Thiết kế môn học chi tiết máy

Thiết kế Chi tiết máy GVHD: Vũ Ngọc Tùng
ThiÕt kÕ m«n häc
Chi tiÕt m¸y
I – TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC
1- Xác định công suất động cơ
Do tải trọng thay đổi nên ta có công suất tính toán P
t
P
t
= P
td
=
∑
=
+
2
1
2
2
21
2
1
..
i
i
t
tPtP
= P
1
∑
∑

=
=






2
1
2
1
2
1
..
i
i
i
i
i
t
t
P
P
(1)
Ta có : P
1
=
1000
Fv

=
1000
6,0.2300
= 1,38 (KW)
Nên, ta có :
P
t
= 1,38
8
3.7,05.1
22
+
= 1,24 (KW)
Hiệu suất của cơ cấu
η
:
η
=
η
br
.
η
tv

η
4
ol
.
η
2

k

.Với ;
η
br
= 0,97

η
tv
= 0,8 ( Chọn bộ truyền trục vít không tự hãm, có số ren trục vít Z
1
=2)

η
ol
= 0,99

η
k
= 1

⇒

η
= 0,73
Vậy công suất cần thiết trên trục động cơ là :P
ct
=
η
t

P
=
73,0
22,1
= 1,67 (KW)
Số vòng quay đồng bộ của động cơ
Ta có : V=
4
10.6
..
lv
nd
π

⇒

lv
n
=
d
v
.
.10.6
4
π
=
325.
6,0.10.6
4
π

= 35,26 (v/ph)
Do cơ cấu không có bộ truyền ngoài nên : U
t
= U
h
Với U
h
là tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trục vít
⇒
U
h
= U
br
. U
tv
Theo bảng 2.4 ta chọn được : U
tv
= 10
÷
40
U
br
= 3
÷
5

⇒
U
h
min = 10.3 = 30

U
h
max = 40.5 = 200
Như vậy : n
sb
= n
lv
. U
h

⇒
n
sb
min = 35,26 . 30 = 1057,8 (v/ph)
n
sb
max = 35,26 . 200 = 7052 (v/ph)
ta chọn n
sb
của động cơ là 3000 (v/ph)
SV thực hiện : Ngô Tuấn Linh Cơ khí ô tô B – k48
1
Thiết kế Chi tiết máy GVHD: Vũ Ngọc Tùng
Dựa vào bảng P1.1 , chọn động cơ điện K112M2 có:
+ P
dc
= 3 kw
+ n
dc
= 2890 (v/ph)

+
η
= 83,5 %
+ cos
ϕ
= 0,9
+
dn
k
T
T
= 2,5 >
T
T
mm
= 1,4
+ khối lượng m = 42 kg
+ Tra bảng P1.4 đường kính của động cơ là d=28mm
2 - Phân phối tỉ số truyền
Ta thấy n
dc
= U
t
. n
lv
U= U
t
=
lv
dc

n
n
= 2890/35,26 = 81,96
Đối với hộp giảm tốc bánh răng trục vít ta có :
2.U
2
1
(U
1
+1) - C
3
2
.
3
θ
.
3
2
λ
.
η
. U
h
= 0
Với :
U
1
là tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng
η
là hiệu suất của bộ truyền trục vít

η
= 0,8
C = C
2
.
2
.
λθ
= 0,9 đối vói bánh răng thẳng
⇒
U
br
= 2,583
Tỉ số truyền của bộ truyền trục vít – bánh vít là : U
tv
= U
h
/U
br
= 81,96/2,583 = 31,73
Chọn U
tv
= 32
Tinh lại có U
br
=2,56
3 - Tính toán công suất- số vòng quay – momen xoắn trên các trục
a. Công suất
Ta có : P
lv

= 1,38 kw
P
3
= P
lv
/
kol
ηη
.
2
= 1,38/ 0,99
2
.1= 1,41kw
P
2
= P
3
/
tvol
ηη
.
= 1,41/0,99.0,8 = 1,78 kw
P
1
= P
2
/
brol
ηη
.

= 1,78/0,99.0,97 = 1,85 kw
b. Số vòng quay
n
1
= n
dc
= 2890 (v/ph)
n
2
=
br
dc
U
n
= 2890/2,56 = 1128,91 (v/ph)
n
3
=
h
dc
U
n
= 2890/81,96= 35,261 (v/ph)
c . Momen xoắn trên các trục
SV thực hiện : Ngô Tuấn Linh Cơ khí ô tô B – k48
2
Thit k Chi tit mỏy GVHD: V Ngc Tựng

6
9,55.10 .P

T
n
=
-Trên trục bánh răng 1:

( )
mmN
n
P
T .3,6113
2890
85,1
10.55,910.55,9
6
1
1
6
1
===
-Trên trục 2(bánh răng trục vít).

