Tài liệu Đồ án truyền động cơ khí doc

TIỂU LUẬN


Đồ án truyền động cơ khí

Đồ án truyền động cơ khí GVHD: Bùi Trọng Hiếu

SVTH : Lê Minh Hổ
1


MỤC LỤC
Trang
LỜI NÓI ĐẦU
CHƯƠNG 1 : CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 3
1.1 Xác đònh động cơ điện.
1.2 Phân phối tỷ số truyền.
CHƯƠNG 2 : TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH 6
2.1 Chọn loại xích
2.2 Xác đònh các thông số của xích và bộ truyền xích
2.3 Kiểm nghiệm độ bền
2.4 Xác đònh đường kính đỉa xích
CHƯƠNG 3 : TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 9
3.1 Tính toán bộ truyền bánh răng nghiêng cấp nhanh
3.2 Tính bộ truyền cấp chậm
3.3 Kiểm tra điều kiện bôi trơn
CHƯƠNG 4 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRUC VÀ THEN 20
4.1 Chọn vật liệu làm trục
4.2 Xác dinh đường kính trục sơ bộ
4.3 Xác đònh khoảng cách giữa các gối đơ và diểm đặt lực
4.4 Xác đònh moment tương ứng và đưỡng kính trục tại tiết diện nguy hiểm
4.5 Chọn then
4.6 Kiểm tra then theo điều kiện bền dập
4.7 Kiểm nghiệm truc về độ bền mỏi
CHƯƠNG 5 :CHỌN Ổ LĂN VÀ NỐI TRỤC 31

5.1 Thiết kế ổ lăn trên trục 1
5.2 Thiết kế ổ lăn trên trục 2
5.3 Thiết kế ổ lăn trên trục 3
5.4 Chọn khớp nối trục
CHƯƠNG 6 : THIẾT KẾ THÂN MÁY VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC 36
6.1 Thiết kế vỏ hộp
6.2 Các chi tiết phụ khác
CHƯƠNG 7 : CHỌN DẦU BÔI TRƠN VÀ BẢNG DUNG SAI LẮP GHÉP 40
7.1 Chọn dầu bôi trơn
7.2 Dung sai và lắp ghép
TÀI LIỆU THAM KHẢO






Đồ án truyền động cơ khí GVHD: Bùi Trọng Hiếu

SVTH : Lê Minh Hổ
2

LỜI NÓI ĐẦU


Máy móc là một thiết bò không thể thíu trong các nhà máy sản xuất. Máy móc được tổ
hợp từ một hay nhiều cụm chi tiết lại, mỗi một cụm thực hiện một hay nhiều chức năng.
Các cụm chi tiết được tạo thành từ nhiều chi tiết cơ bản như : trục, ổ lăn, then…. Do đó việc
hiểu rõ từng chi tiết về thiết kế và chọn các chi tiết cơ bản là việc làm hết sức quan trọng và
cần thiết.

Dưới góc nhìn đó, đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí là một đồ án quan trọng
trong chương trình dào tạo. Đòi hỏi chúng ta cần nắm vững những kiến thức về các môn học
trước đó như : Nguyên Lý Máy, Chi Tiết Máy, Vẽ kỹ Thuật, Vẽ Cơ Khí, Sức Bền Vật
Liệu,……biết cách giải quyết một số vần dề cụ thể trong kỹ thuật.
Với tinh thần trên, em đã cố gắng vận dụng những kiến thức về thiết kế để hoàn
thành đồ án này một cách tốt nhất. Tuy nhiên đây là lần đầu bước vào lónh vực thiết kế nên
vẫn còn bỡ ngỡ, chắc chắn còn có thíu xót và những điều chưa hộp lý trong thết kế. Kính
mong các thấy hướng dẫn thêm dể em được học tập nhiều hơn nữa và rút kinh nghiệm thực
tế trong những đồ án tiếp theo cũng như trong quá trình đi làm sau này.
Em xin chân thàn cảm ơn sự hướng dẫn tận tình của thầy BÙI TRỌNG HIẾU và các
thầy trong bộ môn thiết kế máy dể em hoàn thành đồ án này.
Cuối cùng là lời cảm ơn chân thành đến gia đình, người thân cùng toàn thể bạn bề,
những người luôn động viên tinh thần giúp em hoàn thành đồ án này.

