Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trục vít

GVHD: HỒ THỊ MỸ NỮ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

MỤC LỤC
LỜI CẢM ƠN..........................................................................................................5
Yêu cầu đồ án .........................................................................................................6
I.

TÍNH ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG...............................................................7

1.

Chọn động cơ...................................................................................................7

2.

Phân phối tỉ số truyền......................................................................................8

3.

Xác định công suất, mơmen và số vịng quay trên các trục..............................9

II. TÍNH TỐN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY.......................................................10
1.

Thiết kế bộ truyền bánh răng.........................................................................10

2.

Thiết kế bộ truyền trục vít..............................................................................22

3.

Thiết kế bộ truyền ngồi................................................................................27

III. THIẾT KẾ TRỤC, LỰA CHỌN Ổ LĂN VÀ KHỚP NỐI................................31
1.

Sơ đồ phân tích lực chung..............................................................................31

2.

Thiết kế trục...................................................................................................32

3.

Chọn then.......................................................................................................50

4.

Chọn ổ lăn.....................................................................................................51

5.

Chọn khớp nối................................................................................................58

IV. TÍNH TỐN VÀ CHỌN CÁC YẾU TỐ CỦA VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT
KHÁC....................................................................................................................59
1. Các kích thước của vỏ hộp giảm tốc...............................................................59
2.

Một số chi tiết khác........................................................................................61

V.

BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP......................................................63

1.

Bôi trơn các bộ truyền trong hộp...................................................................63

2.

Bôi trơn ổ lăn.................................................................................................63

3.

Điều chỉnh ăn khớp........................................................................................64

VI. BẢNG KÊ KIỂU LẮP VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP.........................................65
TÀI LIỆU THAM KHẢO.......................................................................................66

SVTH: PHẠM QUANG KIÊN

Trang 1


GVHD: HỒ THỊ MỸ NỮ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

LỜI CẢM ƠN
Trong nền kinh tế hiện nay ngành công nghiệp phát triền mạnh.Cơng nghiệp
hóa hiện đại hóa nền kinh tế.Trong đó ngành cơ khí được xem là ngành chủ lực của
nền cơng nghiệp.
Đối với sinh ngành cơ khí sau khi ra trường được trang bị đầy đủ kiến thức
để góp phần vào xây dựng nền kinh tế nước nhà ngày càng phát triển mạnh.Nhất là
ngành công nghiệp, trong xu thế công nghiệp hóa hiện đại hóa như hiện nay.
Đối với em là sinh viên khoa cơ khí trường Đại Học Cơng Nghiệp Thực
Phẩm TP.Hồ Chí Minh. Đã và đang học tập tại trường. Được sự tận tình chỉ bảo của
các thầy cô giáo trong khoa,cung cấp cho em nhiều kiến thức để khi ra trường có
thể áp dụng vào cơng việc thực tiễn góp một phần vào sự phát triển của nền cơng
nghiệp nước ta.
Trong q trình học tập tại trường, em được nghiên cứu nhiều môn học, từ lý
thuyết đến thực hành.Trong đó có mơn ‘Đồ Án Chi Tiết Máy’.Là một mơn quan
trọng của ngành cơ khí mà mỗi sinh viên cơ khí ai cũng phải làm.
Đối với riêng cá nhân em, khi nhận được đề tài đồ án chi tiết máy:
“ Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trục vít ”. Cịn gặp rất nhiều khó khăn
bước đầu nhưng được sự tận tình chỉ bảo của các thầy cơ trong khoa, giúp em tự tin
hơn để hoàn thành đồ án một cách tốt nhất.Trong đó có cơ Hồ Thị Mỹ Nữ là giáo
viên hướng dẫn cho em làm đồ án chi tiết máy. Được sự hướng dẫn tận tình của cơ
đã giúp em có được vốn kiến thức để hoàn thành đồ án một cách tốt nhât.
Qua thời gian làm việc cùng cô Hồ Thị Mỹ Nữ em thấy kiến thức chun
ngành cơ khí của mình được cải thiện lên rất nhiều.
Tuy nhiên đây là lần đầu được tính tốn thiết kế nên vẫn cịn những điểm
thiếu sót, em mong được sự giúp đỡ và góp ý của các thầy cô để kiến thức của em
được cải thiện tốt hơn.
Em xin chân thành cảm ơn sự tận tình giúp đỡ của cơ Hồ Thị Mỹ Nữ để em được
hồn thành tốt môn học này.
Phạm Quang Kiên

SVTH: PHẠM QUANG KIÊN

Trang 2


GVHD: HỒ THỊ MỸ NỮ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Yêu cầu đồ án:
I.

