Đồ án chi tiết máy thiết kế hiện thống dẫn động thùng trộn - DNTU

Bạn đang xem bản rút gọn của tài liệu. Xem và tải ngay bản đầy đủ của tài liệu tại đây (209.57 KB, 34 trang )

TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHỆ ĐỒNG NAI
KHOA ĐIỆN, ĐIỆN TỬ, CƠ KHÍ & XÂY DỰNG

ĐỒ ÁN MƠN HỌC

CHI TIẾT MÁY
Sinh viên thực hiện: Huỳnh Lê Bảo Tiến MSSV:141800331
: Nguyễn Đức Thắng MSSV: 131800616
: Trương Bảo Thiên MSSV: 141800515
:…….……………..………………..……….MSSV:……………..
Ngành đào tạo: Cơng Nghệ Ơ Tơ
Người hướng dẫn: thầy Nguyễn Văn Dũng Ký tên:……………..
Ngày bắt đầu:.21-11-2019 Ngày kết thúc: 26-03-2020
Ngày bảo vệ:

ĐỀ TÀI

Đề số 4: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN
Phương án số:

1

PHỤ LỤC
PHẦN I
Chọn động cơ: trang 4
PHẦN II
Bộ truyền xích: trang 7
Cặp cấp chậm: trang 10
Cặp cấp nhanh: trang 16
Chọn trục-then: trang 23

Thân máy,bulong, chi tiết khác: trang 24
Bôi trơn: trang 28
Lời cảm ơn : trang 35
#Nhiệm vụ của các thành viên:
- Bảo Tiến: Chọn động cơ, bộ truyền xích, bánh răng, đánh máy,chỉnh sửa.
- Đức Thắng: Chọn trục-then, thân máy,bulong và các chi tiết khác, nhận xét
kiểm tra lỗi.
- Trương Bảo Thiên: kiểm tra lỗi, tra tài liệu, tiếp thực
# Tài liệu tham khảo:
1.Dung sai lắp ghép và kỹ thuật đo lường - Ninh Đức Tuấn
2. Chi tiết máy - Tập 1, 2 - Nguyễn Trọng Hiệp
3. Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí - Tập 1, 2 - Trịnh Chất, Lê Văn Uyển
4. Sức bền vật liệu - Tài liệu lưu hành nội bộ trường DHCN HN
5. Vật liệu học - Tài liệu lưu hành nội bộ trường DHCN HN
6. Nguyên lý máy - Tài liệu lưu hành nội bộ trường DHCN HN

2

ĐỀ TÀI

Đề số 4: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN
Phương án số:

Hệ thống dẫn động thùng trộn gồm:
1- Động cơ điện 3 pha không đồng bộ; 2- Nối trục đàn hồi; 3- Hộp giảm bánh
răng trụ 2 cấp đồng trục; 4- Bộ truyền xích ống con lăn; 5- thùng trộn.
Số liệu thiết kế:
Công suất trên trục thùng trộn: P= 7,5 (kw)
Số vòng quay trên trục thùng trộn: n(v/p)= 50 (v/p)

Thời gian phục vụ: 8 năm
Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ.
(1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ).
Chế độ tải: T1 = T ; t1=34 giây; T2 =0.7T ; t2=30 giây
3

phần 1: XÁC ĐỊNH CÔNG SUÂT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ
TRUYỀN
1.1. CHỌN ĐỘNG CƠ:
1.1.1. Chọn hiêu suất của hệ thống:
 Hiệu suất truyền động:
ȵkn

= 1: hiệu suất nối trục đàn hồi

ȵbr1 = 0,97: hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 1.
ȵbr2 = 0,97: hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 2.
ȵx = 0,93 : hiệu suất bộ truyền xích ống con lăn
ȵol = 0,99 : hiệu suất ổ lăn.
1.1.2. Tính cơng suất cần thiết:
 Cơng suất tính tốn:
Ptt = Ptd = Pmax

Ptt=6,54(kw)
 Cơng suất cần thiết: Pct = 7,78(kw)
1.1.4. Chọn động cơ điện: phụ lục 1.3 trang 237
Tên động cơ