Sinh viên thực hiện

LÊ MINH HỔ

Đồ án truyền động cơ khí GVHD: Bùi Trọng Hiếu

SVTH : Lê Minh Hổ
3

Chương 1
CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

1.1 CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN :
Công suất làm việc :

6,3
1000
2,13000
1000
===
xFxv
P
lv
KW
Công suất tương đương :

29,3
3036
308,0361
6,3

.
22
2
1
2
=
+
+
=






=
∑
∑
xx
x
t
t
T
T
PxP
i
i
i
td
KW

Ta có
tdt
PP =
Hiệu suất của bộ truyền :
832,093,099,097,01
32
32
=== xxx
xolbrk
ηηηηη

Với: η
x
=0.93hiệu suất cửa xích tải
Η
br
=0.97:

hiệu suất truyền động bánh răng.
Η
ol
=0.995: hiệu suất một ổ lăn.
Η
k
=1 hiệu suất khớp nối.
Công suất trên trục động cơ :
Số vòng quay của trục công tác.

84,45
500.

2,160000
.
.60000
===
ππ
x
D
v
n
lv
vg/ph
Từ bảng 2.4 [1]
Chọn



=
=
3,2
12
x
h
u
u


⇒ u
ch
= 12x2.3 = 27,6 =
lv

dc
n
n

⇒ n
dcsb
=27,6x45,84 = 1265 vg/ph
Động cơ được chọn phải thỏa mãn điều kiện.




≈
≥
sbdb
ctdc
nn
PP

Tra bảng P1.3 [1] chọn động cơ diện : Ký hiệu 4A100L4Y3
Công suất P
dc
= 4 Kw
Số vòng quay n
dc
= 1420 vg/ph
KW
P
P
lv

ct
957,3==⇒
η
Đồ án truyền động cơ khí GVHD: Bùi Trọng Hiếu

SVTH : Lê Minh Hổ http://
www.ebook.edu.vn
4

1.2 PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
Tỷ số truyền chung của hệ thống :

98,30
84,45
1420
===
lv
dc
ch
n
n
u

Theo bảng 3.1 [1] u
h
= 12 với



=

=
78,2
32,4
2
1
u
u

58,2
12
98,30
===⇒
h
ch
x
u
u
u

Ta có số vòng quay của các trục:
n
1
=
1420=
dc
n
vòng/phút
n
2
=

7,328
32,4
1420
1
1
==
u
n
vòng/phút
n
3
=
2,118
78.2
7,328
2
2
==
u
n
vòng/phút
Công suất trên các trục:
P
3
=
KW
n
P
xol
lv

575,3=
η

P
2
=
KW
n
P
brol
723,3
97,0.99.0
575,3
3
==
η

P
1
=
KW
n
P
brol
877,3
97,0.99.0
723,3
2
==
η

Mômen xoắn trên các trục:
T
1
=
Nmm
n
P
2,26074
1420
877,3
10.55,910.55,9
6
1
1
6
==

T
2
=
Nmm
n
P
5,108167
7,328
723,3
10.55,910.55,9
6
2

2
6
==

T
3
=
Nmm
n
P
288843
2,118
575,3
10.55,910.55,9
6
3
3
6
==

T
đc
=
Nmm
n
P
dc
dc
26901
1420

4
10.55,910.55,9
66
==

Đồ án truyền động cơ khí GVHD: Bùi Trọng Hiếu

SVTH : Lê Minh Hổ http://
www.ebook.edu.vn
5





Động cơ
1 2 3
Tỉ số truyền 1 4,32 2,78 2,58
Côngsuất
P(KW)
4 3,877 3,723 3,575
Số vòng quay
n(vg/ph)
1420 1420 328,7 118,2
Mômen
T(N/mm)
26901 26074,2 108167,5 288843

