Đồ án môn Chi tiết máy

LỜI NÓI ĐẦU

Môn học chi tiết máy đóng vai trò rất quan trọng trong chương trình đào

tạo kỹ sư và cán bộ kỹ thuật về nghiên cứu cấu tạo, nguyên lý làm việc và

phương pháp tính toán thiết kế các chi tiết, các cụm chi tiết nằm trong các thiết

bị máy móc phục vụ cho công nghiệp, nông nghiệp và giao thông vận tải...

Đồ án môn học chi tiết máy có sự kết hợp chặt chẽ giữa lý thuyết vào

thực tiễn. Lý thuyết tính toán các chi tiết máy được dựa trên cơ sở những kiến

thức về toán học, vật lý, cơ học lý thuyết, nguyên lý máy, sức bền vật liệu,

v.v..., được chứng minh và hoàn thiện qua quá trình thí nghiệm và thực tiễn sản

xuất. Đồ án môn học chi tiết máy là một đồ án có tầm rất quan trọng đối với

một sinh viên khoa cơ khí, nó giúp cho sinh viên hiểu sâu những kiến thức cơ

bản về cấu tạo, đặc điểm, nguyên lý làm việc và phương pháp tính toán thiết kế

các chi tiết máy có công dụng chung, bồi dưỡng cho sinh viên khả năng giải

quyết những vấn đề nảy sinh khi tính toán và thiết kế chi tiết máy, từ đó làm cơ

sở để vận dụng vào việc thiết kế máy sau này.

Hộp giảm tốc là một cơ cấu truyền động phổ biến trong ngành cơ khí và

có vài trò rất quan trọng trong ngành cơ khí, vì vậy thiết kế hộp giảm tốc không

chỉ giúp sinh viên nắm chắc kiến thức của các môn đã được học mà còn giúp

sinh viên quen dần với thực tiễn sản xuất, với thực tiễn làm việc đặc thù của

ngành cơ khí. Do là lần đầu tiên làm quen với công việc tính toán, thiết kế chi

tiết máy cùng với sự hiểu biết còn hạn chế cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo

tài liệu và bài giảng của các môn học có liên quan song bài làm của sinh viên

không thể tránh được những thiếu sót. Sinh viên kính mong được sự hướng dẫn

và chỉ bảo nhiệt tình của các Thầy cô bộ môn giúp cho sinh viên ngày càng tiến

bộ.

Cuối cùng sinh viên xin chân thành cảm ơn các Thầy (Cô) bộ môn, đặc biệt

là Thầy Trần Văn Hiếu đã trực tiếp hướng dẫn, chỉ bảo một cách tận tình giúp

sinh viên hoàn thành tốt nhiệm vụ được giao.

Hà Nội ngày 2 tháng 10 năm 2015

Sinh viên thực hiện

Mai Văn Tú

Page 4

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Phương án số 39

PHẦN I: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

1. Chọn loại động cơ.

1.1. Chọn kiểu động cơ điện:

Chọn loại động cơ xoay chiều không đồng bộ ba pha rôto lồng sóc. Loại

này dùng phổ biến trong các ngành công nghiệp, với hệ dẫn động cơ khí (hệ dẫn

động băng tải, xích tải, vít tải,... dùng với các hộp giảm tốc).

1.2. Chọn công suất động cơ:

Công suất của động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ nhằm đảm bảo

cho nhiệt độ của động cơ khi làm việc không lớn hơn giá trị cho phép. Để đảm

bảo điều kiện đó cần thỏa mãn yêu cầu sau:

P^dc P^dc

(kW)

dm

dt

trong đó: P_d^d_m^c: công suất định mức của động cơ

^dc: công suất đẳng trị trên trục động cơ

P

dt



^



²



ct

i

P

t_i

P^dc P^dc

.

ta có:

với:

dt

lv

P^ct

t_ck

lv



ct

lv

: giá trị công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác

P

^dc: công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ

lv

P^dc P^ct/ _

lv

P^ct: công suất phụ tải ở chế độ thứ i trên trục công tác

i

, _ck: thời gian làm việc ở chế độ thứ i và thời gian cả chu kì

t_it

P^ct F.v /10³ 4600.1,4 /10³6,44 (kW)

lv

t

v

: vận tốc của băng tải,

v 1,4 (m/ s)

F

_t: lực tác dụng lên trục công tác F  4600(N)

t



_: hiệu suất chung của toàn bộ hệ thống

_ ₁.₂.₃.₄.....

trong đó:

₁,₂,₃,₄,.....: là hiệu suất của các bộ truyền và các cặp ổ

trong hệ thống dẫn động.