( )
mmN
n
P
T .9,15057
91,1128
78,1
10.55,910.55,9
6

2
2
6
2
===
-Mô men xoắ trên trục 3.

( )
mmN
n
P
T .7,381891
261,35
41,1
10.55,910.55,9
6
3
3
6
3
===
.
4- Lõp bang kờt qua
Thông
số
Trục
Tốc độ quay
n (v/ph)
Tỉ số truyền
U

Công suất
P (Kw)
Momen xoắn
T( Nmm)
Trục động
cơ
2890
Trục 1 2890
1
3
1,85
6113,3
Trục 2 1128,91
2,56
1,78 15057,9
Trục 3 35,261
32
1,41 381891,7
Ta cú sai s vn tc
%4%10.8,2%100.
26,35
26,35261,35
3
<=

=


l hp lý
II THIấT Kấ CHI TIấT MAY

A-TNH TON B TRUYN
1.Bụ truyờn banh rng tru rng thng
1.1 Chon võt liờu
. Bánh răng nhỏ (1).
+ Chọn vật liệu chế tạo cho bánh răng.
SV thc hin : Ngụ Tun Linh C khớ ụ tụ B k48
3
Thit k Chi tit mỏy GVHD: V Ngc Tựng
- Theo bảng 6.1 [I] / (92) do không có yêu cầu gì đặc biệt nên ta chọn bánh
răng nhỏ đợc chế tạo bằng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn:
HB =241
ữ
285
MPa580
MPa850
ch1
b1
=
=
Bánh răng lớn (2).
+ Chọn thép 45 tôi cải thiện để chế tạo bánh răng có:
HB =192
ữ
240
MPa
MPa
ch
b
450
750

2
2
=
=


1.2 - Xác định ứng suất cho phép.
Công thức:

[ ]
HLxHVR
H
o
Hlim
H
KKZ.Z
S


=

[ ]
FLFCxFSR
F
o
F
F
KKKYY
S
.

lim


=
Với :
Z
R
: Hệ số kể đến ảnh hởng độ nhám bề mặt răng làm việc
Z
V
: Hệ số kể đến ảnh hởng của vận tốc vòng
K
xH
: Hệ số kể đến ảnh hởng của kích thớc bánh răng
K
HL
, K
FL
: Hệ số tuổi thọ
Y
R
: Hệ số kể đến ảnh hởng của độ nhám mặt lợn chân răng
Y
S
: Hệ số kể đến độ nhậy vủa vật liệu tới sự tập trung ứng suất
K
xF
: Hệ số kể đến ảnh hởng kích thớc bánh răng tới độ bền uốn
S
H

,S
F
: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc, uốn
K
FC
: Hệ số kể đến ảnh hởng của việc đặt tải.
Khi thiết kế sơ bộ ta lấy



=
=
1
1
xFSR
xHVR
KYY
KZZ
Công thức (2.1) sẽ là:
[ ]
HL
H
o
H
H
K
S
.
lim

=

[ ]
FLFC
F
o
F
F
KK
S
.
lim


=
SV thc hin : Ngụ Tun Linh C khớ ụ tụ B k48
4
Thit k Chi tit mỏy GVHD: V Ngc Tựng
Tra bảng 6.2 Trị số của
0
limH

và
0
limF

ứng với số chu kì cơ sở ta chọn :
ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở :
0

limH

= 2HB + 70
hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc :
H
S
= 1,1
ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở :
0
limF

= 1,8HB
hệ số an toàn khi tính về uốn :
F
S
= 1,75
chọn độ rắn bánh răng nhỏ : HB
1
= 245
chọn độ rắn bánh răng lớn : HB
2
= 230
Nh vậy :

0
1limH

= 2HB
1
+ 70 = 2.245 + 70 = 560 (MPa)

0
2limH

= 2HB
2
+ 70 = 2.230 + 70 = 550 (MPa)

0
1limF

= 1,8HB
1
= 1,8.245 = 441 (MPa)

0
2limF

= 1,8HB
2
= 1,8.230 = 414 (MPa)
- Sụ chu ky lam viờc c s
N
HO
= 30 HB
4,2


N
1HO

= 30.245
4,2
= 1,626.10
7
N
2HO
= 30.230
4,2
= 1,397. 10
7
- Sụ chu ky lam viờc tng ng
+ N
HE
=60c
ii
m
i
tn
T
T
H
..
2
max

