Đồ án cơ sở thiết kế máy

Đồ án Cơ sở Thiết kế máy - THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
==============================================

Đồ án
CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

THIẾT KẾ HỆ
DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
Phần I
CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
• CHỌN ĐỘNG CƠ
1) Xác định cơng suất động cơ:
Công suất yêu cầu trên trục của động cơ điện được xác định bởi cơng
−
thức sau:
Pyc =
−

Trong đó:
Ptg= 4,2 kW
+
+
= k. ol3

: công suất trên trục tang;
2
br . d : tích số các hiệu suất thành phần:

+

k

= 1

: hiệu suất của nối trục đàn hồi.

+

ol

= 0,993

: hiệu suất của mỗi cặp ổ lăn .

+

br

= 0,97

: hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ.

−

+ d = 0,96
Từ đó ta tính được:

: hiệu suất của bộ truyền đai.

−

= k. ol3 br2. d
= 1. 0,9933.0,972.0,96= 0.884
Vậy công suất yêu cầu trên trục của động cơ điện là:
============================
Nguyễn Minh Nhật - 17C1B - BKĐN

Trang 1


Đồ án Cơ sở Thiết kế máy - THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
==============================================

Pyc =

4, 2

= 0,884 = 4,749(kW)

2) Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ điện:
Số vòng quay đồng bộ của động cơ điện được tính theo cơng thức:
−
nsb = ntg.ut
−

−

−

Trong đó:
+ ut = uh.ud : tỷ số truyền của hệ dẫn động

+ uh = (8÷40) : tỷ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp
+ ud = (2÷4) : tỷ số truyền của bộ truyền đai.
Chọn uh =14,327; ud = 2,2
Suy ra:
ut = uh.ud = 14,327.2,2 = 31,52
Vậy:
nsb = ntg.ut = 46.31,52 = 1449,92 ( v/ph )

3) Chọn động cơ:
- Chọn động cơ thoả mãn điều kiện:
Pđc ≥ Pyc;

ndc ≈ nsb ;

Tk
≥K
Tdn

- Trong đó:
K=

Tmin
: hệ số quá tải: K=1,8
T1

- Từ kết quả tính được:
+ Pyc = 4,749 kW
+ nsb = 1449,92 ( v/ph )
- Tra bảng P1.1, ta chọn động cơ K160S4. Động cơ này có các thơng số kỹ
thuật như sau:

Pđc
ndc
cos ϕ

η%

=
=
=
=

7,5
1450
0,86
87,5

(kW)
(vòng/phút)

Tk
= 2,2 > K = 1,8
Tdn============================

Nguyễn
Nhật - 17C1B - BKĐN
Khối
lượng Minh
= 94
(kg)

Trang 2


Đồ án Cơ sở Thiết kế máy - THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
==============================================

1)

• PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
Phân phối tỷ số truyền:
Từ cơng thức:
−
ut = uh.ud
Trong đó:
−
+ ud
: tỷ số truyền của bộ truyền đai
+ uh
: tỷ số truyền của hộp giảm tốc (8÷30)
Ta có:
−
ut =
−
−

=

= 31,52 (vịng/phút)

=

= 14,327 (vòng/phút)

Chọn sơ bộ ud = 2,2
Suy ra: uh = 8 ÷ 40
uh =

Phân hộp giảm tốc thành 2 cấp với:
Cấp nhanh : tỷ số truyền u12
+
Cấp chậm : tỷ số truyền u23
+
Vậy:
−
uh = u12.u23
Chọn sơ bộ: u12 = (1,2÷1,3).u23
−
u12 = 4,153
+
u23 = 3,45
+
Tính tốn các thơng số trên các hộp giảm tốc:
Tốc độ quay của trục động cơ:
−
nđc = 1450 (vòng/phút)
Tốc độ quay của trục I( bánh răng chủ động) :
−
−

2)

n1 =
−

= 659,09 (vòng/phút)

Tốc độ quay của trục II :
n2 =

−

=

=

= 158,70 (vòng/phút)

Tốc độ quay của trục III (trục gắn bánh răng bị động và tang):
============================
Nguyễn Minh Nhật - 17C1B - BKĐN

Trang 3


Đồ án Cơ sở Thiết kế máy - THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
==============================================

n3 =

1)

=

= 46,00 (vịng/phút)

• CƠNG SUẤT VÀ MƠMEN TRÊN CÁC TRỤC
Cơng suất:
−

Cơng suất tác dụng lên trục III:
P3 =

−

=

Công suất tác dụng lên trục II:
P2 =

−

= 4,23 (kW)

=

= 4,53 (kW)

Công suất tác dụng lên trục I:
P1 =

=

= 4,70 (kW)

- Công suất trên trục động cơ:
Pđc=
2)

=

= 4,90 (kW)

Mômen:
Mômen tác dụng lên trục I:
−
T1 = 9,55.106.
−

= 9,55.106.

= 272599,24 (Nmm)

Mômen tác dụng lên trục III:
T3 = 9,55.106.

−

= 68101,09 (Nmm)

Mômen tác dụng lên trục II:

T2 = 9,55.106.

−

= 9,55.106.

= 9,55.106.