2

3

Theo sơ đồ đề bài thì :

_  ._ol._d._k

br

GVHD: Trần Văn Hiếu

SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01

Page 5

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Phương án số 39



_br: hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ:



_br=0,98



_ol: hiệu suất một cặp ổ lăn:



_ol=0,995

_d=0,96

_d: hiệu suất của bộ truyền đai:



_k: hiệu suất của khớp nối: =0,99

_k

  0,98².0,995³.0,96.0,99  0,899





 P^dc 6,44 / 0,899  7,2 (kW)

lv

 Hệ số xét đến sự thay đổi tải không đều β :

 ²

T

t_i

T

t₁

T₂

t₂

T

t₃

i

 

T

1

 

T

3

 

T

 

.



.



.



.



 

t_ck

T

t_ck



1





1





1





1



15

45

20

80

2

 1².  0,9 .  (0,7)².

 0,765625





80

 P^dc 7,2.  7,2.0,765625  5,5125 (kW)

dt

1.3. Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ

 Số vòng quay đồng bộ của động cơ (còn gọi là tốc độ từ trường quay)

được xác định theo công thức:

60f

n_db

p

Trong đó: f – tần số dòng điện xoay chiều (Hz) (f=50Hz);

p – số đôi cực từ; p=1;2;3;4;5;6.

 Số vòng quay của trục công tác:

60.10³.v 60.10³.1,4

n_ct



 89,13 (v / ph)

.D

3,14.300

Với: D: đường kính tang dẫn của băng tải: D=300(mm)

 Tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống : u_t

u_t u_h.u_d

trong đó: u_dlà tỉ số truyền của bộ truyền đai

u_hlà tỉ số truyền của hộp giảm tốc .

Theo bảng 1.2 ta có

+, Truyền động bánh răng trụ , HGT bánh răng trụ 2 cấp u_h=(8…40)

+, Truyển động đai u_d=(3…5)

 u_t u_h.u_d.u_k10.3  30



chọn u_h= 10; u_d=3;

GVHD: Trần Văn Hiếu

SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01

Page 6

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Phương án số 39

 Số vòng quay trên trục động cơ n_sb

n_sb n_ct.u_t 89,13.30  2673,9 (v / ph)

1.4. Chọn động cơ thực tế

Tra bảng P1.3[1]

Ta chọn động cơ: 4A112M2Y3

có: P  7,5 (kW)

;

n_dc 2922 (v / ph)

dc

T_max

T_k

 2,2;

 2

T

dn

1.5. Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ

Kiểm ta điều kiện mở máy và điều kiện quá tải của động cơ vừa chọn:

P  7,5  P^dc 5,5125

dc

dt

n_dc 2922  n_sb 2673,9

T_mm

T

k



T

dn



thỏa mãn điều kiện mở máy và điều kiện quá tải của động cơ.

2. Phân phối tỷ số truyền

Tỷ số truyền chung của toàn bộ hệ thống:

n_dc

2922

u_



 32,78

n_ct89,13

2.1. Tỷ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc

 Ký hiệu: u_hlà tỷ số truyền của hộp giảm tốc

u_nglà tỷ số truyền ngoài hộp giảm tốc

 Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài:

u_ng u_d

Ta chọn u_d 2,4;  u_ng 2,4

2.2. Tỷ số truyền của bộ truyền trong hộp giảm tốc

u_ u_h.u_ng

GVHD: Trần Văn Hiếu

SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01

Page 7

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Phương án số 39

u_

32,78

2,4

 u_h



13,66

u_ng

u  4,71







1

u_h13,66 

u₂ 2,9

với u₁: tỷ số truyền cấp nhanh

u₂: tỷ số truyền cấp chậm

3. Tính toán các thông số trên trục

3.1. Tính công suất trên các trục

 Công suất danh nghĩa trên trục động cơ:

P^ct

P  P^dc

 7,2 (kW)

lv

dc

lv

_

 Công suất danh nghĩa trên trục I:

P  P^dc._k._ol 7,2.0,99.0,995  7,1 (kW)

I

lc

 Công suất danh nghĩa trên trục II:

P  P ._br._ol 7,1.0,98.0,995  6,92 (kW)

II

I

 Công suất danh nghĩa trên trục III:

P  P ._br._ol 6,92.0,98.0,995  6,75 (kW)

III

II

3.2. Tính số vòng quay của các trục

 Số vòng quay của trục I:

n_dc

2922

1

n_I



 2922 (v/ph)

u_dcI

 Số vòng quay của trục II:

n_I

2922

n_II



 620,38 (v/ph)

u_III4,71

 Số vòng quay của trục III:

n_II

620,38

2,9

n_III



 213,93 (v/ph)

u_IIIII

 Số vòng quay của trục công tác:

n_III

213,93

2,4

n_ct



 89,1375 (v/ph)

u_IIIct

3.3. Tính momen xoắn trên các trục

GVHD: Trần Văn Hiếu

SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01

Page 8

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Phương án số 39

Momen xoắn trên các trục được tính theo công thức:

9,55.10⁶.P_k

T_k

n_k

 Momen xoắn trên trục động cơ:

9,55.10⁶.P_dc

9,55.10⁶.7,2

T_dc



 23531,83

n_dc

2922

 Momen xoắn trên trục I:

9,55.10⁶.7,1

T 

 23180,02 (Nmm)

I

2922

 Momen xoắn trên trục II:

9,55.10⁶.6,92

T 

106525,033 (Nmm)

II

620,38

 Momen xoắn trên trục III:

9,55.10⁶.6,75

T 

 301325,1998 (Nmm)

III

213,93

 Momen xoắn trên trục công tác:

9,55.10⁶.6,44

T 

 689967,7465 (Nmm)

ct

89,1375

3.4. Bảng kết quả tính toán

Trục

Công tác

Đ/cơ

I

II

III

Thông số

Công suất

6,44

7,2

7,1

6,92

6,75

(kW)

Tỷ số truyền

1

4,71

2,9

2,4

(-)

Số vòng quay

(v/ph)

89,1375

2922

620,38

213,93

Momen

(Nmm)

689967,7465

23531,83 23180,02 106525,033 301325,1998

GVHD: Trần Văn Hiếu

SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01

Page 9

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Phương án số 39

PHẦN II: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG

1. Thiết kế bộ truyền đai

1.1. Chọn loại đai

Chọn tiết diện đai hình thang thường

Ta có: P_III= 6,75 (kW) – công suất trên trục bánh đai chủ động

n₃= 213,93(v/ph) số vòng quay trên trục bánh đai chủ động

u = 2,4 – tỷ số truyền của bộ truyền đai

  0,02- hệ số trượt của bộ truyền đai

Từ bảng 4.13[1] các thông số của đai hình thang ta chọn loại đai B với các

thông số:

Đường

Chiều dài

giới hạn l

(mm)

Kích thước tiết diện (mm)

Diện tích

tiết diện A

(mm²)

Kí

hiệu

kính bánh

đai nhỏ d₁

(mm)

b_t

b

h

y_o

1800-10600

B

19

22

13,5 4,8

230

200-400

1.2. Các kích thước và thông số của bộ truyền đai

 Đường kính bánh đai nhỏ ta chọn d₁=250 (mm)



vận tốc của đai:

.d₁.n₃

60000

.250.213,93

v 



 2,8 (m/s)

60000

mà v  2,8  v_max 25 (m/s)

(thỏa mãn điều kiện)

 d₂ d₁.u.(1)  250.2,4.(10,02)  588 (mm)

vì đường kính bánh đai được tiêu chuẩn hóa nên theo bảng 4.21 [1]

ta chọn d₂=600 (mm)



tỷ số truyền thực tế của bộ truyền đai:

d₂

d₁.(1) 250.(10,02)

2,45 2,4

600

u_d



 2,45

u 

sai lệch tỷ số truyền:

100  2,083%



2,4

(nằm trong phạm vi cho phép về sai lệch tỷ số truyền).