Trục
Thông số
Đồ án truyền động cơ khí GVHD: Bùi Trọng Hiếu

SVTH : Lê Minh Hổ http://
www.ebook.edu.vn
6

Chương 2
TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH

2.1 CHỌN LOẠI XÍCH
Vì tải trọng nhỏ , vận tốc thấp , dùng xích ống con lăn
2.2 XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ CỦA XÍCH VÀ BÔ TRUYỀN
•
Theo bảng 5.4 ,với u
x
= 2.58 , chọn số răng đóa nhỏ Z
1
=25 , do đó số răng đóa
lớn Z
2
= u
x
* Z
1
= 25*2.58 = 64,5
•
Số răng đỉa lớn Z
2
= 65 răng < Z
max
= 120
•
Theo công thức (5.3),công suất tính toán
P
t
= P k

z
k
n
k
Trong đó với
Z
1
=25, Z
01
=25
K
z
=Z
01
/ Z
1
= 25/ 26 = 1
n
01
= 200(v/p) , n
1
=118.2 (v/p)
K
n
= n
01
/ n
1
= 200 / 118,2 = 1,69
Theo công thức 5(5.4)và bảng 5.6

Ta có : k = k
o
k
a
k
đc
k
đ
k
c
k
bt

Với k
o
=1 ( đường tâm của đóa xích là với phương làm ngang một góc
nhỏ hơn 40
0
)
K
a
=1 ( chọn a=40p)
K
đc
= 1 ( điều chỉnh bằng một đóa xích)
K
d
=1,3 ( tải trọng va đập nhẹ)
K
c

= 1.25( làm việc 2 ca)
K
bt
=1.5(môi trương làm vòêc có bụi ,chất lượng bôi trơn đònh kỳ)
•
Như vậy :
P
t
= 1*1*1*1.25*1.3*1,5*1*1,69 = 12,75
Chọn xích 2 dãy x = 2
⇒

7,1=
x
k

Như vậy
KwP
t
5,7
7,1
75,12
==

Theo bảng 5.5 , với n
01
= 200 (v/p) , chọn bộ xích 1 dãy có bước xích P=25,4 mm
thoã mãn điều bền mòn
P
t

<
[ ]
P
= 11 Kw
Đồng thời theo bảng 5.8 , P < P
max
•
Khoảng cách trục a = 40P = 40* 25,4 = 1016( mm )
Theo công thức ( 5.12 ) số mắc xích
X = 2a/ p + ( Z
1
+ Z
2
) / 2 + ( Z
2
– Z
1
)
2
p /(4
π
2
a)
=
( )
( )
01.126
10164
4,252565
65255,0

4,25
10162
2
2
=
−
+++
x
x
x
x
π

Lấy số mắc xích chẫn X = 126 mm
Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13
a = 0,25p {XC – 0.5( Z1 + Z2) +
}]/)[(2)](5.0[
2
12
2
21
π
ZZZZX
c
−−+−

Đồ án truyền động cơ khí GVHD: Bùi Trọng Hiếu

SVTH : Lê Minh Hổ http://
www.ebook.edu.vn

7
=1015,8 mm
Để xích không chòu lực căng quá lớn , giảm a một lượng bằng
∆a=0.003.a= 3,045 mm, do đó a = 1012mm
Số lần va đập cuả xích :Theo (5.14)
i = z
1
n
1
/ 15x = 25.118,2/ 15.126 = 1,56 (lần) <
[ ]
i
=30

2.3 TÍNH KIỂM NGHIỆM XÍCH VỀ ĐỘ BỀN
Theo (5.15) ; S = Q/ ( k
đ
F
t
+ F
0
+ F
V
)
Theo bảng 5.2, tải trọng phá huỷ Q = 113400 N
khối lượng một mét xích q=5 kg
k
đ
=1,7 (tải trọng mở máy bằng hai lần tải trong danh nghóa)
V = Z