= 878184,78 (Nmm)

Mômen tác dụng lên trục động cơ:
Tđc= 9,55.106.

= 9,55.106.

= 32272,41 (Nmm)

============================
Nguyễn Minh Nhật - 17C1B - BKĐN

Trang 4


Đồ án Cơ sở Thiết kế máy - THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
==============================================
• LẬP BẢNG
Trục

Động cơ

Tỷ số truyền

I

uđ = 2,2

II
u12 = 4,153

III
u23 = 3,45

Cơng suất (kW)

4,90

4,70

4,53

4,23

Số vịng quay (v/ph)

1450

659,09

158,70

46,00

Mômen (Nmm)

32272,41

68101,09

272599,24

878184,78

============================
Nguyễn Minh Nhật - 17C1B - BKĐN

Trang 5


Đồ án Cơ sở Thiết kế máy - THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
==============================================

Phần II
THIẾT KẾ CHI TIẾT CÁC BỘ TRUYỀN

1)

• TÍNH TỐN, THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGỒI:BỘ TRUYỀN ĐAI
DẸT
Tính tốn, thiết kế bộ truyền đai dẹt
a) Chọn loại đai:

Với điều kiện làm việc tải trọng va đập nhẹ, vận tốc làm việc ở mức độ
trung bình(n=1450 vịng/ph), ta chọn loại đai vải cao su Б-800. Đai vải
cao su có đặc tính: bền, dẻo, ít bị ảnh hưởng của độ ẩm và nhiệt độ, được
dùng khá phổ biến.
b) Xác định các thơng số của bộ truyền đai dẹt:
• Ta đã chọn tỷ số truyền của bộ truyền đai là:
ud = 2,2
• Trong phần chọn động cơ, ta đã tính được moment xoắn trên trục
động cơ là:
Tđc = 32272,41 (Nmm)
• Chọn đường kính bánh nhỏ d1 ( là bánh dẫn) theo cụng thc thc
nghim:
d1 = (5,2 ữ 6,4).
=(5,2 ữ 6,4).

=165,56

203,76(mm)

ã Chọn theo tiêu chuẩn d1= 180mm
• Đường kính bánh đai lớn:
d2 = d1.ud/1-ɛ = 180.2,2/1-0,01 = 400mm
Lấy theo tiêu chuẩn: d2 =400mm;
• Kiểm tra lại số vịng quay thưc tế của bánh đai lớn:
n2’ =

=

(1 − 0, 01).1450.180
= 645,975 (v/ph)

400

============================
Nguyễn Minh Nhật - 17C1B - BKĐN

Trang 6


Đồ án Cơ sở Thiết kế máy - THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
==============================================
Sai lệch so với vận tốc tính tốn là: 0,02 vẫn nằm trong phạm vi cho
phép (3ữ4%)
ã Xỏc nh khong cỏch trc theo cụng thc:
a 2.(d1 + d2) = 2.(180+400) = 1160 (mm)
• Chiều dài của đai tính theo khoảng cách trục:
π (d1 + d 2 ) (d 2 − d1 ) 2
3,14.(180 + 400) (400 − 180) 2
+
= 2.1160 +
+
2
2
(4a )
(4.1160)

l = 2a +

= 3241 (mm)
Chọn cách nối đai bằng phương pháp khâu, tăng l thêm 150mm nữa.
l = 3241+150 = 3391 mm

• Tính vận tốc của đai:
vd =

π .d1 .ndc 3,14.180.1450
=
= 13, 659 ( vg ph )
60000
60000

• Ta tính lại khoảng cách trục:

(λ + λ 2 − 8.∆ 2 )
4
π .(d1 + d 2 )
3,14.(180 + 400)
λ =l−
= 3391 −
= 2480
2
2
(d − d1 ) (400 − 180)
∆= 2
=
= 110
2
2
a=

a=

(2480 + 24802 − 8.110 2 )
= 1235,10( mm)
4

• Tính góc ơm α1 trên bánh đai nhỏ:
α1 = 180 −

(d 2 − d1 ).57
(400 − 180).57
= 180 −
= 1690 50′49′′ > 1500
a
1235,10

c) Xác định tiết diện đai:
• Diện tích tiết diện đai dẹt được tính toán từ chỉ tiêu về khả năng
kéo của đai:
A = b.δ =

Ft .K d
[σF ]

+ b, δ : Chiều rộng và chiều dày của đai (mm)
============================
Nguyễn Minh Nhật - 17C1B - BKĐN

Trang 7


Đồ án Cơ sở Thiết kế máy - THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

==============================================
+ Ft : lực vịng (N)
+ Kđ: Hệ số tải động
+ [σ F ] : ứng suất có ích cho phép
- Xác định lực vịng:
Ft =

1000. p1 1000.4, 7
=
= 344, 09
v
13, 659
(N)

δ

- Chiều dày đai δ chọn theo tỉ số d sao cho tỉ số này không vượt quá
1




δ
một trị số cho phép  d  nhằm hạn chế ứng suất uốn sinh ra trong đai
 1  max
và tăng tuổi thọ làm việc cho đai. Tra bảng 4.8:
δ 
 ÷ = 1 40
 d1  max

- Từ đó ta tính được:
δ = d1 40 = 180 40 = 4,5

- Tra bảng 4.1 ta xác định loại đai cần dùng là loại có 3 lớp và có lớp lót.
- Khoảng chiều rộng đai b là 20...112.
-

Tính ứng suất có ích cho phép theo cơng thức:

[ σ F ] = [ σ F ] 0 .Cα .Cv .C0

[ σ F ] 0 : ứng suất có ích cho phép – xác định bằng thực nghiệm với bộ
truyền đai có d1 = d2, α = 1800 , bộ truyền đặt nằm ngang, v = 10m/s, tải trọng
tĩnh.