II.

Thiết kế một hệ thống truyền động dựa trên các kiến thức đã học:
-

Tính tốn cơng suất, số vịng quay, tỉ số truyền

-

Tính tốn các bộ truyền

-

Phân tích lực, tính tốn độ bền trục, then, lựa chọn dạng ổ thích hợp

Tập thuyết minh, 1 bản vẽ A0 + 1 bản vẽ A3 thực hiện trên AutoCAD.

Thời gian làm việc 3 ca, tải trọng như hình vẽ
Các thơng số đã cho: P = 4,3(kW)
n = 27(v/p)
Thời gian làm việc : Lh= 16000h
Làm việc : 3 ca

Sơ đồ phân bố tải trọng

SVTH: PHẠM QUANG KIÊN

Trang 3


GVHD: HỒ THỊ MỸ NỮ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

I . TÍNH ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG
1.Chọn động cơ
a. Chọn hiệu suất của hệ thống
 Hiệu suất truyền động :
+ Với
: Hiệu suất nối trục đàn hồi
: Hiệu suất bộ truyền bánh răng
: Hiệu suất bộ truyền trục vít ( z1=2 )
: Hiệu suất bộ truyền xích để hở
: Hiệu suất một cặp ổ lăn

b. Tính cơng suất cần thiết
 Cơng suất tính tốn

 Cơng suất cần thiết
c. Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ
 Số vòng quay trên trục cơng tác (vịng/phút)
 Chọn sơ bộ tỷ số của hệ thống (tra bảng 2.4, trang 21,sách (1))
SVTH: PHẠM QUANG KIÊN

Trang 4


GVHD: HỒ THỊ MỸ NỮ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

60. 2= 120
uh là tỉ số truyền của HGT bánh răng trục vít uh=6090
-ux là tỉ số truyền của bộ truyền xích : ux=25
 Số vòng quay sơ bộ của động cơ
(vòng/phút)
- Chọn số vòng quay sơ bộ của động cơ ( vòng/ phút )
d. Chọn động cơ điện
 Động cơ điện có thơng số phải thỏa mãn :

 Tra bảng P.13 trang 236, Tài liệu (1) ta chọn
 Động cơ 4A112M2Y3
2. Phân phối tỉ số truyền
 Tỷ số truyền chung của hệ chuyển động
-

Ta có : uch = uh . ux ( 1)
Tỉ số truyền của bộ truyền xích chọn sơ bộ: (tra bảng 2.4, trang 21,sách [1] )

u  u .utv
br
(2)

- Mà h

Để chọn ubr ta dựa vào hình 3.25[1] ( trang 48) . Vì là cặp bánh răng thẳng nên ta
chọn C = 0,9. Dựa vào uh = 43,2 , gióng lên ta có ubr = 2 . Thay lại công thức ( 2) ta
được:
-

Ta chọn utv = 22, uh = 45
Thay vào cơng thức (1) ta có tỉ số truyền của xích

3. Xác định cơng suất, momen và số vịng quay trên các trục
a. Phân phối cơng suất trên các trục

SVTH: PHẠM QUANG KIÊN

Trang 5


GVHD: HỒ THỊ MỸ NỮ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

b. Tính tốn số vịng quay trên các trục

c. Tính tốn Momen xoắn trên các trục

d. Bảng thông số kĩ thuật
Trục
Động cơ
Thông số
Cơng suất
P (kW)
Tỷ
số
truyền u
Số
vịng
quay
n
2922
(vịng/phút
)
Momen
xoắn
T
(Nmm)

I

II

III

Cơng tác
4,3

1

2,4
2922

25,62

II. TÍNH TỐN, THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY.
1. Thiết kế bộ truyền bánh răng
SVTH: PHẠM QUANG KIÊN