1
t n
1
/60000 = 25.25,4.118,2/60000 = 1,25 m/s
F
t
= 1000N/V= 1000.3,575/1,25 =2858 N
Lục căng do ly tâm
F
v
= q.v
2
=5.1,25
2
= 7,8125 N
Lực căng do trọng lượng nhánh xích sinh ra
F
0
= 9.81k
f
qa = 198,6 N
Trong đó k
f
= 4 ( bộ truyền nghiêng một góc < 40
0
) ;
Do đó : S= 22700/ (1,7.777 + 92,16 +24,84) = 15.79
Theo bảng 5.10 với n
1
=200 v/p ,

[ ]
S
= 8,2
Vậy
39,23
8125,76,19828587,1
113400
=
++
=
x
S


S⇒
>[S] vậy bộ truyền đảm bảo đủ bền
2.4 ĐƯỜNG KÍNH ĐĨA XÍCH
Theo công thức (5.17) và bảng 13.4
đường kính vòng chia đóa nhỏ, đóa lớn
d
1
= p/ sin(
1
/
Z
π
) = 25,4/ sin(
25/
π
) = 202,66 mm

d
2
= p/sin(
2
/ Z
π
) = 25,4/ sin(
65/
π
) = 525,7 mm


d
a1
= p[0.5 + cotg(
π
/z
1
)] = 15.875[0.5 + cotg(
25/
π
) = 213,76 mm

d
f1
= d
1
– 2r =186,6 mm
với : r =0.5025d

1
+0.05 =8,0297 mm và với d
1
=15,88
(xem bảng 5.2)
Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đóa xích theo công thức (5.18)

H
σ
= 0.47
( )
dvddtr
AkEFKFK /
+ ≤
[ ]
H
σ


Trong đó : Z
1
= 25 ; E=2,1.10
5
Mpa ; A=306 mm
2
(bảng 5.12)

[ ]
H
σ

: ứng suất tiếp xúc cho phép (Mpa)
F
vđ :
lực va đâïp trên m dãy xích (N ); tính theo công thức ; m=2
F
vđ
=13.10
-7
n
1
p
3
m
= 13.10
-7
.118,2 .25,4
3
.2=5,03N
K
d
: hệ số phân bố không đong đều tải trọng cho các dãy , K
d
=1
K
đ
: hệ số tải trọng đôïng , k
đ
= 1
K
r :

hệ số kể đén ảnh hưởng của số răng đóa xích , phụ thuộc vào Z
Đồ án truyền động cơ khí GVHD: Bùi Trọng Hiếu

SVTH : Lê Minh Hổ http://
www.ebook.edu.vn
8

K
r
= 0.42
F
t
: lực vòng (N) , F
t
= 5500 (N)

H
σ
= 0.47
( )
MPa
xxx
486
306
10.1,23,1285842,0
5
=

Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện độ rắn HB210. sẽ đạt ứng suất cho phép
MPa

H
600=
σ

Vậy
H
σ
< [
H
σ
] nên đảm bảo được dộ bền .
Lực tác dụng lên trục
NxkkF
txr
7,3286285825,1.
===

Đồ án truyền động cơ khí GVHD: Bùi Trọng Hiếu

SVTH : Lê Minh Hổ http://
www.ebook.edu.vn
9

Chương 3
BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

3.1 BỘ TRYỀN BÁNH RĂNG NGHIÊNG CẤP NHANH:

3.1.1 Chọn vật liệu:
 Bánh răng nhỏ:
Thép thường hoa ùC
45
tôi cải thiện có đạt độ rắn 241..285HB,cơ tính
σ
b1
=850Mpa;σ
ch1
=580MPa
 Bánh răng lớn:
Thép thường hoá C
45
tôi cải thiện đạt độ rắn 192…240 HB có cơ tính: σ
b2
=750 MPa; σ
ch2
=450
Mpa
Chọn vật liệu như sau :
Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB250
σ
b1
=850MPa
σ
ch1
=580MPa
Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB230
σ
b2