[ σ F ] 0 = k1 − k2δ

d1

Vì bộ truyền đặt gần như thẳng đứng, khoảng cách trục không lớn và
không điều chỉnh được, chọn ứng suất căng ban đầu:
σ

0

= 1,8MPa

Tra bảng 4.9 ta xác định được:

k1 = 2,5 ; k 2 = 10

Suy ra

[ σ F ] 0 = 2,5 − 10.4,5 180 = 2, 25( MPa)
============================
Nguyễn Minh Nhật - 17C1B - BKĐN

Trang 8


Đồ án Cơ sở Thiết kế máy - THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
==============================================
- Cα – hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ơm α1 trên bánh nhỏ đến khả năng
kéo của đai:
Cα = 1 − 0, 003.(180 − α1 ) = 1 − 0, 003.(180 − 1690 50′49′′) = 0,97

- Cv – hệ số kể đến ảnh hưởng của lực li tâm đến độ bám của đai trên vành
đai:
Cv = 1 − kv .(0, 01v 2 − 1 ) = 1 − 0, 04.(0, 01 × 13, 659 2 − 1) = 0,965

- C0 – hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền trong không gian và
phương pháp căng đai. Tra bảng 2.14 ta có:
Co = 1

- Động cơ xoay chiều đồng bộ là động cơ thuộc nhóm II, mỗi ngày làm
việc 1 ca, tải trọng va đập nhẹ. Ta lấy:
Kđ = 1,25
- Từ các thơng số trên ta tính chiều rộng của đai b:
b=

1000.Pdc
1000.4,9
=
= 34, 07( mm)
v.[ σ F ] 0 .Cα .Cv .C0 .δ 13, 659.2, 25.0,97.0,965.1.4,5

Chọn theo tiêu chuẩn lấy b = 40 mm.
Tra bảng 21.17 ta được, chiều rộng bánh đai:
B=50 mm
Chiều rộng bánh đai B thỏa mãn điều kiện :
 B ≤ D1


D2
6 ≤ B ≤ 12

Tiết diện đai:
A = b.δ = 40.4,5 = 180 ( mm 2 )

d) Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:
============================
Nguyễn Minh Nhật - 17C1B - BKĐN

Trang 9


Đồ án Cơ sở Thiết kế máy - THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
==============================================
- Với σ

0

= 1,8MPa ta tính được lực căng ban đầu:
F0 = σ 0 .δ .b = 1,8.4,5.40 = 324( N )

- Lực tác dụng lên trục:
Fr = 2.F0 .sin(α1 / 2) = 2.324.sin(1690 50′49′′ / 2) = 645, 49( N )

============================
Nguyễn Minh Nhật - 17C1B - BKĐN

Trang 10


Đồ án Cơ sở Thiết kế máy - THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
==============================================

• TÍNH TỐN, THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM
TỐC
1) Chọn vật liệu & tính ứng suất cho phép:
a) Chọn vật liệu:
- Vì bộ truyền chịu tải trọng va đập nhẹ nên ta chọn thép nhiệt luyện
(HB≤350), vì chế độ làm việc lớn hơn nên ta chọn vật liệu của bánh răng
dẫn lớn hơn vật liệu của bánh bị dẫn.
- Theo bảng 3-8 ta chọn bánh nhỏ thép 45 và bánh lớn thép 35
- Chế độ nhiệt luyện thường hóa cả 2 cấp bánh răng
- Cơ tính của thép theo bảng 3-8
Bánh nhỏ thép 45 (Đường kính phơi 100-300)
Độ cứng HB1 = 200 HB
Giới hạn bền kéo σ bk1= 580 (N/mm2)

Giới hạn chảy σ ch1 = 290 (N/mm2)
Bánh lớn thép 35 (Đường kính phơi 300-500)
Độ cứng HB2 = 170HB
Giới hạn bền kéo σ bk2= 480 (N/mm2)
Giới hạn chảy σ ch2 = 240 (N/mm2)
b) Xác định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uốn cho phép
•

Ứng suất mỏi tiếp xúc cho phép:

[ σ ] txi = [ σ ] Notxi.k’ni
- Trong đó:
[ σ ] txi : ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh i (N/mm2)
[ σ ] Notxi : ứng suất tiếp xúc cho phép khi bánh răng làm việc lâu dài của
bánh răng i .
Tra bảng 3-9 trang 43(1):
[ σ ] Notx1 = 2,6HB1= 2,6.200 = 520 (N/mm2)
[ σ ] Notx2 = 2,6HB2 = 2,6.170 = 442 (N/mm2)
============================
Nguyễn Minh Nhật - 17C1B - BKĐN