Trang 6


GVHD: HỒ THỊ MỸ NỮ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Các thông số bộ truyền bánh răng
u1 = 2
P1 = 6,255 kW
P2 = 5,945 kW
n1 = 2922 vòng/phút, n2 = 1352,778 vòng/phút
T1 = 20443,28 N.mm, T2 = 41969 N.mm
a. Chọn vật liệu:
- Vì cơng suất trên bánh dẫn P1 = 6,255 khơng q lớn . Do khơng có u cầu gì
đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, thuận tiện trong việc gia
công chế tạo , ở đây ta chọn vật liệu làm các bánh răng như nhau
Với

Cụ thể chọn vật liệu là thép 45 tôi cải thiện
Bánh răng nhỏ ( bánh 1 ) : HB1 = 241…285 có

Chọn HB1=250
Bánh răng lớn ( bánh 2 ) : HB2 = 192…240

Chọn HB2=235
b. Ứng suất cho phép
 .Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] và ứng suất uốn cho phép [σF]
Theo cơng thức 6.1 và 6.2[1]

Trong đó:
ZR -hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng làm việc
Zv - hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vịng
KxH – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng
YR – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng
YS –hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập chung ứng suất

SVTH: PHẠM QUANG KIÊN

Trang 7


GVHD: HỒ THỊ MỸ NỮ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

KxF –hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.
Trong tính thiết kế, ta lấy sơ bộ
KFC – hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải, do tải một chiều nên KFC=1

Vậy các công thức trên trở thành .
[σH]= (σHlim0 /sH). KHL

(6.1)

[σF]=( σFlim0/sF). KFL

(6.2)

SH, SF –hệ số an tồn khi tính về tiếp xúc và uốn. Tra bảng 6.2 [1] ta có :
σHlim0 = 2.HB+70 , sH = 1,1
σFlim0 =1,8.HB

, sF =1,75

-Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với chu kì cơ sở
Ta có

.
KHL, KFL - hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ
tải trọng của bộ truyền, xác định theo công thức 6.3 và 6.4[1]:

mH, mF - bậc của đường cong mỏi khi thử về độ bền tiếp xúc và uốn.
Vì HB < 350: mH = 6, mF = 6.
NHO, NFO – số chu kì ứng suất khi thử về độ bền tiếp xúc và uốn.

NFO = 4.106. ( Đối với tất cả các thép )

SVTH: PHẠM QUANG KIÊN

Trang 8


GVHD: HỒ THỊ MỸ NỮ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

NHE, NFE - số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.
Do tải trọng thay đổi nên ta có:
Từ cơng thức 6.7[1]
c - số lần ăn khớp trong một vòng quay (c =1)
ni- số vòng quay trục thứ j trong 1 phút ở chế độ thứ i
ti - thời gian làm việc ở chế độ thứ i
Ih=ti - Tổng số giờ làm việc (thời hạn phục vụ) . Ih=16000h

Ta có n1 = 2922( vòng/phút ) , n2 = 1352,778( vòng/phút ) .


Mà

Từ cơng thức 6.1[1] ta có:

Do bộ truyền sử dụng bánh răng thẳng
→ [σH]= min [ [σH1], [σH2] ] = 490,9 (MPa).
Do tải trọng thay đổi :
Từ cơng thức 6.8[1]
Ta có c =1, n1 = 2992 (v/ph) ≥ n2→ NFE1 ≥ NFE2

≥ ≥ = 4.106.


Từ cơng thức 6.2[1] ta có:

SVTH: PHẠM QUANG KIÊN

Trang 9


GVHD: HỒ THỊ MỸ NỮ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:
Theo công thức 6.13[1]

.Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
Theo công thức 6.14[1]
=

=0,8ch1=0,8.580=464 MPa

=

=0,8ch2=0,8.450=360 MPa

1max 3max

2max 4max

Xác định các thông số của bộ truyền
Các thông số cơ bản của bộ truyền.

 Xác định sơ bộ khoảng cách trục
Theo cơng thức 6.15a[1] ta có:

Với Ka : Hệ số phụ thuộc vật liệu
Theo bảng 6.5[1], ta có Ka = 49,5
, Theo bảng 6.6[1] tacó =0,4.
Theo cơng thức 6.16[1] ta có
= 0,53.0,4.( 2 +1) = 0,636

: hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng vành răng.
Theo bảng 6.7[1], với =0,636 = 1,03
Thay vào cơng thức 6.15a ta có
70,95 mm
Lấy aw = 80 mm ( Theo TC SEV229-75 sách [1] trang 99)
 Đường kính vịng lăn bánh răng nhỏ dw1:

SVTH: PHẠM QUANG KIÊN

Trang 10


GVHD: HỒ THỊ MỸ NỮ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

 Các thơng số ăn khớp.
 Xác định mơđum
m = (0,01 ÷ 0,02)aw = (0,01 ÷ 0,02).80 = 0,8 ÷ 1,6
Theo tiêu chuẩn bảng 6.8[1] ta chọn m = 1,5
 Xác định số răng

Theo công thức 6.19[1]
Số răng bánh nhỏ là:
= 35,56 mm
Chọn z1 = 35
Theo công thức 6.20[1]
z2 = u.z1 = 2.35 = 70
Số răng tổng : Zt = z1 + z2 = 35 + 70 =105 răng
 Xác định đường kính chia

 Xác định đường kính đỉnh răng

 Xác định đường kính đáy răng

 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo cơng thức 6.33[1]
Trong đó : ZM : Hệ số cơ tính của vật liệu . Tra bảng 6.5[1] ta có :
Vật liệu là thép có ZM = 274 MPa1/3
ZH : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
- Góc nghiêng răng trên mặt trụ cơ sở ( Bánh răng thẳng )

SVTH: PHẠM QUANG KIÊN

Trang 11


GVHD: HỒ THỊ MỸ NỮ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Với :

Với
( vì theo TCVN 1065-71 , bảng 6.11[1])

-

Khoảng cách trục chia


số sự trùng khớp của răng
Với : ( theo công thức 6.38b[1])

Suy ra :
KH : là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
Theo cơng thức 6.39[1] :
: hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng vành răng.
Theo bảng 6.7[1], với = 0,636 = 1,03
: Là hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời
ăn khớp . Đối với bánh răng thẳng =1
-

Vận tốc vòng :

: Hệ số kể đến tải trọng động trong vùng ăn khớp

SVTH: PHẠM QUANG KIÊN

Trang 12


GVHD: HỒ THỊ MỸ NỮ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Trong đó :
Tra bảng 6.15 và 6.16 ta có :

Suy ra :
( vmax = 380 do tra bảng 6.17[1])
bw : chiều rộng vành răng

 KH = 1,03.1.1,35 = 1,39
Theo công thức 6.33

 Tính ứng suất tiếp xúc cho phép
: hệ số xét đến nhám bề mặt răng
Cấp chính xác động học là 8, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó
cần gia cơng đạt độ nhám Ra = 2,5 ÷ 1,25 μm
Tra bảng ta được = 0,95
Zv = 0,85.v0,1 = 0,85. 4,0330,1 = 0,977
Ta có :
( Trang 91[1] )
 ZxH = 1
 Mpa
Vật liệu làm bánh răng thỏa điều kiện về tiếp xúc .
 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
- Để đảm bảo độ bền uốn cho răng : Cơng thức 6.43[1]
Với :
Vì là bánh răng thẳng nên

SVTH: PHẠM QUANG KIÊN

Trang 13


GVHD: HỒ THỊ MỸ NỮ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Dựa vào bảng 6.18[1] với zv1 = 35 , zv2 = 70 ta có
YF1 = 3,7 ; YF2 = 3,61
Với :
KF : hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng vành răng.
Theo bảng 6.7[1], với =0,636 = 1,08
: Là hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời
ăn khớp . Đối với bánh răng thẳng =1
-

Vận tốc vòng :

: Hệ số kể đến tải trọng động trong vùng ăn khớp
Trong đó :
Tra bảng 6.15 [1] và 6.16 [1] ta có :

Suy ra :
( vmax = 380 do tra bảng 6.17[1])
bw : chiều rộng vành răng ( tra bảng 6.6[1] để tìm )

 KF = 1,08.1.1,88= 2,03
Cơng thức 6.43[1]
Theo công thức 6.44[1] :

SVTH: PHẠM QUANG KIÊN

Trang 14


GVHD: HỒ THỊ MỸ NỮ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Mà ta lại có :

Vậy điều kiện bền uốn được thỏa mãn .
 Kiểm nghiệm răng về quá tải .
Ta có :
-

Ứng suất tiếp xúc cực đại
Ứng suất uốn cực đại
Vậy các điều kiện được thỏa mãn

 . Bảng thống kê các thơng số của bộ truyền bánh răng .
Thơng số

Kích thước

1.Số răng
2.Khoảng cách trục chia.