Vi m
H
= 6 do co HB < 350
C = 1 ; sụ n khp trong mụt vong quay
T
i
, n
i
, t
i
lõn lt la momen xon , sụ vong quay va thi gian lam viờc chờ
ụ th I cua banh rng ang xet.
Tụng thi gian lam viờc cua bụ truyờn trong 5 nm la:


i
t
=300.2.4.5 = 12000 (gi)
Võy :
N
1HE
= 60.c.n
1
.

i
t

+

ii
t
t
t
t
2
3
1
3
.7,01
= 60.1.2890.12000.(1.5+0,7
3
.3)/8
= 156,814.10
7
N
2HE
=
br
HE

U
N
1
= 61,26.10
7
Vi co : N
1HE
> N
1HO
nờn K
1HL
= 1
N
2HE
> N
2HO
nờn K
2HL
= 1
SV thc hin : Ngụ Tun Linh C khớ ụ tụ B k48
5
Thit k Chi tit mỏy GVHD: V Ngc Tựng
ng suõt tiờp xuc cho phep c xac inh s bụ: [
H

] =
H
HL
H
S

K
0
lim

[
H

]
1
= 560.1/1,1 = 509,1 Mpa
[
H

]
2
= 530.1/1,1 = 481,82 Mpa
Vi bụ truyờn la banh rng thng nờn :
[
H

] = min([
H

]
1
,[
H

]
2

)=[
H

]
2
=481,82 Mpa
+ Sụ chu ky thay ụi ng suõt tng ng N
FE
S chu ky thay ụi ng suõt c s khi th vờ uụn N
FO
= 4.10
6
N
EE
= 60.c.
ii
m
macc
i
tn
T
T
F
..

Co m
F
= 6
N
1FE
= 60.c.n
1
.

i
t








+

ii
t
t
t
t
2

6
1
6
.7,01
= 60.1.2890.12000.(1.5+0,7
6
.3)/8
= 139,23.10
7
N
2FE
= N
1FE
/U
br
= 54,39.10
7
N
1FE
> N
FO
nờn K
1FL
= 1
N
2FE
> N
FO
nờn K
2FL

= 1
Võy , [
F

]
1
= 441.1/1,75 = 252 Mpa
[
F

]
2
= 414.1/1,75 = 236,57 Mpa
ng suõt qua tai cho phep
[
H

] max = 2,8 .
2ch

= 2,8.450 = 1260 Mpa
[
F

]
1
max = 0,8 .
1ch

= 0,8 . 580 = 464 Mpa

[
F

]
2
max = 0,8 .
2ch

= 0,8 . 450 = 360 Mpa
1-3 . Xac inh thụng sụ c ban cua bụ truyờn
Tính khoảng cách trục
a
w
-Vì là hộp giảm tốc nên thông số cơ bản là khoảng cách trục
a
w
đợc xác định nh sau.

.
1
a = .( 1).
w
3
2
. .
T K
H
k u
a
u

H
ba



+
.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 6.5/94).
+T
1
mô men xoắn trên trục bánh chủ động T
1
=6113,3 Nmm
+ [
H
]= 481,82 [MPa]
+U= 2,56
+Tra bảng 6.6 ta đợc
0,3.
ba

=
( bỏnh rng i xng vi cỏc trong hp)

bd

= 0,53.
ba

.(u +1) = 0,53 . 0,3 .(2,56 + 1) = 0,566
SV thc hin : Ngụ Tun Linh C khớ ụ tụ B k48
6
Thit k Chi tit mỏy GVHD: V Ngc Tựng
+Tra bảng 6.7,sơ đồ bánh răng ứng với sơ đồ 6 k
HB
=1,0183
Thay toàn bộ lại công thức đợc

a
w
= 49,5.(2,56+1)
3
2
3,0.56,2.82,481
0183,1.3,6113
= 57,6 (mm)
Quy tròn ta lấy
a
w
= 63 (mm)

b
w
=
a
w
.
ba

= 18,9 (mm)
Vi b
w
la chiờu rụng vanh rng .
ng kinh vong ln banh rng nho la:
d
1w
= 2.
a
w
/(u+1)= 2.63/(2,56+1) = 35,4 (mm)
1- 4.Xác định các thông số ăn khớp.
a .xác định mô đun (m).
Ta có m = (0,01
ữ
0,02 )
a
w
=(0,01
ữ
0,02 ) .63 = 0,63
ữ
1,26
Tra theo dãy tiêu chuẩn 6.8 ta chọn m=1,25 (mm).
b.Xác định số răng .
-Bánh răng thẳng -=0.
Có
a
w
=