Trang 11


Đồ án Cơ sở Thiết kế máy - THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
==============================================

Với HB1 : độ cứng bánh răng nhỏ
HB2 : độ cứng bánh răng lớn
- k’n: hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc tính theo cơng thức

k’n =
- No: hệ số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc
Tra bảng 3-9 trang 43 [1] ta có:
No1 = No2 = 107
- Ntd: số chu kỳ tương đương ,theo đề bài tải trọng va đập nhẹ ta dùng công
thức:
Ntd = 600.u.n.T
u: số lần ăn khớp của bánh răng khi nó quay được một vịng u =1
n : số vòng quay trong 1 phút của bánh răng (số vòng quay trục 2 &3)
T : tổng số giờ làm việc của bánh răng: T = 6500 giờ
Ntđ2 = 600.u.n2.T = 600.1. 158,70.6500 = 618 930 000

Ta thấy Ntd2 > No, vậy ta lấy k’n2= 1
Ntđ1 = 600.u.n1.T = 600.1. 659,09.6500 = 2 570 451 000

Ta thấy Ntd1 > No vậy ta lấy k’n1= 1
Ta thấy Ntd2 > No vậy ta lấy k’n2= 1
Bánh nhỏ :

[ σ ] tx1 = [ σ ] Notx1.k’n1= 520.1 = 520 (N/mm2)

Bánh lớn

[ σ ] tx2 = [ σ ] Notx2.k’n2= 442.1 = 442 (N/mm2)

Với cấp nhanh sử dụng bánh răng nghiêng:

Để tính toán độ bền ta chọn ứng suất tiếp xúc nhỏ hơn [ σ ] tx = 442
(N/mm2)
• Ứng suất mỏi uốn cho phép:

- Răng làm việc 2 mặt nên ứng suất uốn cho phép:

[σ ]u

=

σ −1
.K n''
n.Kσ

σ −1 : giới hạn mỏi uốn của thép: = 0,425. σ bk

============================
Nguyễn Minh Nhật - 17C1B - BKĐN

Trang 12


Đồ án Cơ sở Thiết kế máy - THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
==============================================
Với bánh nhỏ σ −1 = 0,425.580 = 246,5 [N/mm2]
Với bánh lớn σ −1 = 0,425.480 = 204 [N/mm2]
n : hệ số an toàn n = 1,5
Kσ : hệ số tập trung ứng suất chân răng: Kσ = 1,8: K n'' = 1
 ứng suất uốn cho phép :
204
.1 =75,56 [N/mm2]
1,8.1,5
246,5
=

.1 = 91,30 [N/mm2]
1,8.1,5

[ σ ] u2 =
[ σ ] u1

2)

Tính tốn cấp nhanh: bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
• Sơ bộ chọn hệ số tải trọng:
Vì bộ truyền sử dụng vật liệu có khả năng chạy mịn: Ksb=1,3
• Chọn hệ số chiều rộng bánh răng:
ψA =

b
aw

Với b là chiều dài răng (mm); A là khoảng cách trục (mm)
Vì bộ truyền chịu tải nhỏ nên : Lấy ψ a = 0,3
• Xác định khoảng cách trục aw:
1, 05.106 2 K .P
asb = (u12 + 1) 3 (
) .
[ σ ] tx .u12 ψ A .θ .n2
n1

Với: u12 = n - tỷ số truyền
2
n2: số vòng quay trong một phút của bánh bị dẫn.
P: công suất bộ truyền (P=P1)

θ : hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải: θ = 1,15 ÷ 1,35


asb = (4,153 + 1) 3 (

1, 05.106 2
1,3.4, 70
) .
=151,24mm
520.4,153 0,3.1, 2.158, 70

============================
Nguyễn Minh Nhật - 17C1B - BKĐN

Trang 13


Đồ án Cơ sở Thiết kế máy - THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
==============================================
• Tính vận tốc vịng v của bánh răng & chọn cấp chính xác chế tạo bánh
răng:
- Vận tốc vòng của bánh răng trụ:
2.π .asb .n1
π .d1 .n1
=
60.1000 60.1000.(u12 + 1)
2.π .151, 24.659, 09
=
= 2, 02(m / s)
60.1000.(4,153 + 1)

v=

- Chọn cấp chính xác của bánh răng:
Dựa vào bảng 3-11 : IT9
• Dịnh chính xác hệ số tải trọng K & Khoảng cách trục aw:
- Hệ số tải trọng K được tính theo cơng thức:
K = Ktt.Kđ
Trong đó:
+ Ktt : Hệ số tập trung tải trọng, do chịu tải trọng không thay đổi nên:
Chọn Ktt = 1.
+ Kđ : Hệ số tải trọng động, theo bảng 3-13 & 3-14
 Kđ=1,2
 K=1,2
- Khoảng cách trục:
aw = asb . 3