=850MPa
σ
ch2
=580MPa

3.1.2 Xác đònh ứng suất uốn và ứng suất tiếp cho phép:
[σ
H
]
=
H
HL
Hlím
S
K
.
0
σ

Với
0
1limH
σ
=2.HB
1
+70 =2.250+70 =570 MPa

0
2limH
σ

=2.HB
2
+ 70 =2.230+ 70 =530MPa

0
1limF
σ
= 1,8.HB
1
= 1,8.250 =450Mpa

0
2limF
σ
= 1,8 .HB
2
=1,8.230 =414Mpa
Tra bảng 6.2 (thiết kế hệ thống truyền động cơ khí [1] ) ta có S
H
= 1,1
Bộ truyền coi như chòu trải trọng tónh
Số chu kỳ làm việc cơ sở:
N
HO
=30.HB
2,4

Từ đó ta có :N
HO1
=30.250

2,4
=17.10
6
(chu kỳ)
N
NO2
=30.230
2,4
=14.10
6
(chu kỳ)
Theo 6.7 [1]

ii
i
HE
tn
T
T
cN ....60
3
max
∑









=

Chu kỳ làm việc tương đương :

( )
9
33
1
10.13.183007
3630
308,0
3630
361
.142060 =






+
+
+
=
xx
xx
xN
HE
chu kỳ

Đồ án truyền động cơ khí GVHD: Bùi Trọng Hiếu

SVTH : Lê Minh Hổ http://
www.ebook.edu.vn
10

9
2
10.26,0=
HE
N
chu kỳ
Trong đó : Bộ truyền làm việc 7 năm mỗi năm làm việc 300 ngày mỗi ngày 8 giờ

⇒
t
∑
=16800 h
n
1
=1420 vòng/phút
Số lần ăn khớp trong một vòng quay c = 1
Vì N
HE1
> N
HO1
nên K
HL1
= 1
N

HE2
> N
HO2
nên K
HL1
= 1
Theo 6.1a
H
HLHlin
H
S
xK
0
][
σ
σ
=


MPa
MPa
H
H
8,481][
2,518][
2
1
=
=
σ

σ

Theo 6.7 [1]

ii
i
HE
tn
T
T
cN ....60
6
max
∑








=


chukyN
chukyN
HE
HE
9

2
9
1
10.34,0
10.95,0
=
=

Vì N
FE1
> N
FO1
nên K
FL1
= 1
N
FE2
> N
FO2
nên K
FL1
= 1
Do đó theo 6.2a [1] với bộ truyền quay 1 chiều K
FC
= 1 ta được :
[σ
F
]
1
=

257
.
.
0
1lim
=
H
FLFC
F
S
KK
σ
Mpa
[σ
F
]
2
=
6,236.
0
2lim
=
H
HL
H
S
K
σ
Mpa
ứng suất cho phép khi chòu quá tải

[σ
H
]
1max
=2,8
σ
ch1
=580.2,8 =1624MPa
[σ
H
]
2max
=2,8
σ
ch2
=2,8.450 =1260Mpa
[σ
F
]
1max
=0,8
σ
ch1
=0,8.580 =464 Mpa
[σ
F
]
2max
=0,8
σ

ch2
=0,8.450 =360 Mpa
3.1.3 Tính bộ truyền cấp nhanh
3.1.3.1 Khoảng cách trục
Đồ án truyền động cơ khí GVHD: Bùi Trọng Hiếu

SVTH : Lê Minh Hổ http://
www.ebook.edu.vn
11
a
w1
= K
a
(u
1
+1)
[ ]
3
1
2
1
.
baH
H
u
KT
ψσ
β

Chọn

ψ
=0,3 (Bảng 6.6 –TL[1])
Bánh răng nghiêng K
a
=43
ψ
bd
=0,5.
ψ
ba
(u
1
+ 1) =0,5.0,3.(4,32 +1) =0,798
⇒
K
Hβ
=1,112(Tra bảng6.7 TL [1])
⇒
a
w1
=43.(4,32 +1) mm
x
6,112
3,0.32,4500
12,12,26074
3
2
=
Chọn a
w1

