96 [I] ta chọn Ka=49,5 ( răng thẳng)
ybd = (u1 + 1)yba / 2 = (5,73 + 1).0,3 / 2 = 1
K H : Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng
Tra bảng 6.7/98 [I] suy ra K H =1,123
Với T1=21713,7; u1= ta có :
aw1 = 49,5(5, 73 + 1) 3

21713, 7.1,123
= 111.72 (mm)
481,822.5, 73.0, 3

Chọn a w1 140(mm)
b.Xác định các thông số ăn khớp
- Chọn môđun pháp theo công thức
mn

(0,01 0,02)a w1

(1,40 2,80)(mm)

Chọn môđun theo bảng 6.8/99 [I] : mn 2,5(mm)
2aw1
2.140
=
= 16,7
Số bánh răng nhỏ 1: z1 =
m(u1 + 1) 2,5(5,73 + 1)
Lấy z1 = 16
z2=5,73.16=92
chọn z2=96
Do đó aw1 = m( z1 + z2 ) / 2 = 2,5(16 + 96) / 2 = 140(mm)
Do đó ta dùng dịch chỉnh chiều cao để đảm bảo chất lợng ăn khớp với
x1=0,3; x2=-0,3
SVTH:TrnVnQỳy

Page11


GVHD:NguynXuõnHnh

ỏnchititmỏy

Góc ăn khớp :
cos atw = zt m cos a / (2aw1 ) = (16 + 96).2,5.cos 20 / (2.140) = 0,939
Suy ra atw = 190
c.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc H
H

ZmZH Z

2T1 K H (u m 1) /(bw1u m d w21

Theo bảng Z m = 274( MPa)1/3
Do đó Z H = 2cos bb / sin 2atw = 2.1 / sin(2.19) = 1,8
Với bánh răng thẳng

Z

(4

)/3

( 4 1,669) / 3

0,877

1
1
+ ) = 1,88 - 3,2(1 / 16 + 1 / 96) = 1,69
z1 z2
đờng kính vòng lăn bánh nhỏ
d w1 = 2aw1 / (um + 1) = 2.140 / (5,73 + 1) = 41,6(mm)
Trong đó: ea = 1,88 - 3,2(

bw1

0,3.140

42(mm)

pd w1n1 p.41,8.950
=
= 2,1(m / s )
60000
60000
Theo bảng 6.13/106 [I] chọn cấp chính xác 8 , K H 1,09 ; theo bảng
6.15,6.16 ta có H 0,004; g 0 56
Suy ra uH = dH g 0v aw1 / um = 0,004.56.2,58 140 / 5,73 = 2,325
uH bw1d w1
2,325.42.41,6
=1+
= 1,076
Ta có K HV = 1 +
2T1K H b K H a
2.21713, 7.1,123.1,09
K H = K H b K H a K HV = 1,123.1,09.1,076 = 1,318
Vận tốc vành răng: v =

Ta tính đợc
s H = 274.1,8.0,877 2.21713, 7.1,38(5,73 + 1) / (42.5,73.41, 62 ) = 425,6 (MPa)
Ta có hệ số ảnh hởng của vận tỗc vòng: với v<5m/s, Z v 1
Với cấp chính xác động học là 8 ta chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc
là 8 Z R = 0,95
da

700mm

K HX

1

Do đó [s H ]' = [s H ]ZV .Z R Z XH = 481,82.1.0,95.1 = 457,73( MPa)
Do đó ta thấy H [ H ]' nên bánh răng thoả mãn đk bền tiếp xúc
d. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
F

2T1 K F Y Y YF 1 /(bw1 d w1 m)

Ta có yb = 0,812 tra bảng 6.7/97 [I] ta có K F b = 1,245 Với vận tốc v=2,1
m/s ,cấp chính xác 8 tra bảng 6.14/107 ta có K F 1,27
Ta có uF = dF g 0v aw1 / um = 0,011.56.2,1 140 / 5,73 = 6,394
Trong đó tra bảng 6.15,6.16 ta có dF = 0,011; g 0 = 56
SVTH:TrnVnQỳy