GVHD: Trần Văn Hiếu

SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01

Page 10

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Phương án số 39

 Khoảng cách trục (a):

Chọn a/d₂=1,2 suy ra a = 1,2.d₂= 1,2.600=720 (mm)

Ta có: 0,55.(d₁ d₂)  h  a  2.(d₁ d₂)

 0,55.(250 600) 13,5  720  2.(250600)

 467,5  720 1700

(thỏa mãn điều kiện chọn a)

 Chiều dài đai (l):

(d₁d₂)²

Ta có:

l  2.a  0,5.(d₁ d₂) 

4.a

(250  600)²

4.720

 l  2.720  0,5.(250  600) 

 2817,71 (mm)

Chiều dài đai được quy tròn theo tiêu chuẩn nên ta chọn chiều dài đai

l=2800 (mm).

 Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ:

i  v / l  2,8/ 2,8 1 i_max10 ⁽thỏa mãn)

 Khoảng cách trục (a) theo chiều dài tiêu chuẩn (l): l=2800 (mm)

  ²8.²

a 

4

d  d

250  600





₂







1

Trong đó:   l  

 2800 

1464,823













2

d₂ d₁600  250

 



175

2

1464,828 (1464,828)²8.(175)²

 a 

 710,87 (mm)

4

 Góc ôm (α₁):

57^o(d₂d₁)

57^o.(600 250)

₁180^o

180^o

156,3^o120^o

a

842

1.3. Xác định số đai.

 Số đai z được tính theo công thức:

P .K_d

III

z 

[P ].C_C_lC_uC_z

o

GVHD: Trần Văn Hiếu

SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01

Page 11

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Phương án số 39

trong đó:

P_III- công suất trên trục bánh đai chủ động: P_III=6,75 (kW)

[P_o] - công suất cho phép,

tra bảng 4.19[1] ta được [P_o]=2,3 (kW)

K_d- hệ số tải trọng động,

tra bảng 4.7[1] ta được K_d=1,1

C_α- hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α₁,

C_10,0025(180₁) 10,0025(180156,3)  0,941

C_l– hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai,

ta có l_o=3750, l=2800 nên l/l_o=2800/3750=0,75

tra bảng 4.16

C_u– hệ số xét đến ảnh hưởng của tỷ số truyền

u=2,45 tra bảng 4.17 C_u=1,135

C_l=0,935



C_z– hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho

các dây đai, ta có P_III/[P_o]=6,75/2,3=2,935



C_z=0,95

6,75.1,1

 z 

 3,4

2,3.0,941.0,935.1,135.0,95

chọn z =4

 Chiều rộng bánh đai B

B  (z 1).t 2e  (41).25,52.17 110,5 (mm)

 Đường kính ngoài của bánh đai d_a

d_a1 d₁ 2h_o 250 2.5,7  261,4 (mm)

d_a2 d₂ 2h_o 600 2.5,7  611,4 (mm)

1.4. Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục.

 Lực căng đai được xác định theo công thức:

780P .K

III

d

F 

 F

0

v

v.C_.z

trong đó: F_v– lực căng do lực ly tâm sinh ra

F_v=q_mv²trong đó: q_m– khối lượng 1 mét chiều dài

đai, tra bảng 4.22

v – vận tốc vòng, m/s

P_III– công suất trên trục bánh đai chủ động, kW

GVHD: Trần Văn Hiếu

SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01

Page 12

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

780.6,75.1,1

Phương án số 39

 0,3.(3,136)² 552,47 (N)

 F 

0

2,8.0,941.4

 Lực tác dụng lên trục:

o







2

156,3





₁



F  2F .z.sin

 2.552,47.4.sin

 4325,57 (N)

r

0













2

1.5. Bảng kết quả tính toán

Kí

hiệu

Thông số

Giá trị

Đơn vị

Đường kính bánh đai nhỏ

Đường kính bánh đai lớn

Tỷ số truyền

d₁

d₂

u_d



250

600

mm

-

2,45

0,02

710,87

156,3

2800

4

Hệ số trượt

-

Khoảng cách trục

Góc ôm

a

mm

độ(^o)

mm

-

α₁

l

Chiều dài đai

Số đai

z

Chiều rộng bánh đai

β

110,5

mm

d_a1

d_a2

F₀

261,4

611,4

Đường kính ngoài bánh

đai

mm

Lực căng đai

552,47

4325,57

N

Lực tác dụng lên trục

F_r

2. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh

 Các thông số đầu vào:

P  P  7,1 (kW), T  T  23180,02 (Nmm)

I

n  n_I 2922 (v/ph), u  u₁ 4,71

Thời gian sử dụng: 300.8.8.1=19200 (giờ)

Tải trọng thay đổi: T₁=T; T₂=0,9T; T₃=0,7T

GVHD: Trần Văn Hiếu

SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01

Page 13

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Phương án số 39

2.1. Chọn vật liệu làm bánh răng

Tra bảng 6.1[1] ta chọn:

Vật liệu làm bánh răng nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt

HB 241…285, có giới hạn bền _b1 850 (MPa), giới hạn chảy

_ch1 580 (MPa) . Ta chọn độ rắn bề mặt là HB₁= 245.

Vật liệu làm bánh răng lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt

HB 192…240, có giới hạn bền _b2 750 (MPa), giới hạn chảy

_ch2 450 (MPa) , vì tốc độ quay và cường độ làm việc của bánh

răng lớn nhỏ hơn tốc độ quay và cường độ làm việc của bánh răng nhỏ

nên ta chọn độ rắn bề mặt bánh răng lớn nhỏ hơn bánh răng nhỏ 15

đơn vị.



ta chọn HB₂= 230.

2.2. Xác định ứng suất cho phép

Ứng suât tiếp xúc cho phép [_H] và ứng suất uốn cho phép[_F]

được xác định theo công thức:

o

























_Hlim

[ ] 

.Z .Z .K .K

H

R

V

xH

HL

FL

S_H

o

_Flim

[ ] 

.Y .Y .K .K

F

R

S

xF

S_F

trong đó:

Z_R– hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc

Z_V– hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

K_xH– hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

Y_R– hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

Y_S– hệ số xét đến độ nhám của vật liệu đối với tập trung ứng suất

Y 1,080,0695.ln(m)

s

K_xF– hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

vì lúc đầu là tính toán thiết kế sơ bộ nên ta lấy:

o



Z .Z .K 1

[ ]   .K / S









R

V

xH

H

Hlim

HL

H





[ ]  ^o.K / S

Y_R.Y .K_xF1





S

F

Flim

FL

F

trong đó:

^o_Hlim- ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở, được tính

theo công thức: ^o_Hlim 2HB 70 (tra bảng 6.1[1])

GVHD: Trần Văn Hiếu

SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01

Page 14

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Phương án số 39

 ^o_Hlim1 2HB₁ 70  2.24570  560 (MPa)

^o_Hlim2 2HB₂70  2.23070  530 (MPa)

o

- ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở, được tính theo

_Flim

o

công thức:

_Flim1,8HB

 ^o_Flim11,8HB₁1,8.245  441 (MPa)

^o_Flim21,8HB₂1,8.230  414 (MPa)

S_H– hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc,

tra bảng 6.2[1] ta được S_H=1,1

S_F– hệ số an toàn khi tính về uốn,

tra bảng 6.2[1] ta được S_F=1,75

K_FC- hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải trọng, vì bộ truyền quay 1

chiều nên K_FC=1

K_HL, K_FL– hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và

chế độ tải trọng của bộ truyền, được xác định theo công thức:

K_HL ^m^HN_HO/ N_HE

K_FL ^m^FN_FO/ N_FE

trong đó :

m_H, m_F– bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn

m_H=6, m_F=6

N_HO– số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

2,4

HB

N_HO 30H , với H_HB– độ rắn Brinen.

2,4

 N_HO1 30H  30.245^2,41,6.10⁷

HB1

2,4

N_HO2 30H  30.230^2,41,39.10⁷

HB2

N_FO– số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

vì bánh răng làm bằng thép nên N_FO=4.10⁶

 N_FO1 N_FO2 4.10⁶

N_HE, N_FE– số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương, vì bộ

truyền làm việc với tải trọng thay đổi nên ta có:

N  60.c. (T / T )³.n .t



HE

i

max

i

N  60.c. (T / T )^m^F.n .t



FE

i

max

i

trong đó:

c – số lần ăn khớp trong một vòng quay, c=1

n_i– số vòng quay ở chế độ thứ i

GVHD: Trần Văn Hiếu

SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01

Page 15

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Phương án số 39

t_i– thời gian làm việc ở chế độ thứ i nên ta có:

N_HE1 60.c.n . (T / T )³.t

_i

i

max

i

15

45

20

 60.1.2922.19200.(1³. 0,9³. 0,7³. )  2,3.10⁹

80

N_HE12,3.10⁹

N_HE2



 0,5.10⁹

u₁

N  60.c.n

4,71

(T / T )⁶.t

₁

FE1

i

max

i

15

45

20

=60.1.2922.19200.(1⁶.  0,9⁶.  0,7⁶. )=1,74.10⁹

80

N_FE11,74.10⁹

N_FE2



 0,37.10⁹

u₁

4,71

N

_HE1 N_HO1 K_HL11





 N_HO2 K_HL21



HE2

Ta có:





N_FE1 N_FO1 K_FL11

N_FE2 N_FO2 K_FL21





Như vậy ta có:

[_H]₁ ^o_Hlim1.K_HL1/ S_H

=560.1/1,1=509,1 (MPa)

[_H]₂ ^o_Hlim2.K_HL2/ S_H

=530.1/1,1=481,82 (MPa)

[_F]₁ ^o_Flim1.K_FL1/ S_F

=441.1/1,75=250 (MPa)

[_F]₂ ^o_Flim2.K_FL2/ S_F

=414.1/1,75=236,57 (MPa)

Vì là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng nên ta có:

[_H]₁[_H]₂509,1 481,82

[_H]=



2

=495,46 (MPa) <1,25.[_H]₂ 602,275 (MPa)

Ứng suất tải cho phép:

[_H]_max 2,8._ch2 2,8.450 1260 (MPa)

GVHD: Trần Văn Hiếu

SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01

Page 16

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

[_F1]_max 0,8._ch1 0,8.580  464 (MPa)

Phương án số 39

[_F2]_max 0,8._ch2 0,8.450  360 (MPa)

2.3. Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền

 Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

T .K_H

1

³[_H]².u₁._ba

a  K .(u 1).

ta có:

w1

a

1

trong đó: K_a- hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng

tra bảng 6.5[1] ta có: _a=43

K

T₁– momen xoắn trên trục bánh răng chủ động,

T₁=23180,02 (Nmm)

[_H] - ứng suất tiếp xúc cho phép, [_H]=495,46 (MPa)

u₁– tỷ số truyền của bộ truyền đang tính, u₁=4,71



_ba- hệ số, tra bảng 6.6[1] ta được _ba=0,3



_H- hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên

K

chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc, phụ thuộc

vào vị trí của bánh răng dối với các ổ và hệ số _bd

_bd 0,53_ba.(u₁1)

,

 0,53.0,3.(4,711)  0,9 1

tra bảng 6.7[1] ta được _H=1,15

K

23180,02.1,15

495,46².4,71.0,3

3

 a_w1 43.(4,711).

Chọn a_w1=104 (mm)

104,4 (mm)

2.4. Xác định các thông số ăn khớp

2.4.1 Môđun (m)

m  (0,010,02)a_w1

=(0,010,02).104 1,04  2,08

Vì trị số môđun được tiêu chuẩn hoá nên theo bảng 6.8[1] ta chọn

giá trị của môđun m=1,5.

2.4.2. Xác định số răng, góc nghiêng β và hệ số dịch chỉnh x.

GVHD: Trần Văn Hiếu

SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01

Page 17

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Phương án số 39

 Số răng :

Vì là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng có β=8…20^o, nên ta

chọn sơ bộ β=10^o

2.104.cos10^o

2a_w1.cos

m(u₁1) 1,5.(4,711)



Số răng nhỏ Z₁: Z₁



 23,9

vì số răng nguyên nên ta lấy Z₁=24



số răng bánh răng lớn Z₂: Z₂ Z₁.u₁ 24.4,71113,04

ta lấy số răng bánh răng lớn: Z₂=113

tỷ số truyền thực tế của bộ truyền là :

113



u_t1

 4,7

24

Sai lệch tỷ số truyền :

u_t1 u₁

u 

.100%

u₁

4,7  4,71



.100%  0,2123% < 4% (thoả mãn điều kiện)

4,71

 Góc nghiêng β :

m(Z₁ Z₂) 1,5.(24113)

Ta có :

cos 

  8,885^o8^o53'6"



 0,988

2a_w1

2.104

Nhờ có góc nghiêng β của răng nên ở đây không cần phải dịch chỉnh

để đảm bảo khoảng cách trục đã tính.