Công

suất
(KW)
4A132M4Y3 11

V/P
1458

ȵ%
0,78

87,5

2
4

1.2. PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN:
 Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động:
Trong đó:
 Tra bảng 3.1 trang 43 Tài liệu (*) ta chọn tỷ số truyền hộp giảm tốc 2 cấp
đồng trục với
( vì bánh răng nhỏ quay bánh răng lớn nên)
= 16 =>
* tỉ số truyền của bộ xích:

1.3.2. phân bố cơng suất trên các trục
- cơng suất
- cơng suất
- cơng suất
* số vịng quay các trục:

+ số vòng quay trục I
+ số vòng quay trục II
)
+ số vòng quay trục III
5

1.3.3. Tính tốn momen xoắn trên các trục:
+ momen trên trục ĐC

+ momen trên trục I
( Nmm)
+ momen trên trục II

+ momen trên trục III

+ momen trên trục thùng trộn

Công suất (kW)
Tỷ số truyền u
Số vòng quay
(vòng/phút)
Momen xoắn
(Nmm)

Động cơ

I

II

III

8,5683
1

8,8334

8,4826

8,1459

1458

1458

56122,9

4

4
364,5

91

57859,3 222246,4 854871,9

IV
7,5
1,8225

50
1432500

PHẦN 2
6

TÍNH TỐN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY
2.1. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH:
2.1.1. Chọn loại xích:
• Cơng suất trên đĩa xích nhỏ của bộ truyền xích chính là cơng suất trên trục
III: PIII=8,1459
(Kw), với số vịng quay đĩa xích nhỏ nIII =91 (vịng/phút)
• Vì số vịng quay thấp, tải trọng va đập nhẹ nên ta chọn loại xích ống con lăn
2.1.2. Thơng số bộ truyền:
• Theo bảng 5.4 Tài liệu (1), với u=1,8225, chọn số răng đĩa xích nhỏ z1 = 25
với do đó số răng đĩa xích lớn z2 =z1.ux = 25.1,8225 =46 (zmax =120).
Thỏa điều kiện
• Theo cơng thức (5.3) tài liệu (1), cơng suất tính tốn:
Pt =PIII.k.k. z.kn = 8,1459 . 2,639 . 0,92 . 2,2 = 43,5 (kw)
Trong đó: với z1=25, kz=23/25=0,92; với n01= 200 (vg/ph), kn=n01/n3=200/91=2,2
Theo công thức (5.4) và bảng 5.6 Tài liệu (1):
K=k0.ka.kdc.kd.kc.kbt =1.1.1.1,3.1,4.1,45= 2,639
Với: k0=1: đường tâm của xích làm với phương nằm ngang 1
góc < 400 .

ka=1

xích.

kdc=1: điều chỉnh bằng 1 trong các đĩa

Kd=1,4: tải trọng động va đập nhẹ.

kc=1,45:

làm việc 3 ca
kbt=1,3: mơi trƣờng có bụi, chất lƣơng bơi trơn II (đạt yêu cầu).

7

• Theo bảng 5.5 Tài liệu (1) với n01=200 (vng/ph), chọn bộ truyền xích 1 dãy có
bước xích pc=44,45mm thỏa mãn điều kiện bền mịn:

Pt

=43,59<[P]=43,7 (kw)
• Khoảng cách trục a=30 pc=30. 44,55=1334mm;
• Theo cơng thức (5.12) tài liệu (1) số mắt xích là
X=
Chọn mắt xích chẳn X= 96, ta tính lại theo khoảng cách trục với CT( 5,13) tài
liệu (1)
a= 0,25
==1336(mm)
Để xích khơng chịu lực căng q lớn giảm a một lượng bằng ∆a=
0,004.1336=5mm
# vậy khoảng cách trục là 1331(mm)
Số lần va đập của xích, ct( 5,14) tài liệu (1)
i = vậy thỏa điều kiện i= 1,5 < ( bảng 5.9 tl 1)

2.1.3. Tính kiểm nghiệm xích về độ bền:
Theo (5.15) tài liệu (1):
S=
Với :
- Theo bảng 5.2 tài liệu (1), khối lượng 1m xích q= 7,5kg
- Kd=1,2 bảng (5,6) tải mở máy bằng 150% tải làm việc
- Vận tốc V=
- Lực vòng: Ft=1000./v=1000.8,1459/1,7=4792(N )
- Lực căng do lực li tâm: FV=q.v2=7,5.1,72=22(N);
- Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra:
8