Page12


GVHD:NguynXuõnHnh

ỏnchititmỏy

Hệ số xét đến ti trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về
uốn :
ub d
6,394.42.41,6
K FV = 1 + F w1 w1 = 1 +
= 1,163
2T1K F b K F a

2.21713, 7.1,245.1,27
Hệ số tải trọng khi tính về uốn:
K F = K F b K F a K FV = 1,25.1,27.1,163 = 1,85
Với z1=16, z2=96, x1=0,3; x2=-0,3 theo bảng 6.18/109 [I] ta có
YF 1 = 3,72;YF 2 = 3,66
1 / 1,69 0,59
Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Y 1 /
Với bánh răng thẳng ta có Y 1
Vậy s F 1 = 2.21713,7.1,85.0,59.1.3,72 / (42.41,6.2,5) = 40,36 (MPa)
s F 2 = s F 1YF 1 / YF 2 = 40,36.3,72 / 3,66 = 41,02 (MPa)
Tính chính xác ứng suất uốn cho phép:
[

F

] [

F

]YR YS YxF

YR : Hệ số xét đến ảnh hởng của độ nhám mặt lợn chân răng YR
YxF : Hệ số xét đến kích thớc bánh răng YxF 1
YS : Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu

1

YS = 1,08 - 0,0695ln m = 1,08 - 0,0695ln 2,5 = 1,016
Do đó [s F 1 ] = 252.1.1,016.1 = 256,03 (MPa)
[s F 2 ] = 236,57.1.1,016.1 = 240,36( MPa)

Vậy F 1 [ F 1 ] , F 2 [ F 2 ]
e. Kiểm nghiệm về quá tải
K qt

Tmax / T

Ta có

1,4

s H max = s H K qt = 425,6. 1,4 = 503,57( MPa) < [s H ]max

s F 1max = s F 1K qt = 252.1,4 = 352,8( MPa) < [s F 1 ]max
s F 2 max = s F 2 K qt = 236,57.1,4 = 331,2( MPa) < [s F 2 ]max
f. Các thông số của bộ truyền
- Khoảng cách trục: a w1 140( mm)
- Môđun pháp : m=2,5 (mm)
- Chiều rộng vành răng bw1 = 42( mm)
- Tỉ số truyền: u1=5,73
- Số răng: z1=17 ; z2=96
- Hệ số dịch chỉnh : x1=0,3; x2=-0,3
Theo bảng 6.11/104 [I] ta có:
+ Đờng kính vòng chia: d1=mz1=2,5.16=40 (mm);
d2=mz2=2,5.96=240(mm)
d a 2 = 243,5(mm)
+ Đờng kính đỉnh răng: d a1 = 46,5( mm)
d f 2 = 232, 25(mm)
+ Đờng kính chân răng: d f 1 = 35, 25(mm)
g. Tính các lực tác dụng
SVTH:TrnVnQỳy

Page13


GVHD:NguynXuõnHnh

ỏnchititmỏy

2T1 2.21713.7
=
= 1043,9( N )
d w1
41,6
Fr1 = Ft tga = 1043,9.tg19 = 359,5( N )
Ft1 =

2.Bộ truyền cấp chậm (Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng)
2.1.Chọn vật liệu
Theo bảng 6.1/92 [I] chọn:
- Bánh nhỏ : thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241-285, có giới
hạn bền b1 850MPa , giới hạn chảy ch1 580MPa .
- Bánh lớn : thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192-240 , có giới
hạn bền b 2 750MPa ,giới hạn chảy ch 2 450MPa .
2.2.Xác định ứng suất cho phép
* ứng suất tiếp xúc cho phép
0
[ H]
Sơ bộ ta có
H lim K HL / S H
Trong đó H0 lim : là ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở

Lấy độ rắn bánh răng nhỏ HB3=260, bánh lớn HB4=245 khi đó ta có:
0
2 HB3 70 2.260 70 590 (MPa)
H lim 3
0
H lim 4

HB4

70

2.245 70

560 (MPa)

-SH : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc SH3=SH4=1,1
-KHL : Hệ số tuổi thọ
K HL

6

N HO
N HE

Với NHO : số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
NHO=30HB2,4
Do đó NHO3=30.2602,4=1,9.107 , NHO4=30.2452,4=1,6.107
- Số chu kì ứng suất tơng đơng
N HE