2.5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

 ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc :

_H Z_M.Z_H.Z_2T .K_H.(u_t11)(b_w1.u_t1.d²_w1)

1

trong đó :

Z_M– hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, tra

bảng 6.5[1] ta có Z_M 274 (MPa)^1/3

Z_H– hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

Z_H 2cos_b/ sin2_tw

ở đây : _b- góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở



tg_b cos_t.tg

GVHD: Trần Văn Hiếu

SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01

Page 18

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

mà :_t _tw arctg(tg / cos)

Phương án số 39

=arctg(tg20^o/ cos(8,885^o))  20,22^o

 tg_b cos(20,22^o).tg(8,885^o)  0,147

_b 8,345^o

 Z_H 2cos8,345^o/ sin(2.20,22^o) 1,75

Z_- hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

Ta có : - hệ số trùng khớp dọc

_

b_w1.sin

_

m.

ở đây : b_w1- chiều rộng vành răng

b_w1 _ba.a_w1 0,3.104  31,2 (mm)

31,2.sin(8,885^o)

 _

1,023 >1

1,5.

1

 Z_

với _- hệ số trùng khớp ngang



_













1

 [1,883,2



.cos]



Z₁Z₂

1







=[1,883,2

 0,767



].cos(8,885^o) 1,698





24 113.



1

 Z_

1,698

d_w1– đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ,

d_w1 2a_w1/ (u_t11)

 2.104/ (4,7 1) 36,5 (mm)

K_H– hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

K_H K_H.K_H.K_Hv

với: K_Hα– hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các

đôi răng đồng thời ăn khớp, ta có vận tốc vòng của

bánh răng:

GVHD: Trần Văn Hiếu

SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01

Page 19

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

d_w1.n₁

Phương án số 39

.36,5.2922

v 



 5,58 (m/s)

60000

với v=5,58 (m/s) tra bảng 6.13[1] ta chọn cấp chính

xác là cấp 8

tra bảng 6.14[1] với cấp chính xác là cấp 8, v=5,58

(m/s) ta được:

K_H1,095

K_F1,282

K_Hβ– đã tra ở trên, K_Hβ= 1,15

K_Hv– hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp

v_H.b_w1.d_w1

K_Hv1

2T .K_H.K_H

1

trong đó:

v_H _H.g_o.v. a_w1/ u_t1

  0,002;







H

tra bảng 6.15[1] và 6.16[1] ta được

g_o 56

 v_H 0,002.56.5,58. 104 / 4,7  2,94

2,94.31,2.36,5

K_Hv1

1,057

2.23180,02.1,15.1,095

 K_H1,15.1,095.1,057 1,33

2.23180,02.1,33(4,7 1)

 _H 274.1,75.0,767.

31,2.4,7.36,5²

=493,3 (MPa) < [_H]  495,96 (MPa)

 Xác định lại chính xác chiều rộng vành răng :

²







²

_H

[_H]

493,3



b   .a .

 0,3.104.

 30,93  31 (mm)



w1

ba w1









495,46



2.6 . Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng thì ứng suất uốn sinh ra tại chân

răng không được vượt quá một giá trị cho phép.

2T .K_F.Y .Y .Y_F1

1





_F1

[_F1]

b_w1.d_w1.m

GVHD: Trần Văn Hiếu

SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01

Page 20

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Phương án số 39

_F1.Y_F2

_F2

[_F2]

Y_F1

trong đó : T₁– momen xoắn trên trục bánh răng chủ động

m – môđun pháp

b_w– chiều rộng vành răng

d_w1– đường kính vòng lăn

Y_- hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

Y 1/ _với



_- hệ số trùng khớp ngang đã tính



ở trên

 Y 1/1,698  0,59



- hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

Y



Y 1^o/140 18,885/140  0,9365



Y_F1, Y_F2– hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2, phụ thuộc

vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh

Z₁

24

cos³ cos³8,885

Z₂

113

cos³ cos³8,885



Z_v1

Z_v2



 24,885

117,17



ta có :











tra bảng 6.18[1] ta được :