Z1=35

Z2=70
a = 78,75mm.

3.Khoảng cách trục.

aW = 80 mm.

4.Đướng kính chia.

d1=52,5mm.
d2=105mm.
da1=55,5mm
da2=108mm
df1=48,75mm
df2=101,25mm
db1=49,33 mm
db2=98,67mm

5.Đường kính đỉnh răng
6.Đường kính đáy răng
7.Đường kính cơ sở
8.Góc prơfin góc
9.Góc prơfin răng

.

10.Góc ăn khớp

SVTH: PHẠM QUANG KIÊN

Trang 15


GVHD: HỒ THỊ MỸ NỮ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

11.Hệ số trùng khớp ngang
12.Hệ số dịch chỉnh

X1 = 0mm
X2 = 0mm.
bW = 32mm.

13.Chiều rộng răng
14.Tỉ số truyền.

u=2

15.Góc nghiêng răng

 = 00 .

16.Mơ đun

m=1,5

2. Thiết kế bộ truyền trục vít
Các thơng số của bộ truyền trục vít:
u2 = 22

P2 = 5,945 kW, P3 = 4,826 kW
n2 =1352,778 vòng/phút; n3 = 61,49 vòng/phút
T2 =41969 Nmm; T3 = 1385506,48 Nmm.
a. Chọn vật liệu:
Tính sơ bộ vận tốc trượt theo công thức 7.1[1] :
vs < 5 m/s. Sử dụng đồng thanh không thiếc ЬpЖH 10-4-4 để chế tạo bánh vít
có σb= 600 MPa, σch = 200 MPa. ( Bảng 7.1[1])
Sử dụng thép C45 để chế tạo trục vít, tơi bề mặt đạt độ cứng HRC45.
B .Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] và ứng suất uốn cho phép [σF]
 Ứng suất tiếp xúc cho phép
Theo bảng 7.2[1], với bánh vít làm bằng đồng thanh khơng thiếc ЬpЖH10-4-4.
Ta có :
 Ứng suất uốn cho phép
Theo cơng thức 7.6[1] ta có:
Trong đó : ứng suất uốn cho phép với 106 chu kỳ
Bộ truyền quay 1 chiều, theo công thức 7.7[1] ta có:
SVTH: PHẠM QUANG KIÊN

Trang 16


GVHD: HỒ THỊ MỸ NỮ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

KFL: hệ số tuổi thọ. Theo cơng thức 7.9[1] ta có:
Với
=
=> NFE =

=>
Vậy
= 160.0,7 = 112 (MPa)
 Ứng suất cho phép khi q tải
Theo cơng thức 7.14[1], ta có:
b. Xác định các thông số của bộ truyền
 Các thông số cơ bản của bộ truyền.
 Khoảng cách trục
Với u2 = 22 , chọn z1 = 2 => z2 = u2.z1 = 22.2 = 44 (răng)
Chọn sơ bộ q = 0,3.z2 = 0,3.44 = 13,2
Theo bảng 7.3[1], chọn q = 16
T3 = 1385506,48 Nmm
Chọn sơ bộ KH = 1,2
Theo công thức 7.16[1] ta có:
=> aω2 =
Chọn aω2 =190 mm.
 Mođum dọc trục vít
Theo công thức 7.17[1]:
m2 =
Theo tiêu chuẩn chọn m2 = 6,3
Khi đó
Lấy aω2 = 190 mm, khi đó hệ số dịch chỉnh là:
x=
thoả mãn điều kiện -0,7 < x < 0,7
b. Kiểm nghiệm răng bánh vít
 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc
SVTH: PHẠM QUANG KIÊN