60c

(Ti / Tmax 1 ) 3 ni t i

Với c : số lần ăn khớp trong một vòng quay ,lấy c=1 .
Số vòng quay bánh nhỏ : n2=165,8 (v/ph),bánh lớn n3=37,6(v/ph)
Do đó ta có:
4
3
N HE 3 = 60.1.34560.165,8.(13. + 0,63. ) = 19,9.107
8
8
4
3
N HE 4 = 60.1.34560.37,6.(13. + 0,63. ) = 4,6.107
8
8
Ta thấy NHE3>NHO3 ; NHE4>NHO4 do đó ta chọn KHL3=KHL4=1.
0
590.1 590 (MPa)
Ta tính đợc
H lim 3
H lim 3 .K HL 3
0
s H lim 4 = s H lim 4 .K HL 4 = 560.1 = 560 (MPa)
Vậy ta tính đợc
[ H 3 ] 590.1 / 1,1 536,36 (MPa)
[ H 4 ] 560.1 / 1,1 509,10 (MPa)
SVTH:TrnVnQỳy

Page14


GVHD:NguynXuõnHnh

ỏnchititmỏy

Với bánh răng trụ răng nghiêng ta có:
[s H ] = (s H 3 + s H 4 ) / 2 = (536,36 + 509,10) / 2 = 522,73 (MPa)
*ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải
[s H ]max = 2,8s ch 2 = 2,8.450 = 1260( MPa)
*ứng suất uốn cho phép
0
[ F]
Sơ bộ ta có:
F lim K FC K FL / S F
Trong đó F0 lim : là ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở
0
1,8 HB3 1,8.260 468 (MPa)
F lim 3
0
1,8 HB4 1,8.245 441 (MPa)
F lim 4
- SF: hệ số an toàn khi tính về uốn SF1=SF2=1,75
- KFL : hệ số tuổi thọ
K FL

mF

N FO

N FE

Với NF0: Số chu kì cơ sở khi uốn NF0=4.106
MF : Bậc của đờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc, với vật liệu
HB<350 ta có mF=6
NFE : Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng
Ta có
N FE

60c

Ti
Tmax

mF

ni t i

4
3
N FE 3 = 60.1.215,42.35040(16. + 0,66. ) = 234.106 (MPa)
8
8
4
3
N FE 4 = 60.1.37,6.35040.(16. + 0,66. ) = 40,6.106 (MPa)
8
8
Ta thấy NFE1>NFO , NFE2>NFO , ta lấy NFL3=NFL4=1
Bộ truyền quay một chiều, lấy giới hạn bền uốn K FC=1

Vậy ứng suất uốn cho phép:
[

F3

]

[

F4

]

468.1.1
1,75
441.1.1
1,75

267,43 (MPa)
252 (MPa)

* ứng suất uốn cho phép khi quá tải
[
[

]
F 4 ] max
F 3 max

0,8.

0,8.

ch1
ch1

0,8.580
0,8.450

464( MPa)
360( MPa)

2.3.Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.
a.Khoảng cách sơ bộ trục :
a w2

K a (u 2 1)3

T2 K H
[

H

]2 u 2

ba

Theo bảng 6.6/97 [I] chọn ba 0,3 ;
Theo bảng 6.5/96 [I] ta chọn Ka=37,5( răng nghiêng)
SVTH:TrnVnQỳy

Page15


GVHD:NguynXuõnHnh

ỏnchititmỏy

ybd = (u2 + 1)yba / 2 = (5,73 + 1).0,3 / 2 = 1,01
K H : Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng
Tra bảng 6.7/98 [I] suy ra K H =1,15
Với T2=119807; u2=5,73 ta có :
119807.1,15
aw2 = 37,5.(5,73 + 1) 3
= 177,8
522,732.5,73.0,3
Chọn aw2 = 180(mm) ; bw2 = 0,3.180 = 54(mm)
b.Xác định các thông số ăn khớp
-Chọn môđun pháp theo công thức
mn = (0,01 0,02)aw 2 = (1,8 3,6)( mm)
Chọn môđun theo bảng 6.8/99 [I] : mn = 3(mm)
0,9848
10 0 ,cos
Chọn sơ bộ góc nghiêng:
2aw 2 cos b 2.180.0,9848
=
= 17,5
Số bánh răng nhỏ 1: z3 =
m(u2 + 1)
3.(5,73 + 1)