F0=9,81.kf.q.a=9,81.4.7,5.1,331=391,71N (Với kf=4 khi bộ truyền nằm
ngang nghiêng 1 góc <400) ct(5,16)
Vậy s= =
Theo bảng 5.10 TL(1) với n=200vg/ph, [s]=9,5. Vậy s>[s]: bộ truyền xích đảm
bảo đủ bền.
2.1.4. Xác định thơng số đĩa xích:
* Đường kính đĩa xích: Theo cơng thức (5.17) tài liệu (1) và bảng 14.4b
TL(2)
• d1=Pc/sin(π/z1)=44,45/sin(π/25)=354,7mm

;

d2=Pc/sin(π/z2)=44,45/sin(π/46)=651,4mm
• Đường kính đỉnh răng
da1=p[0,5+cotg(π/Z1)]=374,1mm; da2=p[0,5+cotg(π/Z2)]=672,1mm
đường kính vịng đáy răng
df1=d1-2r=354,7-2.12,96=328,78mm và df2=d2-2r=651-2.12,96=625,08

(với bán kính đáy r=0,5025d1+0,05=0,5025.25,70+0,05=12,96mm và
d1=25,70mm bảng 5.2 sách (1)
Ta dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB 170, đảm bảo độ bền
tiếp xúc cho bộ dĩa
2.2. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG:
* Thông số kĩ thuật:
- Thời gian phục vụ: L=8 năm.
- Quay 1 chiều, tải va đập nhẹ, 300 ngày/ năm, 1 ca/ngày, 8 tiếng/ ca.
- Cặp bánh răng cấp nhanh (sơ cấp, bánh răng trụ răng nghiêng) :
• Tỷ số truyền :
• Số vịng quay trục dẫn:

ubr1=4
nI=1458 (vòng/phút)
9

• Momen xoắn T trên trục dẫn:

TI=57859,3 Nmm

- Cặp bánh răng cấp chậm (bánh răng trụ răng nghiêng) :
• Tỷ số truyền:

ubr2=4

• Số vịng quay trục dẫn: nII=364,5 (vịng/phút).
• Momen xoắn T trên trục dẫn:

TII=222246,4 Nmm

2.2.1. Cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm:
2.2.1.1. Chọn vật liệu:
Do bộ truyền có tải trọng trung bình, khơng có u cầu gì đặc biệt. Theo
bảng 6.1 tài liệu (1) ta chọn vật liệu cặp bánh răng như sau:
• Bánh chủ động: thép 45 tơi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có
σb1=850Mpa, σch1=580Mpa, ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB1=245HB.
• Bánh bị động: thép 45 tơi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 có σ b2=750Mpa,
σch1=450Mpa, ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB2=230HB.
2.2.1.2. Xác định ứng suất cho phép:
• Số chu kì làm việc cơ sở:
-

N HO1 =30HB12,4 =30.2452,4 =1,6.107 (chu kì)

-

N HO2 =30HB22,4 =30.2302,4 =1,39.107 (chu kì)

-

Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về độ uốn
N FO1 = N FO2 = 4.106 (chu kì)

-

Tuổi thọ: Lh = 9.300.8= 21600(giờ)

• Số chu kì làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng
CT(6,7)

= 60.1.
= 60.1. = 3,2.108 chu kỳ
10

NHE2= 0,8.108 chu kỳ
NFE1=
= 60.1.
=60.1.= 2,7.108 chu kỳ ( trong đó mH= 6 vì độ rắn HB< 350)
NFE2= = 0,675.108 chu kỳ
Ta thấy
 > NHE2
 NHE2 > NHO2 => nên chọn NHE=NHO để tính
 NFE1 > NFO1
 NFE2 > NFO2
 KHL1 = KHL2=KFL1=KFL2= 1
ỨNG SUẤT CHO PHÉP:
Theo bảng 6.2 tài liệu (1) với thép 45, tôi cải thiện độ rắn 180….. 350
• Giới hạn mỏi tiếp xúc: σ0Hlim =2HB+70; SH=1,1
-