Y_F1 3,9

Y_F2 3,6

K_F– hệ số tải trọng khi tính về uốn,

K_F K_F.K_F.K_Fv

trong đó :

K

_F- hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các

đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn tra bảng

6.14[1] ta được K_F1,27

_F- hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên

K

chiều rộng vành răng khi tính về uốn tra bảng 6.7[1] ta

được

K_F1,32

K

_Fv- hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn

v_F.b_w1.d_w1

K_Fv1

2T .K_F.K_F

1

GVHD: Trần Văn Hiếu

SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01

Page 21

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Phương án số 39

v_F _F.g_o.v. a_w1/ u_t1

với:

tra bảng 6.15[1] ta được

tra bảng 6.16[1] ta được



_F=0,006

_o=56

g

v  0,006.56.5,58. 104 / 4,7  8,82

nên

F

8,82.30,93.36,5

 K_Fv1

1,128

2.23180,02.1,33.1,27

 K_F1,32.1,27.1,128 1,89

2.23180,02.1,89.0,59.0,9635.3,9

 _F1

114,712 (MPa)

30,93.36,5.1,5

114,712.3,6

 _F2

105,888 (MPa)

3,9

Ta có: [_F1] [_F]₁.Y_R.Y .K_xF

s

[_F2] [_F]₂.Y_R.Y .K_xF

s

Y_s= 1,08-0,0695.ln(m)

=1,08-0,0695.ln(1,5)=1,0518

Y_R= 1(bánh răng phay), K_xF=1 (vì d_a<400 mm)

[_F1]  252.1.1,0518.1 266,6412 (MPa)

[_F2]  236,57.1.1,0518.1 248,824 (MPa)

 114,712 [ ]=266,6412 (MPa)







F1

Ta có:

_F2105,888 [_F1]=248,824 (MPa)



thoả mãn điều kiện về độ bền uốn của răng.

2.7. Kiểm nghiệm điều kiện quá tải

Ta có:

=2,2

K_qt T_max/ T

trong đó:

K_qt– hệ số quá tải

T_max– momen xoắn quá tải

T - momen xoắn danh nghĩa

Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy giòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực

đại không được vượt quá một quá trị cho phép tức là :

_Hmax _H. K_qt [_H]_max

_Hmax 493,3. 2,2  731,68 1260 (MPa)

GVHD: Trần Văn Hiếu

SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01

Page 22

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Phương án số 39

Để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng

suất uốn cực đại tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá

trị cho phép tức là:

_Fmax _F.K_qt[_F]_max

_F1max114,712.2,2  252,3664  464 (MPa)

_F2max105,888.2,2  232,9536  360 (MPa)



Thoả mãn điều kiện quá tải

2.8. Xác định một vài thông số và kích thước của bộ truyền

 Đường kính vòng chia:

d₁ mz₁/ cos 1,5.24 / cos(8,885^o)  36,44 (mm)

d₂ mz₂/ cos 1,5.113/ cos(8,885^o) 171,56 (mm)

 Đường kính vòng lăn:

d_w1 2a_w1/ (u₁1)  2.104 / (4,7 1) 36,5 (mm)

d_w2 d_w1.u₁ 36,5.4,7 171,5 (mm)

 Khoảng cách trục chia:

a₁ 0,5m.(Z₂ Z₁) / cos

 0,5.1,5.(24 113) / cos(8,885^o) 104 (mm)

 Đường kính đỉnh răng:

d_a1 d₁ 2(1 x₁ y₁)m

=36,44+2(1+0-0).1,5=39,44 (mm)

d_a2 d₂ 2(1 x₂ y₁)m

=171,56+2(1+0-0).1,5=174,56 (mm)

 Đường kính đáy răng :

d_f1 d₁ (2,5  2x₁)m

=36,44 (2,5 2.0).1,5 32,69 (mm)

d_{f 2} d₂ (2,5  2x₂)m

=171,56 (2,5 2.0).1,5 167,81 (mm)

 Đường kính cơ sở:

d_b1 d₁.cos  36,44.cos20^o34,242 (mm)

d_b2 d₂.cos 171,55.cos20^o161,204 (mm)

o

 Góc prôfin gốc:

  20

GVHD: Trần Văn Hiếu

SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01

Page 23

Đồ án môn Chi tiết máy - Mai Văn Tú