Lấy z3 = 17
z4=5,73.17=97,4
chọn z4=100
100
= 5,8 8
Tỉ số truyền thực um =
17
m( z3 + z4 ) 3(17 + 100)
cos b =
=
= 0,975 b = 12,840 = 12050'
2 aw 2
2.180
c.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc H
H

ZmZH Z

2T2 K H (u m

1) /(bw 2 u m d w2 2

Theo bảng 6.5/96, Z m 274Pa 1 / 3
Ta có tg bb = cos at tg b = cos 20,57.tg12,84 = 0,2359 bb = 12,05
Với at = atw = arctg (tga / tg b) = arctg (tg 20 / tg14,84) = 20,57
Do đó Z H = 2cos bb / sin 2atw = 2.cos12,05 / sin(2.20,57) = 1,724
Ta có hệ số dọc trục eb = bw 2 sin b / (pm) = 54sin14,84 / (p.3) = 1,47 >1
Với bánh răng nghiêng Z e = 1 / ea = 1 / 1,67 = 0,774
Trong đó:
1

1
ea = 1,88 - 3,2( + )cos b = 1,88 - 3,2(1 / 17 + 1 / 100)cos14,84 = 1,67
z3 z4
+Đờng kính vòng lăn bánh nhỏ
d w 2 = 2aw2 / (um + 1) = 2.180 / (5,73 + 1) = 53,5( mm)
pd n
p.165,8.53,5
= 0,46(m / s )
Vận tốc vành răng: v = w2 2 =
60000
60000
Theo bảng 6.13/106 [I] với v=0,46 m/s ,chọn cấp chính xác 9, K H
theo bảng 6.15,6.16 ta có H 0,002; g 0 73
SVTH:TrnVnQỳy

1,13 ;
Page16


GVHD:NguynXuõnHnh

ỏnchititmỏy

Suy ra uH = dH g 0v aw 2 / um = 0,002.73.0,46 180 / 5,73 = 0,376
uH bw 2 d w 2
0,376.54.53,5
=1+
= 1,003
Ta có K HV = 1 +
2T2 K H b K H a

2.119807.1,15.1,13
K H = K H b K H a K HV = 1,15.1,13.1,001 = 1,3
Ta tính đợc
s H = 274.1,724.0,774 2.119807.1,13.(5,73 + 1) / (54.5,73.53,52 ) = 524,5 (MPa)
Ta có hệ số ảnh hởng củavận tỗc vòng: với v<5m/s, Z v 1
Với cấp chính xác động học là 9 ta chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc
là 9 , Z R 1
da

700mm
K HX 1
Do đó [ H ]' [ H ]Z V .Z R Z XH 522,73.1.1 522,73( MPa)
Do đó ta thấy H [ H ]' thoả mãn đk bền tiếp xúc

d. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
F3

2T2 K F Y Y YF 3 /(bw 2 d w 2 m)

Ta có ybd = 1,01 tra bảng 6.7/98 [I] ta có K F b = 1,32
Với vận tốc v=0,1 m/s ,cấp chính xác 9 tra bảng 6.14/107 ta có K F
Ta có uF = dF g 0v aw 2 / um = 0,006.73.0,11 180 / 5,73 = 1,9

1,37

Trong đó tra bảng 6.15,6.16 ta có F 0,006; g 0 73
Hệ số xét đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về
uốn :
ub d
1,9.54.53,5

K FV = 1 + F w 2 w2 = 1 +
= 1,013
2T2 K F b K F a
2.119807.1,32.1,37
Hệ số tải trọng khi tính về uốn:
K F = K F b K F a K FV = 1,32.1,37.1,013 = 1,84
Số răng tơng đơng

zv1 = z3 / cos3 b = 17 / cos 3 14,84 19

zv 2 = z4 / cos3 b = 100 / cos 3 14,84 = 110
Theo bảng 6.18/109 [I] ta có YF 3 = 4,14;YF 4 = 3,6
Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Ye = 1 / ea = 1 / 1,67 = 0,6
Với bánh răng nghiêng ta có Yb = 1 - b / 140 = 1 - 14,84 / 140 = 0,894
Vậy s F 3 = 2.119807.1,84.0,6.0,894.4,14 / (53,5.54.3) = 113 (MPa)
s F 4 = s F 3YF 3 / YF 4 = 113.4,14 / 3,60 = 130 (MPa)
Tính chính xác ứng suất uốn cho phép:
[