cos.2
)(
21
ZZm
+


Z
1
= 2.63/1,25(2,56 + 1) = 28,3
Ta chọn Z
1
=28(răng).
Mà Z
2
= u.Z
1
=2,56.28 = 71,68.Ta chọn Z
2
=72 răng.
Khi đó
28/7256,2%100.
=

u
u
.100%/ 2.56= 0,45 % thoả mãn.
c.Xác định hệ số dịch chỉnh(x).
Z

1
= 28 < 30 nờn phai dịch chỉnh để đảm bảo về khoảng cách trục cho trớc.
+ y là hệ số dịch chỉnh tâm: y=
m
a
w
- 0,5
)(
21
ZZ +
= 0,4 (mm)
+Hệ số k
y
=
)(4
)2872(
4,0.1000.1000
mm
Z
y
t
=
+
=
Theo bang 6.10a thi co k
x
= 1,22
Mà
y
=

122,0
1000
100.22,1
1000
.
==
tx
Zk
tổng hệ số dịch chỉnh (mm).X
t
= y +
y
=0,4 + 0,122 = 0,522 (mm)
-Hệ số dịch chỉnh của bánh 1.

)(173,05,0
12
1
mmy
Z
ZZ
xx
t
t
=

=
Va banh 2 co x
2
= x
t
-x
1
=0,522-0,173=0,349 (mm)
SV thc hin : Ngụ Tun Linh C khớ ụ tụ B k48
7
Thiết kế Chi tiết máy GVHD: Vũ Ngọc Tùng
Góc ăn khớp
0
0
21,2193,0
63.2
20cos.25,1).2872(
2
cos..
cos =⇒=
+
==
tw
w
t
tw

a
mZ
α
α
α
1-5 Kiểm nghiệm răng
a.Độ bền tiếp xúc
Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng phải thỏa mãn

[ ]
H
ww
H
HMH
dUb
UkT
ZZZ
σσ
ε
≤
+
=
2
1
1
..
)1.(.2
..
Trong đó
+

M
Z
hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của bánh răng ăn khớp.Tra bảng 6.5 ta có
M
Z
= 274 (MPa)
3/1
+
H
Z
hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.Tra bảng 6.12 :
Với
71,100522,0
7228
522,0
21
21
=⇒=
+
=
+
+
H
Z
zz
xx
+
ε
Z
hệ số kể đến sự trùng khớp của răng ,xác định như sau:

3
4
α
ε
ε
−
=Z

)0/sin.( ==
πβε
β
mbvi
w

Với
872,0
3
72,14
72,1cos)
11
(2,388,1
21
=
−
=⇒=







+−=
εα
βε
Z
ZZ
+
H
K
là hệ số quá tải khi tính vể tiếp xúc

HVHHH
KKKK ..
αβ
=
- K
β
H
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng .Tra
bảng 6.7 : K
β
H
= 1,0183
-K
α
H
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn
khớp .Vì là bánh rảng thẳng nên K
α
H

= 1
-K
HV
hệ số kể đến tải trọng động

αβ
HH
wwH
HV
KKT
dbV
K
..2
..
1
1
1
+=
*
u
a
VgV
w
HH
..
0
δ
=
với
)/(35,5

10.6
..
4
11
sm
nd
V
w
==
π
* theo bảng 6.13 có cấp chính xác là cấp 8 nên:

H
δ
tra bảng 6.15 thì
H
δ
= 0,006

0
g
tra bảng 6.16 , do bánh răng có cấp chính xác là 8 ,
m = 1,25 < 3,5 nên
0
g
= 56
SV thực hiện : Ngô Tuấn Linh Cơ khí ô tô B – k48
8
Thiết kế Chi tiết máy GVHD: Vũ Ngọc Tùng
Ta có

)/(92,8
56,2
63
35,5.56.006,0 smV
H
==
< V
maxH
= 380 (m/s) ( theo bảng 6.17 )
Vậy
48,1
1.0183,1.4,6060.2
4,35.9,18.92,8
1 =+=
HV
K

51.148,1.1.0183,1
==⇒
H
K
)(4,425
)4.35(56,2.9,18
)156,2.(51,1.3,6113.2
872,0.71,1.274
2
MPa
H
=
+

=⇒
σ
Có
)(4,425)(82,481][ MPaMPa
HH
=>=
σσ
thỏa mãn
b.Kiểm tra về độ bền uốn
 Bánh răng 1
Để đảm bảo thì :
][
..
....2
1
1
11
1 F
ww
FF
F
mdb
YYYKT
σσ
βε
≤=
581,072,1/1
1
===
α