= 120 mm
Trong đó :
MPa
HH
H
500
2
][][
][
21
=
+
=
σσ
σ

3.1.3.2 Xác đòng môđun và góc nghiêng răng
m =(0,01
÷
0,02)a
w1
=(0,01
÷
0,02)120 = 1,2…2,4
Chọn m =2
Chọn sơ bộ
β
1
=10
0

Z
1
=
( )
2,22
)132,4(,2
10cos.120.2
1
cos..2
0
11
=
+
=
+
ú
w
um
a
β

Lấy Z
1
= 22 răng
⇒
Z
2
=u
1

.

Z
1
=4,32x22 =95,04 ta lấy Z
2
=95 răng
Tính lại
β
1
cos
β
1
=
120.2
)9522.(2
.2
)(
1
21
+
=
+
w
a
ZZm

⇒
β
1

=12,8
0
Tỉ số truyền thực u
1
=
318,4
22
95
1
2
==
Z
Z

Tính lại khoảng cách trục
a
w1
=
89,119
8,12cos
)9522(
.
2cos
)(
0
1
21
=
+
=

+
x
ZZm
β
mm
3.1.3.3 Kiệm nghiệm về độ bền tiếp xúc
σ
H
=Z
M
.Z
H
.Z
ε
2
111
11
..
)1(2
dub
uKT
w
H
+

Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp:
Z
M
=274 (tra bảng 6.5 TL [1])
Đồ án truyền động cơ khí GVHD: Bùi Trọng Hiếu

SVTH : Lê Minh Hổ http://
www.ebook.edu.vn
12
Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc:
Z
H
=
tw
b
α
β
2sin
cos2

β
b
-


Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
tg
β
b
=cos
α
t
.tg
β
1

= cos20
0
.tg12,8
0

⇒
β
b
=12,1
0

Z
H
=
0
0
20.2sin
79,13cos2
=1,738
Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:Z
ε

ε
β
=
69,1
2.
8,12sin.120.4,0
.
sin.

0
1
==
ππ
β
m
b
w
>1
⇒
Z
ε
=
α
ε
1

Với
( )
[ ]
67,18,12cos
95
1
22
1
2,388,1cos
11
2,388,1
0
1

21
=+−=












+−=
βε
α
ZZ

Z
ε
=
773,0
67,1
11
==
α
ε

Hệ số tải trọng khi tính vềtiếp xúc:K

H
K
H
=K
Hβ
.K
Hα
.K
Hv

K
Hβ
=1,112
K
Hα
-Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp
Với v
1
=
60000
..
11
nd
w
π
với d
w1
= Z
H
=

mm
u
a
ú
w
11,45
132,4
120.2
1
.2
1
=
+
=
+

⇒
v
1
=
sm /35,3
60000
1420.11,45.
=
π

Từ v
1
tra bảng 6.13 TL[1] ta được cấp chính xác 9
Tra bảng 6.14 TL[1] ta có K

Hα
=1,16;K
Fα
=1,37
Theo bảng 6.15[1]
002,0
=
H
σ

Theo bảng 6.16 [1] g
0
=73
K
Hv
= 1+
αβ
ν
HH
wwh
KKT
db
...2
..
1
11
= 1,2
Z
H
=

896,0
81,3
154
.965,0.73.002,0...
1
0
===
ú
w
H
u
a
vg
δν

Theo 6.39 [1]
Đồ án truyền động cơ khí GVHD: Bùi Trọng Hiếu

SVTH : Lê Minh Hổ http://
www.ebook.edu.vn
13
K
H
=K
Hβ
.K
Hα
K
Hv
=1,56

σ
H
=Z
M
.Z
H
.Z
ε
2
111
11
..
)1(2
dub
uKT
w
H
+

=274.1,749.0,773
2
11,45.32,4.120.3,0
)132,4(56,1.2,26074.2 +
=144,56Mpa
σ
H
< [
σ
H
]