F

] [

F

]YR YS YxF

YR : Hệ số xét đến ảnh hởng của độ nhám mặt lợn chân răng YR
YxF : Hệ số xét đến kích thớc bánh răng YxF 1

1

SVTH:TrnVnQỳy

Page17


ỏnchititmỏy
GVHD:NguynXuõnHnh
YS : Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu

YS = 1,08 - 0,0695ln m = 1,08 - 0,095ln 3 = 1,0036
Do đó [s F 3 ] = 267,43.1.1,0036.1 = 268,4 (MPa)
[s F 4 ] = 252.1.1,0036.1 = 253( MPa)
Vậy F 3 [ F 3 ] , F 4 [ F 4 ]
e. Kiểm nghiệm về quá tải
K qt

Tmax / T

Ta có

1,4

s H max = s H K qt = 524,5. 1, 4 = 620( MPa ) < [s H ]max

s F 3max = s F 3 K qt = 113.1,4 = 158,2( MPa) < [s F 3 ]max
s F 4 max = s F 4 K qt = 130.1,4 = 182( MPa ) < [s F 4 ]max
f. Các thông số của bộ truyền
- Khoảng cách trục: aw 2 = 180( mm)

- Môđun pháp : m=3 (mm)
- Chiều rộng vành răng bw 2 = 54( mm)
- Tỉ số truyền: u2=5,73
0
- Góc nghiêng răng b = 14,84
- Số răng: z3=17 ; z4=100
- Hệ số dịch chỉnh : x1=0 ; x2=0
Theo bảng 6.11/104 [I] ta có:
+ Đờng kính vòng chia:

d3 = mz3 / cos = 3.17 / cos14,84 = 52, 76( mm); d 4 = mz4 / cos = 3.100 / cos14,84 = 310(mm)
d a 4 = 316(mm)
+ Đờng kính đỉnh răng: d a 3 = 58, 76(mm)
d f 4 = 302,5( mm)
+ Đờng kính chân răng: d f 3 = 45, 26(mm)

g. Tính các lực tác dụng
2T
2.119807
Ft 2 = 2 =
= 4478,76( N )
d w2
53,5

Fr 2 = Ft 2tg at = 4478,76.tg 20,57 = 1680,7( N )
Fa = Ft 2tg b = 4478,76tg14,84 = 1186,7( N )

IV.Thiết kế trục
1.Chọn vật liệu
Chọn vật liệu chế tạo trục chế tạo trục trung gian và trục ra là thép C45

tôi cải thiện đạt độ rắn HB192..240, b 750MPa; ch 450MPa
Vật liệu chế tạo trục vào là thép 4X tôi cải thiện đạt độ rắn
HB260..280, b 950MMPa; ch 700MPa
ứng suất xoắn cho phép [t ] = 15 30MPa
2.Xác định đờng kính sơ bộ các trục
dk
SVTH:TrnVnQỳy

3

Tk / 0,2[ ]
Page18


ỏnchititmỏy

GVHD:NguynXuõnHnh

Vi trc vo ly [ ]1 15 MPa, trc trung gian [ ]2 = 20 MPa, trc ra [ ]3
30 Mpa
Do đó đk sơ bộ các trục là:
d1 = 3 T1 / 0,2[t ]1 = 3 21713,7 / (0,2.15) = 19,34( mm)
d 2 = 3 T2 / 0,2[t ] 2 = 3 119807 / (0,2.20) = 31( mm)
d3 = 3 T3 / 0,2[t ] 3 = 3 507978,7 / (0,2.30) = 44( mm)
Tra bảng P.1.7/242 [I] ta có đờng kính động cơ là: d dc = 28(mm)
Chọn d1=25 mm, d2=35mm, d3=45 mm