ε
ε
Y
Bánh răng thẳng nên có
10
0
=⇒=
β
β
Y
1F
Y
hệ số dạng răng , tra bảng 6.18

71,3)(173,0;28
111
=⇒==
F
YmmxZ
F
K
hệ số tải trọng khi tính toán về uốn
FVFFF
KKKK ..
αβ
=
•
β
F
K

= 1,0466 (tra bảng 6.7)
•
α
F
K
= 1, vì là răng thẳng
•
αβ
FF
wwF
FV
KKT
dbV
K
..2
..
1
1
1
+=
với
u
a
VgV
w
FF
..
0
δ
=

Tra bảng 6.15 có :
)/(24)/(78,2335,5;56;016,0
0
smsmVVg
FF
≈=⇒===
δ
Có V
F
<V
maxF
= 380 (m/s) tra bảng 6.17
Nên
25,2
1.0466,1.3,6113.2
4,35.9,18.24
1 =+=
FV
K
Vậy
35,225,2.1.0466,1
==
F
K
[ ]
)(252)(1,74
25,1.4,35.9,18
71,3.1.581,0.35,2.3,6113.2
11
MPaMPa

FF
=<==⇒
σσ
. Thỏa mãn
 Bánh răng 2

1
21
2
.
F
FF
F
Y
Y
σ
σ
=
Với
2F
Y
là hệ số dạng răng của bánh 2 , tra bảng 6.18
Với
52,3349,0;72
222
=⇒==
F
YmmxZ
[ ]
)(57,236)(3,70

71,3
52,3.1,74
22
MPaMPa
FF
=<==⇒
σσ
Như vậy, điều kiện về uốn trên 2 bánh đều thỏa mãn.
SV thực hiện : Ngô Tuấn Linh Cơ khí ô tô B – k48
9
Thiết kế Chi tiết máy GVHD: Vũ Ngọc Tùng
C .Kiểm tra răng về quá tải
Đề phòng biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt , ứng suất tiếp xúc cực đại
maxH
σ

không được vượt quá 1 giá trị cho phép .
[ ]
max
max
.
HqtHH
K
σσσ
≤=
[ ]
)(1260);(82,481
max
MPaMPa
HH

==
σσ
[ ]
max
max
max
)(5704,1.82,481
4,1
HH
qt
MPa
T
T
K
σσ
≤==⇒
==
thỏa mãn
Đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng thì cần có :
[ ]
[ ]
max
22max2
max
11max1
.
.
FqtFF
FqtFF
K

K
σσσ
σσσ
≤=
≤=
Ta có :

[ ]
[ ]
)(464);(1,74
)(360);(3,70
max
11
max
22
MPaMPa
MPaMPa
FF
FF
==
==
σσ
σσ
[ ]
[ ]






<==
<==
⇒
max
1max1
max
2max2
)(74,1034,1.1,74
)(42,984,1.3,70
FF
FF
MPa
MPa
σσ
σσ
Vậy đều thỏa mãn điều kiện bền về quá tải
1.6 Các lực trong bộ truyền bánh răng
Lực vòng :
)(4,345
4,35
3,6113.2
.2
1
1
21
N
d
T
FF
w

tt
====
Lực hướng tâm :
)(13421,21.4,345.
0
121
NtgtgFFF
wttrr
====
α
Lực pháp tuyến :
)(5,370
21,21cos
4,345
cos
0
1
21
N
F
FF
wt
t
nn
====
α
Lực dọc trục :
0
21
==

aa
FF
1.7 Bảng thống kê bộ truyền
SV thực hiện : Ngô Tuấn Linh Cơ khí ô tô B – k48
10
Thiết kế Chi tiết máy GVHD: Vũ Ngọc Tùng
2- Truyền động trục vít
SV thực hiện : Ngô Tuấn Linh Cơ khí ô tô B – k48
STT Thông số Ký hiệu Kích thước
1 Số răng Z
72;28
21
== ZZ
2 Khoảng cách trục chia a 62,5 mm
3 Khoảng cách trục
a
w
63 mm
4 Đường kính chia d
mmd
mmd
90
35
2
1
=
=
5 Đường kính lăn
w
d

mmd
mmd
w
w
6,90
4,35
2
1
=
=
6 Đường kính đỉnh răng
a
d
mmd
mmd
a
a
07,93
63,37
2
`1
=
=
7 Đường kính đáy răng
f
d
mmd
mmd
f
f