K
= 147,26 (mm)
K sb

• Xác đinh mođun, số răng, chiều rộng của bánh răng và góc nghiêng
của răng:
- Modun được chọn theo khoảng cách trục aw:
mn = (0,01 ÷ 0,02).aw = (0,01÷0,02). 147,26
= 1,47 ÷ 2,94 mm
- Dựa vào tiêu chuẩn chọn mn = 2 mm
Số bánh răng dẫn: Chọn βsb=40o

2aw cos β

2.151, 24.cos 40o
=
= 22
2.(4,153 + 1)
Z1= mn (u12 + 1)

Z2= u12.Z1=4,153.22=91
Z

91

2
- Tỷ số truyền thực: um= Z = 22 = 4,14
1
============================
Nguyễn Minh Nhật - 17C1B - BKĐN

Trang 14


Đồ án Cơ sở Thiết kế máy - THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
==============================================
- Sai số tương đối tỉ số truyền:
%u12 =

| um − u12 | | 4,14 − 4,153 |
=
= 0,3%
u12
4,153

- Xác định chính xác lại góc nghiêng β :
Cos β =

m.( Z1 + Z 2 ) 2.(22 + 91)
=
= 0, 747 => β = 42o
2.aw
2.151, 24

- Chiều rộng bánh răng:

b = ψ A .aw = 0,3.151, 24 = 45 mm

- Để đảm bảo việc ăn khớp ta lấy bề rặng của bánh dẫn lớn hơn bề rộng
của bánh bị dẫn 5 mm → B2= 45 mm ; B1= 49+5 = 50 mm
•

Xác định kích thước khác của bộ truyền:
Theo bảng 6.11:

Đường kính vịng lăn:
dw1= d1
dw2 =d2
Đường kính vòng chia:
d1 =

m.Z1
m.Z 2
2.22

2.91
=
= 58,9mm ; d 2 =
=
= 243, 6mm
cos β 0, 747
cos β 0, 747

Đường kính vịng đỉnh:
da1 = d1 + 2 mn =58,9+ 4 = 62,9( mm)
da2 = d2 + 2 mn = 243,6 + 4 = 247,6( mm)

Đường kính vịng đáy:
df1 = d1 − 2,5mn = 58,9 − 2,5.2 = 63,9( mm)
df2 = d 2 − 2,5mn = 243,6 − 2,5.2= 248,6( mm)

• Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:
- Tính số răng tương đương
Z td 1 =
Z td 2 =

Z1
22
=
= 39
2
cos β 0, 747 2

Z2
91

=
= 163
2
cos β 0, 747 2

============================
Nguyễn Minh Nhật - 17C1B - BKĐN

Trang 15


Đồ án Cơ sở Thiết kế máy - THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
==============================================
Hệ số dạng răng tra bảng 3-18 trang 52 [1] và sử dụng công thức nội suy
y1= 0,476 ; y2= 0,517
- Sức bền uốn
- Theo công thức kiểm nghiệm 3-34 bảng 3-16 trang 51 [1]
σu =

19,1.106.K .P1
≤ [σ ]u
y.mn2 .Z1 .n1 .b.θ ''

Trong đó :
K : hệ số tải trọng.
Z : số răng tương đương của bánh đang tính.
θ '' :hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải tính theo sức bền uốn:
Chọn θ '' = 1,5
b : chiều rộng ăn khớp giữa 2 bánh răng.
σ u1 =

19,1.106.1, 2.4, 7
= 57,8( N / mm 2 )
2
0, 476.2 .22.659, 09.45.1,5
≤ [ σ ] u1 =91,30 N/mm2

σ u 2 = σ u1 .

y1
0, 476
= 57,8.
= 53, 2( N / mm 2 )
y2
0,517
≤ [ σ ] u 2 =75,56 N/mm2

• Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột:
- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải đối với độ rắn ≤ 350 HB

[ σ ] txqt

= 2,5.[ σ ] N tx
o

[ σ ] txqt1 = 2,5.520 = 1300 (N/mm2) ; [ σ ] txqt 2 = 2,5.422 = 1055 (N/mm2)
- Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: [ σ ] uqt = 0,8 σ ch
[ σ ] uqt1 = 0,8.290 = 232 (N/mm2)

; [ σ ] uqt 2 = 0,8.240 = 192 (N/mm2)

- Kiểm tra sức bền tiếp xúc lớn nhất sinh ra khi quá tải:
σ txqt = σ tx . K qt
σ txqt

1, 05.106 (u12 + 1)3 .K .P1
= σ tx . K qt ; trong đó : σ tx =
.
aw .u12
b.n

============================
Nguyễn Minh Nhật - 17C1B - BKĐN

Trang 16


Đồ án Cơ sở Thiết kế máy - THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
==============================================

1, 05.106
(4,153 + 1)3 .1, 2.4, 7
σ tx =
.
= 269, 66
151, 24.4,153
45.659, 09
(N/mm2)

-

σ txqt = 269, 66. 1,8 = 361, 78( N / mm 2 ) ≤ = 1300 (N/mm2)
Kiểm tra sức bền uốn khi quá tải: σ uqt = K qt .σ u

Bánh nhỏ : = 1,8.91,30 = 164,34 ≤ = 232 (N/mm2)
Bánh lớn : σ uqt 2 = 1,8.75,56 = 136,01 ≤ = 192 (N/mm2)
• Tính Lực Tác Dụng Lên Trục
2T1