3.Sơ đồ chung (hình vẽ)
ưCỏclctỏcdnglờncỏctrc
Ta có Ft1 = Ft 21 = 1043,9( N ); F r1= Fr 21 = 359,5( N );

Ft 22 = Ft 3 = 4478,76( N ); Fr 22 = Fr 3 = 1680,7 N ); Fa 2 = Fa 3 = 1186,7( N )
4.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
-Đờng kính trục trung bình: d =

d1 + d 2 + d3 25 + 35 + 45
=
= 35(mm)
3
3

-Trục II:
l 22 0,5(l m 22 b0 ) k1 k 2
l 23 l 22 0,5(l m 22 l m 23 ) k1
l 21 l m 22 l m 23 3k1 2k 2 b0

Trong đó:
Chiều dài may ơ bánh răng trụ:
lm 22 = lm 23 = (1,2 1,5)d = 42 52,5(mm)
Lấy lm 22 = 52(mm); lm 23 = 50(mm)
Chiều rộng ổ lăn: b0 21(mm) (tra theo trị số d)
Các khoảng cách: k1 10(mm); k 2 15(mm)
Do đó ta có: l22 = 61,5(mm); l23 = 122,5(mm); l21 = 183(mm)
-Trục I:

SVTH:TrnVnQỳy

Page19


Đồ án chi tiết máy

                 GVHD:Nguyễn Xuân Hành

l11 = l21 = 183(mm)
l12 = l23 = 122,5(mm)
lc13 = 0,5(lm13 + b0 ) + k3 + hn
Víi l m13 lµ chiÒu dµi may¬ nöa khíp nèi:
lm13 = (1,4 ﾴ 2,5)d = 49 ﾴ 87,5( mm)
LÊy l m13 70(mm); k 3 15(mm); hn 20(mm)
Suy ra lc13 = 80,5(mm)
-Trôc III:
l31 = l21 = 183(mm)
l32 = l22 = 61,5(mm)
lc 33 = 0,5(lm 33 + b0 ) + k3 + hn
Víi chiÒu dµi may¬ ®Üa xÝch: l m33 (1,2..1,5)d 42..52,5(mm)
LÊy l m33 50(mm) lc 33 70,5(mm)

S¬ ®å ®Æt lùc

SVTH:Trần Văn Qúy

Page 20


Đồ án chi tiết máy

                 GVHD:Nguyễn Xuân Hành

Fd

5. TÝnh trôc vµo I
a. Chän khíp nèi cho trôc I.

SVTH:Trần Văn Qúy

Page 21


GVHD:NguynXuõnHnh

ỏnchititmỏy

Từ kích thớc trục dI và mômen xoắn trên trục I , theo bảng

16 10a
68

[ Sách Thiết kế Hệ DĐCK-T2] chọn nối trục vòng đàn hồi có các thông
số cơ bản sau
[T]
(Nm)

Nmax
d (mm)
L
D0
Z
(vòng/phút
).
16.0

7600
15
83
50
4
Lccakhpnitỏcdnglờntrc,hngtheophngxvtrabng
16.10a(Tl1)tacúkhpnitrcvũngnhi
2.Tk

Fk=(0,20,3) D = (0, 2...0,3)
t
Tachn Fk =250(N)

2.21713, 7
= (174 260) (N)
50

b.Sơ đồ lực tác dụng lên trục
c.Tính phản lực tại các ổ lăn
PT mô men và PT hình chiếu của các lực trong mặt phẳng xoz, yoz
Fx = F0 x Ft1 + F1x + Fk = 0
Fy = F0 y + Fr1 + F1 y = 0
M x = Ft1.l12 F1x .l11 Fk (l11 + lc13 ) = 0
M y =Fr1.l12 + F1 y .l11 = 0

Thay số ta có:
F0 x + F1 x = 1043,9 250 = 793,9
Foy + F1 y = 359,5
1043,9.122,5 250.(183 + 80,5)
= 338,8

183
359,5.122,5
F1 y =
= 240, 65
183
F1x =

Tính ra ta đợc

Fox = 455,1( N ); F0 y = 118,85( N )
F1x = 338,8; F1 y = 240, 65( N )

d. Biu mômen un M1x v M1y trong cỏcmt phng xOz v yOz v
biu mômen xon T1 (hình bên).Trên biu ghi giá tr tuyt i ca
các mômen ng vi tng đoạn trục.