75,87
31,32
2
1
=
=
8 Đường kính cơ sở
b
d
mmd
mmd
b
b
46,88
89,32
2
1
=
=
9 Góc profin gốc
α
20
0
10 Góc ẳn khớp
wt
α
0
21,21
11 Góc profin răng
t

α
20
0
12 Hệ số dịch chỉnh x
mmx
mmx
x
349,0
173,0
2
=
=
13 Hệ só trùng khớp ngang
α
ε
1,72
14 Chiều rộng răng
w
b
18,9 mm
15 Mô đun m 1,25 mm
16 Tỉ số truyền u 2,56
11
Thiết kế Chi tiết máy GVHD: Vũ Ngọc Tùng
2.1 – Chọn vật liệu
Vận tốc trượt sơ bộ . Theo 7.1
)/(91,1128
2
phVn
=

số vòng quay của trục vít
)(7,381891
3
NmmT =
Momem xoắn trên trục bánh vít
)/(69,37,381891.91.1128.10.5,4
3
5
smV
sb
==⇒
−
< 5m/s
Nên chọn vật liệu làm bánh vít là Đồng thanh không thiếc và đồng thau.Cụ thể là
nên dung Đồng thanh Nhôm- Sắt – Niken
10_4_4 pAMH
σ
Áp dụng đúc ly tâm
)(200);(600 MPaMPa
chb
==
σσ
Theo bảng 7.1
Tải trọng trung bình nên chọn vật liệu làm trục vít là thép C45, tôi bề mặt đạt độ rắn
HRC = 45
2.2- Xác định ứng suất cho phép
a.Úng suất tiếp xúc cho phép
)/(69,3 smV
sb
=

, tra bảng 7.2 ta có
[ ]
)(2,206 MPa
H
=
σ
b.Úng suất uốn cho phép
[ ] [ ]
FLFF
K.
0
σσ
=
[ ]
0F
σ
- Úng suất uốn cho phép ứng với 10
6
chu kỳ , phụ thuộc vào số chiều quay.VÌ
trục vít được tôi o, bộ truyền quay 1 chiều nên :
[ ]
)(166.08,0.25,0
0
MPa
chbF
=+=
σσσ
K
FL
hệ số tuổi thọ . Theo 7.9 ta có :

9
6
10
FE
FL
N
K =
Với
699
2
1
9
max3
3
2
1
3
3
9
max3
3
10.25,16
8
3
.7,0
8
5
.1.12000.261,35.60....60
...60
=







+=








=








=
∑
∑∑
∑
i
ii

i
ii
i
FE
t
t
T
T
tn
tn
T
T
N
73,0=⇒
FL
K
Vậy
[ ]
)(18,12173,0.166 MPa
F
==
σ
Úng suất quá tải
Vì bánh vít làm đồng thanh không thiếc nên :
[ ]
[ ]
)(160200.8,0.8,0
)(400200.2.2
max
max

MPa
MPa
chF
chH
===
===
σσ
σσ
2.3-Tính toán truyền động trục vít về độ bền
SV thực hiện : Ngô Tuấn Linh Cơ khí ô tô B – k48
12
3
31
5
..10.5,4 TnV
sb
−
=
Thiết kế Chi tiết máy GVHD: Vũ Ngọc Tùng
a.Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền
- khoảng cách trục
w
a
[ ]
3
3
2
2
2
.

.
170
)(
q
KT
Z
qZa
H
H
w








+=
σ
+ Z
2
là số răng bánh vít.Chọn só mối răng trục vít
Z
1
= 2
6432.2.
12
===⇒ ZUZ
Răng

8028
2
<<
Z
, thỏa mãn
+ q – hệ số đường kính trục vít :
165,2
2
≥⇒−≥
qZq
chọn theo tiêu chuẩn bảng
7.3 thì q =16
+
)(7,381891
3
NmmT
=
là mô mem xoắn trên trục bánh vít
+
15,1
=
H
K
hệ số tải trọng
Vậy
)(6,132
16
15,1.7,381891
2,206.64
170

)1664(
3
2
mma
w
=






+=
Theo tiêu chuẩn SEV 229-75 phần 6.3.2 ta chọn
)(125 mma
w
=
- Tính modun trục vít
)(125,3
1664
125.2
.2
2
mm
qZ
a
m
w
=
+