2
=481,8Mpa
Xác đònh chính xác ứng suất tiếp cho phép
Theo 6.1[1] với v = 2,85 < 5 m/s , Z
v
= 1
Chọn cấp chính xác về mức 8 , khi đó cần gia công độ nhám Ra = 2,5…………1,25
µ
m
Theo công thức 6.1 [1]

460
1,1
1.1.56,2.85,0.55,0.570
][
1,0
==
H
σ

Vậy
][
HH
σσ
<

⇒
thỏa điều kiện
3.1.3.4 Kiểm nghiệm về độ bền uốn
mdb

YYYYT
ww
FF
F
..
....2
11
1.1
1
βε
σ
=

Hệ số kể đế sự trùng khớp răng
α
ε
ε
1
=Y
với
6,0
67,1
1
67,1 ==⇒=
εα
ε
Y

Hệ số kể đến độ nghiêng của răng
908,0

140
8,12
1
140
1
0
1
=−=−=
β
β
Y
Y
F1
,Y
F2
hệ số hình dạng của bánh răng 1và 2
5,102
cos
7,23
cos
1
3
2
2
1
3
1
1
==
==

β
β
Z
Z
Z
Z
V
V

Tra bảng 6.8 TL.[1] với hệ số dòch chỉnh x = 0 ta được
Y
F1
=4,0 ;Y
F2
=3,6
Hệ số tải trọng khi tính về uốn : K
F
=K
Fβ
.K
Fα
K
Fν

K
F β
=1,32 (tra bảng 6.7 TL[1] )
K
Fα
-Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp:

K
Fα
=1,37
Đồ án truyền động cơ khí GVHD: Bùi Trọng Hiếu

SVTH : Lê Minh Hổ
14
K
Fν
- Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
96,5...
4,1
...2
..
1
1
1
0
1
11
==
=+=
u
a
vgv
KKT
db
K
w
FF

FF
wwF
F
δ
ν
νβ
ν

K
F
=K
Fβ
.K
Fα
K
Fν

⇒
K
F
= 2,15
MPa
mdb
YYYYT
ww
FF
F
3,75
2.11,45.120.3,0
4.909,0.6,0.15,2.2,26074.2

..
....2
11
1.1
1
===
βε
σ

σ
F1
<
[
σ
F
]
1
=265,224

Mpa nên thỏa điều kiện
σ
F2
=
MPa
Y
Y
F
F
F
8,59

4
6,3
75
2
1
1
==
σ

σ
F2
<
[
σ
F
]
2
nên thỏa điều kiện
3.1.3.5 Kiểm nghiệm về độ quá tải
K
qt
= 21,1
maxmax
==
td
P
P
T
T

⇒

σ
Hmax

02,57021,1.2,518 ===
qtH
K
σ
<
[
σ
H
]
max
=1260Mpa

σ
Fmax
=
σ
F1
.K
qt
=75,3x1,21=91,12
<
[
σ
]
Fmax

=236,6Mpa
3.1.3.6 Thông số hình học của cặp bánh răng cấp nhanh
Khoảng cách trục a
w1
=120mm
Môdun m = 2
Góc nghiêng răng
β
1
= 12,8
0

Hệ số dòch chỉnh x
1
=x
2
= 0
Tỉ số truyền u
1
=4,32
Đường kính vòng chia d
1
=45,12 mm
d
2
=195 mm
Đường kính đỉnh răng: d
a1
=d
1

+ 2.m =45,12 + 2.2 =49,12 mm
d
a2
= d
2
+ 2.m =195 + 2.2

=199 mm
Đường kính chân răng d
f1
=45,12 -2,5.m =41,12 mm
d
f2
=195 -2,5m = 190 mm
chiều rộng vành răng b
w1
=36 mm
3.4 Tính bộ truyền cấp chậm
Đồ án truyền động cơ khí GVHD: Bùi Trọng Hiếu