Trang 17

GVHD: HỒ THỊ MỸ NỮ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

 Tính lại vận tốc trượt
Theo công thức 7.20[1]:
Với dω2 = m2(q + 2x) = 6,3 (16 + 2.0,15) = 102,69 (mm)
γω = arctg
Do đó:
Theo bảng 7.6[1], với vs = 7,32 (m/s), chọn cấp chính xác cho bộ truyền trục
vít là cấp 7.
Với vs = 7,32 m/s, cấp chính xác 7, tra bảng 7.7[1] ta được KHv = 1,1
Theo công thức 7.24[1]
Với θ : hệ số biến dạng trục vít. Theo bảng 7.5[1],
Với z1 = 2, q = 16 tra được θ =190
T3m: mơmen xoắn trung bình trên trục vít
Vậy:
Theo cơng thức 7.23[1]:
KH = KHvKHβ = 1,1.1,001= 1,1011
Theo công thức 7.19[1] ta có:
=> < [] = 220(MPa)
Vậy bộ truyền thoả mãn điều kiện độ bền tiếp xúc.
 Kiểm nghiệm độ bền uốn
Theo cơng thức 7.26[1]
Trong đó
- mn2 = m2cosγ: mơdum pháp của răng bánh vít
Với γ = arctg
=> mn2 = 6,3cos7,12 =6,25
b2 : chiều rộng vành răng bánh vít

Theo bảng 7.9[1] ta có b2 ≤ 0,75da1 = 0,75(q +2)m = 0,75.18.6,3 = 85,05
Lấy b2 = 72 mm
d2 = m2 z2 = 6,3.44 = 277 (mm)
YF : hệ số dạng răng. Theo bảng 7.8[1] với
Tra được YF = 1,48
KF = KFv.KFβ = KHv.KHβ = 1,1011
Vậy:
Vậy bộ truyền thoả mãn điều kiện bền uốn

SVTH: PHẠM QUANG KIÊN

Trang 18


GVHD: HỒ THỊ MỸ NỮ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Các thông số cơ bản của bộ truyền
-Khoảng cách trục
-Hệ số đường kính
-Tỉ số truyền
-Số ren trục vít, răng bánh vít
-Hệ số dịch chỉnh bánh vít
-Góc vít
-Chiều dài phần cắt ren trục vít
-Modum
-Chiều rộng bánh vít
-Đường kính vịng chia
-Đường kính vịng đỉnh

-Đường kính vịng đáy

-Đường kính ngồi bánh vít

aω = 190 mm
q = 16
u2 = 22
z1 = 2; z2 = 44
x = 0,15 mm
γ = 7,12o
b1 = (11 + 0,06.44).6,3 = 85,932 (mm)
m2 = 6,3
b2 = 72 mm
d1 = qm2 = 16.6,3 = 101 (mm)
d2 = m2z2 = 6,3.44 = 277 (mm)
da1 = d1 + 2m = 101 + 2.6,3 = 114 mm
da2 = m(z2 + 2 + 2x )
=
6,3.(44 + 2 + 2.0,15) = 292 (mm)
df1 = m(q – 2,4)=6,3.(16–2,4)=85,68
(mm)
df2 = m(z2 -2,4 + 2x)
=6,3.(44 – 2,4 + 2.0,15) = 263,97 (mm)
daM2 =da2+1,5m=292+1,5.6,3 =301,45
(mm)

c. Tính nhiệt
Bộ truyền lắp thêm quạt nguội ở đầu trục vít.
Vậy theo 7.32[1], diện tích thốt nhiệt cần thiết của hộp giảm tốc là:
Với:

-: hệ số kể đến sự giảm nhiệt sinh ra trong một đơn vị thời gian
Theo công thức 7.30[1]:
-: hệ số kể đến sự thoát nhiệt qua đáy hộp, lấy = 0,25
-[td]: nhiệt độ cao nhất cho phép của dầu, lấy [td] = 90o
-to: nhiệt độ môi trường, lấy to = 20o
-Ktq: hệ số toả nhiệt phần bề mặt hộp được quạt
Với n2 = 1352,778 vòng/phút => Ktq = 24
-Kt = 13 W/m2.oC
-η: hiệu suất bộ truyền. Theo công thức 7.22[1]
Vậy:
3. Thiết kế bộ truyền ngoài
SVTH: PHẠM QUANG KIÊN

Trang 19


GVHD: HỒ THỊ MỸ NỮ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Ta có bảng thông số của bộ truyền
u = 2,4
P3 = 4,826 kW
n3 = 61,49 vịng/phút
a. Chọn loại xích
Do vận tốc thấp, tải trọng trung bình nên ta dùng xích con lăn.
b. Xác định các thơng số của bộ truyền xích
 Chọn loại xích
Với u = 2,4 , theo bảng 5.4[1] ta chọn z1 = 25 là số răng đĩa xích nhỏ
z2 = u.z1 = 2,4. 25 = 60 (răng)