=
+
=
Dựa vào dãy tiêu chuẩn bảng 7.3 .chọn m = 3,15 (mm)
- hệ số dịch chỉnh
)(317,0).(5,0
2
mmZq
m
a
x
w
−=+−=
Ta thấy :
⇒≤−=≤−
)(7,0317,07,0 mmx
thỏa mãn
b.Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc
- Úng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh vít phải thỏa mãn

[ ]
H
H
w
H
q
KT
a
qZ
Z

σσ
≤








+
=
.3
3
2
2
.
170
Tính chính xác lại
[ ]
H
σ
Ta có :
w
w
s
nd
V
γ
π

cos.10.6
..
4
21
=
+Góc vít lăn
0
1
42,7
)317,0.(216
2
.2
=⇒








−+
=









+
=
ww
artg
xq
Z
arctg
γγ
+
( )
)(4,48..2
1
mmmxqd
w
=+=
SV thực hiện : Ngô Tuấn Linh Cơ khí ô tô B – k48
13
Thiết kế Chi tiết máy GVHD: Vũ Ngọc Tùng
Vậy
)/(9,2 smV
s
≈
Tra bảng 7.2 .vật liệu làm bánh vít là Đồng thanh không thiếc nên có
[ ]
)(223 MPa
H
=
σ
Hiệu suất của bộ truyền trục vít

)(
.95,0
ϕγ
γ
η
+
=
w
w
tg
tg
+ Tra bảng 7.4, góc ma sát
0
6,2
=
ϕ
7,0
)6,242,7(
42,7.95,0
=
+
=⇒
tg
tg
η
- Hệ số tải trọng
+









−






+=
max3
3
3
2
11
T
TZ
K
m
H
θ
β
- là hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng .
•
θ

hệ số biến dạng của trục vít . Tra bảng 7.5 có
190
=
θ
• T
m3
momen xoắn trung bình trên trục vít
• T
max3
là momen xoắn lớn nhất
Ta có
∑
∑
=+== 64,04,1/)
8
3
.7,0
8
5
.1(
max3
3
max3
3
i
iim
t
t
T
T

T
T
Vậy :
1
≈
β
H
K
Dựa vào bảng 7.6 , cấp độ chính xác cho bộ truyền là 8
Dựa vào bảng 7.7 , Chọn
2,1
≈
HV
K
Nên :
2,12,1.1
==
H
K
Momen xoắn trên bánh vít
)(33392432.7,0.99,0.9,15057..99,0.
23
NmmUTT
===
η
Vậy
[ ]
⇒=<=







+
= )(223)(215
16
2,1.333924
125
1664
64
170
3
MPaMPa
HH
σσ
thỏa mãn
c.kiểm nghiệm bánh vít về độ uốn
- Ứng suất sinh ra tại chân rằng phải thỏa mãn
[ ]
F
n
FF
F
mdb
KYT
σσ
≤=
..
...4,1

22
3
SV thực hiện : Ngô Tuấn Linh Cơ khí ô tô B – k48
14
HVHH
KKK .
β
=
Thiết kế Chi tiết máy GVHD: Vũ Ngọc Tùng
+
n
m
là modun pháp của răng :
)(18,3
42,7cos
15,3
cos
mm
m
m
n
≈==
γ
+
F
K
là hệ số tải trọng :
FVFF
KKK .
β

=
Với
{
2,1
2,1
1
=⇒



==
==
F
HVFV
HF
K
KK
KK
ββ
+
)(6,20164.15,3.
22
mmZmd
===
-Đường kính vòng chia bánh vít
+
2
b
là chiều rộng vành răng bánh vít
a

db .75,0
2
≤
⇒=≤⇒
=+=+=
5,427,56.75,0
)(7,56)216.(15,3)2(
2
b
mmqmd
a
Chọn
)(42
2
mmb =
+
6,65
42,7cos
64
cos
33
2
===
γ
Z
Z
V
.
Tra bảng 7.8 ta có
38,1

=
F
Y
Vậy
[ ]
)(18,121)(4,28 MPaMPa
FF
=<=
σσ
⇒
Thỏa mãn điều kiện về uốn
d.Kiểm nghiệm bánh vít về quá tải
- Để tránh biến dạng dư hoặc dính bề mặt răng , ứng suất tiếp xúc lớn nhất không
vượt qua giá trị cho phép

[ ]
max
max HqtHH
K
σσσ
≤=
[ ]





=
=
=

4,1
215
400
max
qt
H
H
K
MPa
MPa
σ
σ
Nên ta có ;
[ ]
MPa
HH
4004,254
max
max
=≤=
σσ
Thỏa mãn
- Để tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh chân răng bánh vít , ứng suất uốn max
phải thỏa mãn.