SVTH : Lê Minh Hổ http://
www.ebook.edu.vn
15
Dùng vật liệu giống vật liệu chế tạo bánh răng cấp chậm
3.4.1 Khoảng cách trục
a
w2
= K
a
(u

2
+1)
[ ]
3
2
2
1
.
baH
H
u
KT
ψσ
β

Chọn
ψ
=0,4 (Bảng 6.6 –TL[1])
Bánh răng nghiêng K
a
=49,5
ψ
bd
=0,5.
ψ
ba
(u
2
+ 1) =0,5.0,4.(2,78 +1) =0,756

⇒
K
Hβ
=1,05 (Tra bảng6.7 TL [1])
⇒
a
w2
=49,5.(2,78 +1)
mm8,138
4,0.78,2.500
05,1.5,108167
3
2
=

Chọn a
w2
= 140 mm
Trong đó :
MPa
HH
H
500
2
][][
][
21
=
+
=

σσ
σ

3.4.2 Xác đòng môđun và góc nghiêng răng
m =(0,01
÷
0,02)a
w2
=(0,01
÷
0,02)140 = 1,4 …2,8
Chọn m =2
Chọn sơ bộ
β
1
=10
0

Z
3
=
( )
7,36
)178,2(,2
10cos.140.2
1
cos..2
0
2
12

=
+
=
+um
a
β

Lấy Z
3
= 37 răng
⇒
Z
4
=u
2
.

Z
3
=2,78x37 =102,86 răng
ta lấy Z
2
=103 răng
Tỉ số truyền thực u
2
= 783,2
37
103
3
4

==
Z
Z

Tính lại khoảng cách trục
a
w2
=
140
2
2)10337(
.
2
)(
43
=
+
=
+
x
ZZm
mm
góc nghiêng răng
β
= 0
0
3.4.3 Kiệm nghiệm về độ bền tiếp xúc
σ
H
=Z

M
.Z
H
.Z
ε
2
111
11
..
)1(2
dub
uKT
w
H
+

Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp:
Đồ án truyền động cơ khí GVHD: Bùi Trọng Hiếu

SVTH : Lê Minh Hổ http://
www.ebook.edu.vn
16
Z
M
=274 (tra bảng 6.5 TL [1])
Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc:
Z
H
=
tw

b
α
β
2sin
cos2

β
b
-


Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
tg
β
b
=cos
α
t
.tg
β
1
= cos20
0
.tg0
⇒β
b
=0
0
Z
H

=
0
0
20.2sin
0cos2
=1,764
β
= 0
0

⇒

3
4
α
ε
ε
−
=Z = 864,0
3
762,14
=
−

=
α
ε
{1.88 –3.2(1/Z
3
+1/Z

4
)*cos
β
= 1,762

⇒

α
α
ε
1
=Z = 0,753



ε
β
=
0
2.
0sin.140.4,0
.
sin.
0
1
==
ππ
β
m
b

w

Hệ số tải trọng khi tính vềtiếp xúc:K
H
K
H
=K
Hβ
.K
Hα
.K
Hv

K
Hβ
=1,112
K
Hα
= 1 -Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn
khớp
K
HV
được tính như sau
Với v
1
=
60000
..
22
nd

w
π
với d
w2
= Z
H
= mm
u
a
w
46,74
176,2
140.2
1
.2
2
2
=
+
=
+

⇒
v
1
=
sm
x
/28,1
60000

7,32846,74.
=
π

Từ v
1
tra bảng 6.13 TL[1] ta được cấp chính xác 9
Tra bảng 6.14 TL[1] ta có K
Hα
=1,13;K
Fα
=1,37
Theo bảng 6.15[1] 004,0=
H
σ

Theo bảng 6.16 [1] g
0
=73
K
Hv
= 1+
016,1
37,113,15,1081672
46,741404,028,1
1
...2
..
2
22

=+=
xxx
xxx
KKT
db
HH
wwh
αβ
ν