Bánh chủ động: σ0Hlim1 = 2HB1 +70 = 2.245+70 =560MPa

-

Bánh bị động: σ0Hlim2= 2HB2 +70 =2.230+70 =530MPa

• Giới hạn mỏi uốn: σ0Flim =1,8HB
-

Bánh chủ động: σoFlim1 =1,8HB1 =1,8.245= 441MPA

-

Bánh bị động:

σoFlim2 =1,8HB2 =1,8.230 = 414MPA

Ứng suất tiếp xúc cho phép :

11

=
• Ứng suất uốn cho phép :
=
Với =1 (quay 1 chiều), = 1,75 – tra bảng 6.2 tài liệu (*)
= (MPA)
= ( MPA)
ỨNG SUẤT QUÁ TẢI CHO PHÉP:
= 2,8.=28. 450= 1260(MPA) CT 6,13
- [dF1]max = 0,8dch1 = 0,8.580 = 464 Mpa
[dF2]max = 0,8dch2 = 0,8.450 =360 Mpa
2.2.1.3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Theo công thức (6.15a) tài liệu (1) ta có:
aw = ka.(u2+1)3= 43.(4+1)3= 184,12(mm)
Với:
Với kết quả aw tính được ta chọn khoảng cách trục tiêu chuẩn aw=200mm
2.2.1.4. Xác định các thơng số ăn khớp:
• mn =(0,010,02) aw =1,63,2(mm), theo bảng trị số tiêu chuẩn 6.8 tài liệu (*)

chọn
mn = 2,5(mm)
• Chọn sơ bộ góc nghiêng răng β=100
• Theo (6.31) tài liệu (1) số răng bánh nhỏ:
12

Z1== 31,5 Lấy Z1= 31
• Số răng bánh lớn: z2 =u1.z1 = 4.31=124 (răng)
• Do đó tỉ số truyền thực : um= = 4
0

• Góc nghiêng răng: β= arcos. = = 14,36o
2.2.1.5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Theo công thức (6.33) tài liệu (*) ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:
δH =
Trong đó:
• ZM=274 Mpa1/3 : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp
(Bảng 6.5 tài liệu (1).
• ZH: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: Theo công thức (6.34) tài liệu (1)
ZH = =
Với: βb : góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở
βb =acrtg [cos(20,44 ).tg(14,36)]=acrtg[cos(20.440).tg(14,36)]=13,49o với
bánh răng nghiêng CT(6,35)
không dịch chỉnh at =atw = acrtg = 20,590
Z
ε= = = 0,76 và εβ= 2,5>1; ε�= 1,69
KH: hệ số tải khi bị tiếp xúc
KH= KH�. KHβ. KHV = 11,1. 11,3. 0.0114= 1,43
Trong đó

KHv= 1+= 0,0114
Vậy δH = = 446MPA
δH=446 MPA < = 470 MPA ( cặp bánh răng
đảm bảo độ bền tiếp xúc)
13

2.2.1.7. Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Với hệ số quá tải: Kqt= 1,8
• Theo (6.48) tài liệu (1) ứng suất tiếp quá tải:
δH max =[δH ]. =463,52. = 621,88 MPA
vậy δH max= 621,88 < [δH ]max = 1260MPA
• Theo (6.49) tài liệu (1): δF1max xác định từ CT( 6,14)
- δF1max =δF1.Kqt =59,64.1,8=107,35<[δF1]max = 464MPa
- δF2max =δF1.Kqt =55,05.1,8=99,09MPa<[δF2]max=360MPa
2.2.1.8. Bảng thông số và kích thước bộ truyền:
Thơng số
Khoảng cách trục
Modul pháp
Chiều rộng vành răng
Tỷ số truyền
Góc nghiêng răng
Số răng bánh răng
Hệ số dịch chỉnh
Đường kính vịng
chia
Đường kính đỉnh răng
Đường kính đáy răng
Góc profin răng
Góc ăn khớp

giá trị
aw2=200mm
mn=2,5mm
bw3=65+5=70 và bw4=65
um=4
β=14,36o
z1=31
z2=124
x1=0
x2=0
d1=m.z1/cosβ=80
d2=320
da1=d1+2m=69
df1=d1-2,5m=85
�t = 20,590

da2=261
df2=325

�w = 20,590

2.2.1. Cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh:
2.2.1.1. Chọn vật liệu:
14

Do bộ truyền có tải trọng trung bình, khơng có yêu cầu gì đặc biệt. Theo
bảng 6.1 tài liệu (1) ta chọn vật liệu cặp bánh răng như sau:
• Bánh chủ động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có