[ ]
max
max FqtFF
K
σσσ

≤=
[ ]
MPaMPa
FF
160;4,28
max
==
σσ

[ ]
max
max
6,39
FF
MPa
σσ
<=⇒
thỏa mãn
Vậy bộ truyền trục vít – bánh vít thỏa mãn điều kiện về quá tải.
2.4-Bảng thống kê các thông số bộ truyền
SV thực hiện : Ngô Tuấn Linh Cơ khí ô tô B – k48
15
Thiết kế Chi tiết máy GVHD: Vũ Ngọc Tùng
STT Thông số KH Kích thước
1 Khoảng cách trục
w
a
125 mm
2 Hệ số dịch chỉnh x -0,317 mm
3 Đường kính vòng chia d

mmd
mmd
6,201
4,50
2
1
=
=
4 Đường kính vòng đỉnh
a
d
mmd
mmd
a
a
206
7,56
2
1
=
=
5 Đường kính vòng đáy
f
d
mmd
mmd
f
f
04,192
48,42

2
1
=
=
6 Đường kính ngoài của bánh vít
2aM
d
mmd
aM
7,210
2
=
7 Chiều rộng bánh vít
2
b
42mm
8 Mô đun m 3,15 mm
9 Hệ số đường kính q 16
10 Tỷ số truyền U 32
11 Số ren trục vít& số răng bánh vít Z
64;2
21
==
ZZ
12 Góc vít
γ
0
42,7
==
w

γγ
13 Hiệu suất bộ truyền
η
7,0
2.5- Tính nhiệt trong truyền động trục vít
Diện tích bề mặt thoát nhiệt của hộp giảm tốc

[ ]
[ ]
)0
1
()1(.7,0
).1.(1000
ttKK
P
A
dtqt
−++
−
≥
βψ
η
kwP 78,1
1
=
là công suất trên trục vít
7,0
=
η
13

=
t
K
là hệ số tỏa nhiệt(W/(m
2
0
C)
28,0
=
ψ
là hệ số thoát nhiệt đáy hộp
SV thực hiện : Ngô Tuấn Linh Cơ khí ô tô B – k48
16
Thit k Chi tit mỏy GVHD: V Ngc Tựng

l h s k n s gim nhit sinh ra trong 1 n v thi gian do lm vic ngt
quóng hoc do ti trng lm vic gim so vi ti trng danh ngha P
1

13,1
3.7,05.1
8
.
1
=
+
==

P
tP

t
ii
CK

21
=
tq
K
l h s ta nhit cun phn b mt hp c qut ng vi tc quay ca
qut l 930 v/p
Tha nhn
[ ]
ct
d
0
90
=
, trc vớt t phớa di bỏnh vớt ,
ct
0
0
20=

Vy
A
0,376 (m
2
)
2.6- Tớnh lc trong b truyn vớt
Lc vũng F

2t
trờn bỏnh vớt v lc dc trc F
1a
trờn trc vớt
N
d
T
FF
ta
6,3788
6,201
7,381891.2.2
2
21
====
Lc vũng F
2a
trờn trc vớt v lc dc trc F
1t
trờn bỏnh vớt
NtgtgFFF
tat
4,669)6,242,7(.6,3788)(.
221
=+=+==

Lc hng tõm:
Ntgtg
F
FF

a
rr
1,138742,7cos.20
)6,242,7cos(
6,2cos.6,3788
cos.
)cos(
cos.
1
21
=
+
=
+
==



2.7-iu kin bụi trn luụn c m bo do trc vớt nm di

B-TNH TON TRC
Trục I : Mang bánh răng trụ răng thẳng nhỏ cấp nhanh.
Trục II : Mang bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm và trục vít liền trục
Trục III: Mang bánh vít
1- chọn vật liệu
Do cú tải trọng trung bình nên ta chọn vật liệu là thép C45 thờng hoá và tôi cải thiện
cho cả 3 trục có
b
=600(MPa),ứng suất xoấn cho phép
[ ]

=12 =20(MPa).
2.Tính thiết kế.
2.1Tính sơ bộ đờng kính trục.
a.Đờng kính trục I

I
sb
d


[ ]
3
.2,0

I
T
với T
I
=6113,3(N.mm). ,
[ ]
MPa12=


mmd
I
sb
66,13

. Ta chn

I
sb
d
= 20mm
b.Đờng kính trục II
SV thc hin : Ngụ Tun Linh C khớ ụ tụ B k48
17