- Lực vịng Ft1 = d =
1

2.68101, 09
= 2312,43 N
58, 9

2.272599, 24
=2238,09 N
243, 6
tgα
Lực hướng tâm : Fr1= Ft . cos β =1132,56 N với α là góc profin gốc: α

- Ft2 =
-

=20o
Fr2 = 1096,15 N
- Lực dọc trục : Fa1= Ft1 .tan β = 2082,12 N
Fa2 = 2015,18 N

3)

Tính tốn cấp chậm: bộ truyền bánh răng trụ chữ V
• Sơ bộ chọn hệ số tải trọng:
Vì bộ truyền sử dụng vật liệu có khả năng chạy mịn: Ksb=1,3
• Chọn hệ số chiều rộng bánh răng:
ψa =

b
aw

============================
Nguyễn Minh Nhật - 17C1B - BKĐN

Trang 17


Đồ án Cơ sở Thiết kế máy - THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
==============================================
Với b là chiều dài răng (mm); aw là khoảng cách trục (mm)
Vì bộ truyền chịu tải nhỏ nên : Lấy ψ a = 0,8
• Xác định khoảng cách trục aw:
P
K. 2
6
1,
05.10
2
asb = (u23 + 1) 3 (
)2 .
σ

.
u
ψ
.
θ
[ ] tx 23 a .n3
n2

Với: u = n - tỷ số truyền
3
n3: số vòng quay trong một phút của bánh bị dẫn.
P2: cơng suất bộ truyền (vì phân đôi nên lấy một nửa P)
θ : hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải: θ = 1,15 ÷ 1,35
4,53
1, 05.106 2 1,3.
2 = 140mm
asb = (3, 45 + 1) (
) .
442.3, 45 0,8.1, 2.46
3

• Tính vận tốc vịng v của bánh răng & chọn cấp chính xác chế tạo bánh
răng:
- Vận tốc vòng của bánh răng trụ:
2.π .asb .n2
π .d1 .n1
=
60.1000 60.1000.(u23 + 1)
2.π .140.158, 7
=

= 0,52( m / s)
60.1000.(3, 45 + 1)

v=

- Chọn cấp chính xác của bánh răng:
Dựa vào bảng 3-11 : IT9
• Dịnh chính xác hệ số tải trọng K & Khoảng cách trục aw:
- Hệ số tải trọng K được tính theo cơng thức:
K = Ktt.Kđ
Trong đó:
+ Ktt : Hệ số tập trung tải trọng, do chịu tải trọng không thay đổi nên:
Chọn Ktt = 1.
+ Kđ : Hệ số tải trọng động, theo bảng 3-13 & 3-14
 Kđ=1,2
 K=1,2
- Khoảng cách trục:

============================
Nguyễn Minh Nhật - 17C1B - BKĐN

Trang 18


Đồ án Cơ sở Thiết kế máy - THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
==============================================

aw = asb . 3

K

= 134,5 (mm)
K sb

• Xác đinh mođun, số răng, chiều rộng của bánh răng và góc nghiêng
của răng:
- Modun được chọn theo khoảng cách trục aw:
mn = (0,01 ÷ 0,02).aw = (0,01÷0,02).134,5
= 1,345 ÷ 2,69 mm
- Dựa vào tiêu chuẩn chọn mn = 2 mm
Số bánh răng dẫn: Chọn βsb=40o

2aw cos β 2.140.cos 40o
=
= 24
2.(3, 45 + 1)
Z1= mn (u + 1)

Z2= u.Z1=3,45.24=83
Z

83

2
- Tỷ số truyền thực: um= Z = 24 = 3, 46
1
- Sai số tương đối tỉ số truyền:

%u =

| um − u23 | | 3, 46 − 3, 45 |

=
= 0,3%
u23
3, 45

- Xác định chính xác lại góc nghiêng β :
Cos β =

m.( Z1 + Z 2 ) 2.(24 + 83)
=
= 0, 795 => β = 37 o
2.aw
2.134,5

- Chiều rộng bánh răng:

b = ψ a .aw = 0,8.134,5 = 108 mm

- Để đảm bảo việc ăn khớp ta lấy bề dày răng của bánh dẫn lớn hơn bề
rộng của bánh bị dẫn 7 mm → B2= 108 mm ; B1= 108+7 = 115 mm
•

Xác định kích thước khác của bộ truyền:
Theo bảng 6.11:

Đường kính vịng lăn:
dw1= d1
dw2 =d2
============================
Nguyễn Minh Nhật - 17C1B - BKĐN

Trang 19


Đồ án Cơ sở Thiết kế máy - THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
==============================================
Đường kính vịng chia:
d1 =

m.Z1
m.Z 2
2.24
2.83
=
= 60,38mm ; d 2 =
=
= 208,8mm
cos β 0, 795
cos β 0, 795

Đường kính vịng đỉnh:
da1 = d1 + 2 mn = 60,38+ 4 = 64,38( mm)
da2 = d2 + 2 mn = 208,8 + 4 = 212,8( mm)