σb1=850Mpa, σch1=580Mpa, ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB1=245HB.
• Bánh bị động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 có σ b2=750Mpa,
σch1=450Mpa, ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB2=230HB.
2.2.1.2. Xác định ứng suất cho phép:
• Số chu kì làm việc cơ sở:
-

N HO1 =30HB12,4 =30.2452,4 =1,6.107 (chu kì)

-

N HO2 =30HB22,4 =30.2302,4 =1,40.107 (chu kì)

-

Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về độ uốn
N FO1 = N FO2 = 4.106 (chu kì)

-

Tuổi thọ: Lh = 9.300.8= 21600(giờ)

• Số chu kì làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng
CT(6,7)
= 60.1.
= 60.1. = 3,2.108 chu kỳ
NHE2= 0,8.108 chu kỳ
NFE1=
= 60.1.
=60.1.= 2,7.108 chu kỳ ( trong đó mH= 6 vì độ rắn HB< 350)

NFE2= = 0,675.108 chu kỳ
Ta thấy
 > NHE2
15

 NHE2 > NHO2 => nên chọn NHE=NHO để tính
 NFE1 > NFO1
 NFE2 > NFO2
 KHL1 = KHL2=KFL1=KFL2= 1
ỨNG SUẤT CHO PHÉP:
Theo bảng 6.2 tài liệu (1) với thép 45, tơi cải thiện độ rắn 180….. 350
• Giới hạn mỏi tiếp xúc: σ0Hlim =2HB+70; SH=1,1
-

Bánh chủ động: σ0Hlim1 = 2HB1 +70 = 2.245+70 =560MPa

-

Bánh bị động: σ0Hlim2= 2HB2 +70 =2.230+70 =530MPa

• Giới hạn mỏi uốn: σ0Flim =1,8HB
-

Bánh chủ động: σoFlim1 =1,8HB1 =1,8.245= 441MPA

-

Bánh bị động:

σoFlim2 =1,8HB2 =1,8.230 = 414MPA

Ứng suất tiếp xúc cho phép : CT (6,12)

=
• Ứng suất uốn cho phép :
=
Với =1 (quay 1 chiều), = 1,75 – tra bảng 6.2 tài liệu (*)
16

= (MPA)
= ( MPA)
ỨNG SUẤT QUÁ TẢI CHO PHÉP:
= 2,8.=28. 450= 1260(MPA) CT 6,13
- [dF1]max = 0,8dch1 = 0,8.580 = 464 Mpa
[dF2]max = 0,8dch2 = 0,8.450 =360 Mpa
2.2.1.3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Theo công thức (6.15a) tài liệu (1) ta có:
Vì đây là hộp giảm tốc hai cấp đồng trục nên aw1= aw2
aw = ka.(u2+1)3= 43.(4+1)3= 184,12(mm)
Với:
Với kết quả aw tính được ta chọn khoảng cách trục tiêu chuẩn aw=200mm
2.2.1.4. Xác định các thơng số ăn khớp:
• mn =(0,010,02) aw =1,63,2(mm), theo bảng trị số tiêu chuẩn 6.8 tài liệu (*)
chọn
mn = 2,5(mm)
• Chọn sơ bộ góc nghiêng răng β=100
• Theo (6.31) tài liệu (1) số răng bánh nhỏ:
Z1== 31,5 Lấy Z1= 31

• Số răng bánh lớn: z2 =u1.z1 = 4.31=124 (răng)
• Do đó tỉ số truyền thực : um= = 4
0