Từ công thức 5.3[1] ta có Pt = P.k.kz.kn
Với
Pt : cơng suất tính tốn
P: cơng suất cần truyền, P = 4,826 kW
kz : hệ số răng, ta có kz = ,
kn: hệ số vịng quay kn =, với n01 = 50 vịng/phút
Theo cơng thức 5.4[1]
K= k0.ka.kbt.kđ.kc.kđc
Với
k0 : hệ số kể đến ảnh hưởng vị trí bộ truyền, chọn k0=1
ka: hệ số kể đến khoảng cách trục, chọn ka = 1 (a = 50p)
kđc: hệ số kể đến ảnh hưởng của lực căng xích
chọn cách điều chỉnh bằng con lăn căng xích kđc=1,1
kbt: hệ số kể đến ảnh hưởng bôi trơn, dùng cách bôi trơn nhỏ giọt, mơi
trường làm việc có bụi, chọn kbt = 1,3
kđ: hệ số kể đến tải trọng động, bộ truyền làm việc êm, chọn kđ = 1
kc: hệ số kể đến chế độ làm việc bộ truyền, bộ truyền làm việc 2 ca,
kc=1,25
K = 1.1.1,1.1,3.1.1,25 = 1,79
Vậy Pt = 4,826.1,79.1.0,81= 7 (kW)
Theo bảng 5.5[1], với n01 = 50 vòng/phút, chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước
xích p = 38,1 mm thoả mãn điều kiện bền mòn
Pt < [P] = 10,5 (kW).
 Khoảng cách trục
a= 40p = 40.38,1 = 1524 (mm)
Theo cơng thức 5.12[1], số mắt xích
x
x = 123,276
Lấy số mắt xích chẵn xc = 124
Chiều dài xích : L = p.xc = 38,1.124 = 4724,4mm

SVTH: PHẠM QUANG KIÊN

Trang 20


GVHD: HỒ THỊ MỸ NỮ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Theo công thức 5.13[1], tính lại khoảng cách trục:
a
=1538 (mm)
Để xích khơng phải chịu lực căng quá lớn, giảm a một lượng
∆a = 0,003a = 0,003.1538 = 4,614 (mm)
Vậy a = 1533 mm.
 Số lần va đập của xích
Theo ct 5.14[1], ta có số lần va đập I của bản lề xích trong 1 giây:
i=
Theo bảng 5.9[1], với p = 38,1 thì [i] = 20
Vậy i < [i]
c. Tính kiểm nghiệm xích về độ bền mịn
Theo cơng thức 5.15[1] ta có
Theo bảng 5.2[1], với xích con lăn 1 dãy có p = 38,1 thì tải trọng phá huỷ Q =
127 kN, khối lượng 1m xích q = 5,5 kg
kđ : hệ số tải trọng động. Do kđ = 1,2.
v=
Ft: lực vòng, Ft =
Fv: lực căng do lực li tâm sinh ra
Ta có Fv = qv2 = 5,5.0,982 =5,28 (N)
F0 : lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra với F0 = 9,81kfqa

trong đó kf: hệ số phụ thuộc độ võng f của xích, lấy kf = 4
F0 = 9,81.4.5,5.1,533 = 330,85 (N)
Vậy
Theo bảng 5.10[1] với n01= 50 vịng/phút có [s] = 7
Vậy s > [s] : bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.
d. Đường kính đĩa xích
Theo cơng thức 5.17[1] ta có:
d1 = , d2 =
d1= 304 (mm), d2= (mm)
Vậy đường kính vịng chia của đĩa dẫn d1 =304 mm, đĩa bị dẫn
d2 = 728 mm.
Theo bảng 14.4b[1] ta có:
Đường kính vịng đỉnh răng của:
+ Đĩa dẫn:
+ Đĩa dẫn: da2 = p(0,5 + cotgmm
Đường kính vịng đáy răng của:
+ Đĩa dẫn: df1 = d1 – 2r
SVTH: PHẠM QUANG KIÊN

Trang 21


GVHD: HỒ THỊ MỸ NỮ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

+ Đĩa dẫn: df2 = d2 – 2r
Với r = 0,5025dl + 0,05. Theo bảng 5.2[1] tra được dl = 22,23
r = 0,5025.22,23 + 0,05 = 11,22 (mm)
Do đó:

df1 = 304 – 11,22.2 = 281,56 (mm)
df2 = 728 – 11,22.2 = 705,56 (mm).
 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc
Theo công thức 5.18[1]:

 H 0,47

k r . FT k đ  Fvđ  E
  H 
Ak đ

Ft : lực vòng, Ft = 4924,5 N
Fvđ : lực va đập trên m dãy xích
Fvđ = 13.10-7.n3.p3.m
Fvđ = 13.10-7.61,49. 38,13.1 = 4,42 (N)
E = 2. Vật liệu dùng thép có E = 2,1.105 (Mpa)
kđ : hệ sô tải trọng động, kđ = 1
kr : hệ số kể đến số răng đĩa xích, với z1 = 28 kr = 0,42
kd = 1 (do chỉ sử dụng 1 dãy xích)
Theo bảng 5.12[1], với p = 38,1 có A = 395 mm2
Vậy:
Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện, đạt độ rắn HB210, ứng suất tiếp xúc cho
phép là = 600 Mpa.
e. Xác định lực tác dụng lên trục
Theo công thức 5.20[1]: Fr = kx.Ft
Bộ truyền đặt nằm nghiêng góc β< 40o, chọn kx = 1,15
Vậy Fr = 1,15.4924,5 = 5663,175 (N)

SVTH: PHẠM QUANG KIÊN

Trang 22


GVHD: HỒ THỊ MỸ NỮ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

III. THIẾT KẾ TRỤC, LỰA CHỌN Ổ LĂN VÀ KHỚP NỐI
1. Sơ đồ phân tích lực chung

SVTH: PHẠM QUANG KIÊN

Trang 23


GVHD: HỒ THỊ MỸ NỮ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

2. Thiết kế trục
Vì tải trọng trung bình nên ta chọn vật liệu là thép C45 thường hóa và tơi cải thiện
cho cả bả trục có , ứng suất xoắn cho phép
a. Tính các lực tác dụng lên trục do chi tiết quay
- Bộ truyền bánh răng trụ ( theo Công thức 10.1[1])

-

Bộ truyền bánh vít – trục vít ( theo Cơng thức 10.2[1])

+ Vì trục vít chủ động nên ta chọn dấu “ + “, Ma sát nhỏ nên

f. Thiết kế trục 1
 Tính sơ bộ đường kính trục
Động cơ 4A112 có đường kính trục là d dc = 32 mm, do đó theo cơng thức kinh
nghiệm lấy đường kính trục 1 là
Ta chọn d1 = 30 mm
Với d1 = 30 mm, theo bảng 10.2[1], ta chọn sơ bộ chiều rộng ổ lăn cho trục 1
là b01 = 19 mm.

SVTH: PHẠM QUANG KIÊN

Trang 24


GVHD: HỒ THỊ MỸ NỮ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

 Sơ đồ tính chiều dài các đoạn trục

l 12
k3

l 11
hn

l 13
k2
k1

b 13

l m12

l m13

b0

 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực
Dựa vào bảng 10.3[1] và 10.4[1] ta tính được khoảng cách giữa các gối đỡ và
điểm đặt lực như sau:
Từ cơng thức 10.10[1],10.11[1],10.13[1] ta có:
Chiều dài mayơ nửa khớp nối:
lm12 = (1,4÷2,5)d1 = (1,4÷2,5).30 = 42 ÷ 75. Chọn lm12 = 50 mm
Chiều dài mayơ bánh răng trụ:
lm13 = (1,2÷1,5)d1 = (1,2÷1,5).30 = 36 ÷ 45. Chọn lm13 = 40 mm
Khoảng côngxôn trên trục 1:
lc12 = 0,5(lm12 + b01) + k3 + hn = 0,5.(50 + 19) + 15 +15 = 64,5 mm
Khoảng cách từ ổ trục đến bánh răng thứ nhất là:
l13 = 0,5(lm13 + b01) + k1 + k2 = 0,5(40 + 19) + 10 + 10 = 49,5 mm
Với:
k3 là khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ,
lấy k3 = 15 mm.
hn là chiều cao nắp ổ và đầu bulông, lấy hn = 15 mm.
Theo bảng 10.4[1] ta có:
l12 = lc12 = 64,5 mm
l11 = 2l13 = 2.49,5 = 99 mm
SVTH: PHẠM QUANG KIÊN

Trang 25