Đường kính vịng đáy:
df1 = d1 − 2,5mn = 60,38 − 2,5.2 = 65,38( mm)
df2 = d 2 − 2,5mn = 208,8 − 2,5.2= 213,8( mm)

• Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:
- Tính số răng tương đương

Z td 1 =
Z td 2 =

Z1
24
=
= 38
2
cos β 0, 7952

Z2
83
=
= 131
2
cos β 0, 7952

Hệ số dạng răng tra bảng 3-18 trang 52 [1] và sử dụng công thức nội suy
y1= 0,476 ; y2= 0,517
- Sức bền uốn
- Theo công thức kiểm nghiệm 3-34 bảng 3-16 trang 51 [1]
σu =

19,1.106.K . P

2 ≤ [σ ]
u
y.m .Z .n.b.θ ''
2
n

Trong đó :
K : hệ số tải trọng.
Z : số răng tương đương của bánh đang tính.
θ '' :hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải tính theo sức bền uốn chọn θ '' =
1,5
b : chiều rộng ăn khớp giữa 2 bánh răng.
σ u1 =

19,1.106.1, 2. 4,53

2
= 44,19( N / mm 2 )
0, 476.22.24.158, 7.108.1,5
≤ [ σ ] u1 =91,30 N/mm2

σ u 2 = σ u1 .

y1
0, 476
= 44,19.
= 40, 68( N / mm 2 )
y2
0,517
≤ [ σ ] u 2 =75,56 N/mm2

============================
Nguyễn Minh Nhật - 17C1B - BKĐN

Trang 20

Đồ án Cơ sở Thiết kế máy - THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
==============================================
• Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột:
- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải đối với độ rắn ≤ 350 HB

[ σ ] txqt

= 2,5.[ σ ] N tx
o

[ σ ] txqt1 = 2,5.520 = 1300 (N/mm2) ; [ σ ] txqt 2 = 2,5.422 = 1055 (N/mm2)
- Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: [ σ ] uqt = 0,8 σ ch
[ σ ] uqt1 = 0,8.290 = 232 (N/mm2)

; [ σ ] uqt 2 = 0,8.240 = 192 (N/mm2)
- Kiểm tra sức bền tiếp xúc lớn nhất sinh ra khi quá tải:
σ txqt = σ tx . K qt
6

σ txqt = σ tx . K qt ; trong đó : σ = 1, 05.10 .
tx
aw .u

(u + 1)3 .K . P

2

b.n

(4,153 + 1)3 .1, 2. 4, 7
1, 05.106
2 = 168, 41
σ tx =
.
164,1.4,153
49.659, 09
(N/mm2)

-

σ txqt = 168, 41. 1,8 = 225,94( N / mm 2 ) ≤ = 1300 (N/mm2)
Kiểm tra sức bền uốn khi quá tải: σ uqt = K qt .σ u

Bánh nhỏ : = 1,8.44,19 = 79,54 ≤ = 232 (N/mm2)
Bánh lớn : σ uqt 2 = 1,8.40,68 = 73,22 ≤ = 192 (N/mm2)
• Tính Lực Tác Dụng Lên Trục
2T1

- Lực vịng Ft1 = d =
1

2.68101, 09
= 2144,91 N
63, 5

2.272599, 24
=2061,24 N
264, 5

tgα
Lực hướng tâm : Fr1= Ft . cos β =1050,51N với α là góc profin gốc: α =20o

- Ft2 =
-

Fr2 = 1009,53 N
- Lực dọc trục : Fa1= Ft1 .tan β = 1931,29 N
============================
Nguyễn Minh Nhật - 17C1B - BKĐN

Trang 21


Đồ án Cơ sở Thiết kế máy - THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
==============================================
Fa2 = 1855,95 N
Kiểm Tra Khả Năng Bơi Trơn
- Để giảm mất mát cơng suất vì ma sát, giảm mài mịn răng, đảm bảo thốt
nhiệt tốt và đề phòng các chi tiết máy bị hen gỉ cần phải bôi trơn liên tục
các bộ truyền trong hộp giảm tốc.
- Hộp giảm tốc bộ truyền bánh răng. Do vận tốc nhỏ nên ta chọn phương
pháp ngâm các bộ truyền bánh răng trong dầu phải đảm bảo mức dầu
thấp nhất phải ngập chân răng của bánh răng lớn của bộ truyền cấp nhanh
đồng thời không ngập quá bánh răng lớn của bộ truyền cấp chậm.
Hmin: Mức dầu thấp nhất tính từ đỉnh răng bánh răng lớn:
da 4
d
247, 6 212,8
− ( a 2 − h2 ) =

−(
− 2, 25m) = 21mm Với m=2
2
2
2
2
Hmax : mức dầu lớn nhất tính từ đỉnh răng bánh răng lớn 4
1 d
1 247, 6
= . a4 = .
= 41, 27 mm
3 2
3 2
H min =

H max

ΔH : chênh lệch mức dầu lớn nhất và nhỏ nhất.
ΔH = Hmax - Hmin= 41,27-21=20,27
→ thỏa mãn điều kiện bôi trơn.