17

• Góc nghiêng răng: β= arcos. = = 14,36o
2.2.1.5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Theo công thức (6.33) tài liệu (*) ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:
δH = (CT6,33)
Trong đó:
• ZM=274 Mpa1/3 : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp
(Bảng 6.5 tài liệu (1).
• ZH: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: Theo cơng thức (6.34) tài liệu (1)
ZH = = = 1,72 (CT 6,34)
Với: βb : góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở
βb =acrtg [cos(20,44 ).tg(14,36)]=acrtg[cos(20.440).tg(14,36)]=13,49o với
bánh răng nghiêng CT(6,35)
không dịch chỉnh at =atw = acrtg = 20,590
Z
ε= = = 0,76 và εβ= 2,5>1; ε�= 1,69
KH: hệ số tải khi bị tiếp xúc
KH= KH�. KHβ. KHV
KHβ= 1.04 (hệ số đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng) theo( 6,40)
V=
Trong đó dw = = = 80(mm)
Với 5(m/s) < 6,11(m/s) < 10(m/s) theo bảng 6,14 dùng cấp chính xác 8: chọn
Kha = 1,13 theo (6,42)

VH = δH . go.v.= 0,002 . 73 . 6,11. = 6,31 với δ H= 0,002 (ct 6,15) và go= 73 (Ct
6,16)
Trong đó
KHv= 1+= 1,17
KH= KH�. KHβ. KHV = 1,04. 1,13.1,17= 1,3
Bề rộng vành răng bw = aw . Ψba = 0,28 .200= 56mm
18

Vậy δH = = 259MPA
δH=259 MPA < = 470 MPA ( cặp bánh răng
đảm bảo độ bền tiếp xúc)
* kiểm nghiệm về độ bền uốn
Đk độ bền uốn:
δF=
=> xác định số răng tương đương ( 6,43)
ZV1= = 34
ZV2= = 136
* theo bảng 6,7 tài liệu K FB= 1,11; bảng 6,14 với
V= 6.11(m/s)> 5(m/s) với cấp chính xác là 8; K Fa=
1,37. Theo (6,47) ta có hệ số
VF= δF.go.V. = 0.006.73.6,11. = 18,92 (Ct 6,46)
trong đó 0.006(bảng 6,15), go= 73 (bảng 6,16)
KFv= 1+= 1+= 2,2
Vậy KF= KHB. HHa.KHv = 1,11.1,13.1,17= 1,5
=> hệ số dạng răng YF theo bảng 6,18
- YF1=4
- YF2= 3,6
- Yε= = 0, (hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh
răng)

- Yβ= 1- = 0,9 (hệ số kể đến độ nghiêng của răng)
-> với m= 2,5mm; YS= 1,8-0,0695.ln(2,5) = 1,022;
YR= 1(bánh răng phay); KXF= 1; da<140mm. Vậy
theo (6,2) và ( 6,2a)
19

 257,5MPA


* Độ bền uốn tại chân răng
== = 18,95MPA
( Ct6,2)
Ta có 18,95MPA <= 257,5MPA
= . = 17 MPA
Ta có 17MPA <= 241,7MPA

2.2.1.7. Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Với hệ số quá tải: Kqt= 1,8
• Theo (6.48) tài liệu (1) ứng suất tiếp quá tải:
δH max =[δH ]. =259. = 347 MPA
vậy δH max= 347 < [δH ]max = 1260MPA
• Theo (6.49) tài liệu (1): δF1max xác định từ CT( 6,14)
- δF1max =δF1.Kqt =18,95.1,8=34<[δF1]max = 464MPa
- δF2max =δF2.Kqt =17.1,8=31MPa<[δF2]max=360MPa
2.2.2.8. Bảng thơng số và kích thước bộ truyền:
Thơng số
Khoảng cách trục
Modul pháp

Giá trị
aw1=200mm
m=2,5mm
20

Chiều rộng vành răng
Tỷ số truyền
Góc nghiêng răng
Số răng bánh răng
Hệ số dịch chỉnh
Đường kính vịng
chia
Đường kính đỉnh răng
Đường kính đáy răng
Góc profin răng

bw1=56+5=61 và bw2=56
um=4
β=14,36
z1=31
z2=124
x1=0
x2=0
d1=m.z1/cosβ=85
d2=325
da1=d1+2m=85
da2=325
df1=d1-2,5m=73,75
df2=313,75