SVTH:TrnVnQỳy

Page22


                 GVHD:Nguyễn Xuân Hành

Đồ án chi tiết máy

14559,3

55749,75

20125

21713,7

e. TÝnh m«men t¬ng ®¬ng t¹i c¸c tiÕt diÖn trªn chiÒu dµi trôc
Ta cã
M 12yj

M td 1 j
M td 10

M 12xj

0,75T12j

0

M td 11 = 14559,32 + 55749, 752 + 0, 75.21713, 7 2 = 60610, 4( Nmm)

M td 12 = 201252 + 0,75.21713.7 2 = 27543( Nmm)
M td 13 = 0,75.21713.7 2 = 18804,6( Nmm)

SVTH:Trần Văn Qúy

Page 23


GVHD:NguynXuõnHnh

ỏnchititmỏy

f. Đờng kính tại các tiết diện
d ij

3

M td 1 j /(0,1[ ]

Chọn ứng suất cho phép chế tạo trục(thép 40x) [ ]=67 Mpa
Vậy ta có:
d11 = 3 M td 11 / (0,1[ ] = 3 60610, 4 / (0,1.67) = 21( mm)

d12 = 3 27543 / (0,1.67) = 17.01(mm)
d13 = 3 18804,6 / (0,1.67) = 14,2(mm)
Xuất phát từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ, ta chọn các
đoạn trục nh sau:
d10

30(mm); d11

35(mm); d12

30(mm); d13

28(mm)

g.Tính toán mối ghép then
với đoạn trục lắp khớp nối d13=28 (mm), ta chọn nối ghép then bằng
Tra bảng 9.1a/173 [I] ta có:
l=50(mm); b=8 mm; h=7(mm); t1=4(mm); t2=2,8(mm); rmin=0,25(mm);
rmax=0,4(mm)

Kiểm nghiệm độ bền của then:
+ Điều kiện bền dập: d 2T1 /[d13l (h t1 )] [ d ]
Thay số s d = 2.21713.7 / [28.50(7 - 4)] = 10,4( MPa)
Với dạng lắp ghép cố định, vật liệu mayơ bằng thép ,tải trọng va đập
nhẹ ta có: ứng suất cho phép [ d ] 100( MPa) , thoả mãn đk bền dập.
+ Điều kiện bền cắt: t c = 2T1 / ( dlb) = 2.21713,6 / (28.50.8) = 3,9( MPa)
Với thép C455 chịu tải trọng tĩnh: [ c ] 60( MPa) (thoả mãn điều kiện)
6. Tính trục trung gian II
a.Sơ đồ lực tác dụng lên trục
b.Tính phản lực tại các ổ lăn
PT mô men và PT hình chiếu của các lực trong mặt phẳng xoz, yoz
Fx = F0 x - Ft 21 + F1x - Ft 22 = 0


Fy = F0 y + Fr 21 - Fr 22 + F1 y = 0

M x = - Ft 22 .l22 - Ft 21.l23 + F1x .l21 = 0


M y = Fr 22 .l22 + Fa 2 .d3 / 2 - Fr 21.l23 - F1 y .l21 = 0
Thay số ta có:
F0 x + F1 x = 1043,9 + 4478,76 = 5522,66

Foy + F1 y = 4478,76 - 359,5 = 4119,26


4478.61,5 + 1043,9.122,5
= 2203
F1x =
183

1680,7.61,5 + 1186,7.53 / 2 - 359,5.122,5

= 977,3
F1 y =
183

SVTH:TrnVnQỳy

Page24


Đồ án chi tiết máy

                 GVHD:Nguyễn Xuân Hành

-TÝnh ra ta ®îc:
Fox = 3319,66( N ); F0 y = 3141,96( N )
F1x = 2203( N ); F1 y = 977,3( N )
c. Biểu đồ m«men uốn M1x và M1y trong các mặt phẳng xOz và yOz và
biểu đồ m«men xoắn T1 (h×nh bªn).Trªn biểu đồ ghi gi¸ trị tuyệt đối của
c¸c m«men ứng với từng ®o¹n trôc.

SVTH:Trần Văn Qúy

Page 25