> 5 mm

============================
Nguyễn Minh Nhật - 17C1B - BKĐN

Trang 22


Đồ án Cơ sở Thiết kế máy - THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

==============================================

Phần III
TÍNH TRỤC VÀ Ổ LĂN
I.

TÍNH KHỚP NỐI
Khớp nối có nhiều loại: nối trục, li hợp, li hợp tự động... Tuy nhiên ở đây, ta
chọn nối trục vịng đàn hồi vì nối trục vịng đàn hồi có cấu tạo đơn giản, dễ chế
tạo, dễ thay thế và làm việc tin cậy.
- Khớp nối là chi tiết tiêu chuẩn, vì vậy trong thiết kế thường dựa vào
mơmen xoắn để tính tốn. Mơmen xoắn được xác định theo cơng thức:
Tt = kT1

- Trong đó:
+ k: hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy công tác. Tra
bảng 16.1 có k = 1,2 ÷ 1,5 .
+ Ta chọn k=1,2.
Suy ra:
Tt = kT1 = 1, 2.68101, 09 = 81721,31( Nmm )

Ft=2Tt/Dt=2.81721,31/120=1362,02 N
Fr=(0,2 ÷ 0,3).Ft=408,61 N
Dựa vào bảng 9-11: Đơn vị mm
Các kích thước chủ yếu của nối trục vịng đàn hồi:
d = 25÷28 : D = 120 ; do = 28; l ≤ 62 ; c = 1 – 5
Chốt:
dc =14; lc = 33; Ren M10; số chốt z= 4
Vịng đàn hồi:
Đường kính ngồi: 27

Chiều dài tồn bộ: 28
nmax = 4750 vòng/phút
- Kiểm tra độ bền của vòng đàn hồi:
+ Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi:
σd =

2kT
≤ [σd ]
zD0 d c lc

Với d c = 14 mm, lc = 33 mm:
============================
Nguyễn Minh Nhật - 17C1B - BKĐN

Trang 23


Đồ án Cơ sở Thiết kế máy - THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
==============================================

σd =

2.1, 2.68101, 09
= 0, 74 N/mm2
4.120.14.33

[σ d ] : Ứng suất dập cho phép của vịng cao su.
[σ d ] = 2 ÷ 4(N / mm2)
+ Vậy vòng đàn hồi thoả mãn sức bền dập.
+ Điều kiện sức bền của chốt:

kTlc
≤ [σu ]
0,1.d c 3 .D0 .z
1, 2.68101, 09.33
⇒ σu =
= 20, 47( N / mm 2 )
3
0,1.14 .120.4

σu =

[σ u ] : Ứng suất cho phép của chốt.
[σ u] = 60÷ 80(N / mm2)
+ Vậy chốt đủ điều kiện bền.
II.

TÍNH TRỤC

1)

Chọn vật liệu
Vật liệu hay dùng cho thiết kế, chế tạo trục ở các hộp giảm tốc thường là
thép C45 tôi cải thiện. Tra bảng 6.1 về cơ tính của một số vật liệu, ta được σb
=850(MPa); σch=600(Mpa)
2) Tính thiết kế trục
a. Tải trọng tác dụng lên trục:
− Sơ đồ tải trọng tác dụng lên trục:
.....................................................................................................................................
...........................................Sơ
đồ

lực
tác
dụng
lên
trục ............................................. ................................................................................
.....................................................................................................................................
..................................................
− Theo như đã tính tốn ở trên, ta có:
+ Tải trọng tác dụng lên trục I:
Fa1=2082,12 N
Ft1=2312,43 N
Fr1=1132,56 N
============================
Nguyễn Minh Nhật - 17C1B - BKĐN

Trang 24


Đồ án Cơ sở Thiết kế máy - THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
==============================================
Ngồi ra cịn lực tác dụng từ đai dẹt:
Ft = 344,09 N
Fr =645,49 N
+ Tải trọng tác dụng lên trục II:
Ft2=2238,09 N
Fa2=2015,18 N
Fr2=1096,15 N
 Tại vị trí lắp bánh răng trụ răng thẳng chủ động:
Ft3 = 2141,91 N
Fa3 = 1931,29 N

Fr3 = 1050,51 N
+ Tải trọng tác dụng lên trục III:
 Tại vị trí lắp bánh răng trụ răng thẳng bị động:
Ft4 = 2061,24 N
Fa4 = 1855,95 N
Fr4 = 1009,53 N
 Ngồi ra, cịn có Fk là tải trọng phụ tác dụng lên trục do nối trục
vịng đàn hồi gây ra:
Fk = ( 0,2 ÷ 0,3) Ft

Với:
Ft =

2T1
Dt

Dt : đường kính qua vịng tâm các chốt.
Dt = D0 = 120mm
2.68101, 09
Ft =
= 1135( N )
120

Do đó:

Fk = ( 0, 2 ÷ 0,3) Ft = ( 0, 2 ÷ 0,3) 1135 = ( 227 ÷ 340,5 ) ( N )

( ).
Lấy Fk = 250N

b. Tính sơ bộ trục
− Đường kính trục được xác định chỉ bằng mơmen xoắn theo công thức
(10.9):

============================
Nguyễn Minh Nhật - 17C1B - BKĐN

Trang 25