�t = 20,590

Góc ăn khớp

�w = 20,590

2.3. THIẾT KẾ TRỤC - CHỌN THEN:
TRỤC
-chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 có ứng suất xoắn cho thép
• Trục 1
- Chọn sơ bộ chiều dài nữa khớp nối IM12= ( 1,2/2,5)d1= 35/62,5= 55mm
- Chiều rộng ổ lăn cứng với đường kính d1= 25mm; b0= 17mm
- Do chiều rộng bánh răng là bw1=55mm; nên chiều dài máy ở bánh răng trụ
là
Im13= bw1=55mm
• Trục 3
- Do chiều rộng bánh răng là bw4= 65mm nên chọn chiều dài máy ở bánh
răng trụ là Im32= bw4=65mm
- Chiều rộng ở răng ứng với đường kính d3= 50mm; b0=27mm
• Trục 2
- Do chiều rộng bánh răng bw2= 50mm nên chon chiều dài máy ở bánh răng
trụ là Im22=bw2=50mm
- Chiều rộng ở răng cứng với đường kính d2= 30mm; bo=19mm với I4=
12,5mm
21

CHỌN THEN
- Chọn vật liệu then bằng thép 45 có
+ Ứng suất cắt cho phép =60MPA

+ Ứng suất dập cho phép = 100MPA
+ Chọn kích thước ren cho tiết diện lớn nhất của trục (bảng 9.1a)
+ chọn chiều dài then theo tiêu chuẩn, nhỏ hơn chiều dài mayo
+ kiểm nghiệm then theo độ bền dập và độ bền cắt then
Khi thiết kế thường dựa vào đường kính trục để chọn kích thước và tiết
diện then
Trục Đườn Mặ
b
g kính t
cắt
I 28
1-1 55 45 37 8

II

III

h

T Nmm

7

4

36

1-3 55 45 35 10 8

5

36

2-2 50 45 35 10 8

5

36

2-3 70 60 50 10 8

5

55

3-2 70 60 44 16 9

6

54

14,7
7
12,1
5
47,1
4
33

17,5

6
3-4 75 70 56 14 10 55 19,6

5,54

34

22957,1
4
22957,1
4
89093,5
4
89093,5
4
5752,44

34

5752,44

3,64
14,1
4
9,9

Như vậy các mặt cắt trên đều thỏa điều kiện bền dập và cắt, nhưng đố với trục
III ta chọn then hai đầu bằng.
CHỌN THÂN MÁY BULONG VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC
 Thân máy

Thân hộp: 10mm
Nắp hộp: 9mm

Chiều dài bích thân hộp S3:
18mm
Chiều dài bích nắp hộp: S4:
18mm
22

Gân tang cúng e: 8mm

Bề rộng bích nắp hộp và thân
K3= 42mm

Kích thước gối trục
Bề rộng mặt ghép bulong cạnh ở
K2 = 45mm
Tâm lỗ bulong cạnh ở E2=
19mm,C= 62mm
Đường kính ngồi và tâm lỗ vít
Trục
I
II
III

D
62
72
90

D2
75
90
116

D3
90
115
135

Mặt đế hộp
- Chiều dày S1= 25mm; S2= 18mm
- Bề rộng mặt đế hộp: K1= 54mm, q= 70mm
- Chiều cao h= 74mm
 Khe hở giữa các chi tiết
- Bánh răng với thành trong hộp = 8mm
- Giữa đỉnh banhs răng lớn và đáy hộp I= 24mm
 Số lượng Bulong Z= 6
BẢNG BULONG
- Dựa theo phụ lục sách vẽ cơ khí tập 1 Trần Hữu Quế
+ Bulong nền d1=18
+ bulong cạnh ở d2= 14
+ bulong ghép bích nắp và thân d3= 12
+ Vít ghép nắp ở : d4= 8
+ vít ghép nắp cửa thăm d5= 8
# các chi tiết khác: vòng phốt và vòng chắn dầu
CHỌN ĐẦU BÔI TRƠN VÀ BẢNG DUNG SAI LẮP GHÉP
Bảng dung sai lắp ghép
23

Then ( bánh răng- bánh vít – nối trục)

24

Nối trục
Bánh
răng I
Bánh
răng II
Bánh
răng III
Bánh
răng IV
Đĩa xích
Chốt
định vị
Vịng
chắn dầu
trục I
Vịng
chắn dầu
trục II
Vịng
chắn dầu
trục III
Vịng
phớt trục