Đồ án môn Chi tiết máy (Mới nhất)

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Lời nói đầu

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong

chương trình đào tạo kỹ sư cơ khí đặc biệt là đối với kỹ sư nghành chế tạo

máy. Đồ án môn học Chi Tiết Máy là môn học giúp cho sinh viên có thể hệ

thống hoá lại các kiến thức của các môm học như: Chi tiết máy, Sức bền

vật liệu, Dung sai, Chế tạo phôi, Vẽ kỹ thuật .... đồng thời giúp sinh viên

làm quen dần với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế

đồ án tốt nghiệp sau này.

NỘI DUNG CỦA ĐỒ ÁN ĐƯỢC CHIA LÀM 5 PHẦN:

Phần I: Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền :

I. Chọn động cơ.

II. Phân bố tỉ số truyền.

III. Tính toán các thông số trên trục

Phần II: Tính toán thiết kế các bộ truyền trong hộp giảm tốc:

I. Thiết kế bộ truyền xích

II. Thiết kế các bộ truyền trong hộp giảm tốc

III. Kiểm tra các điều kiện trạm trục bôi trơn

Phần III: Tính toán trục

I-Chọn vật liệu.

II-Tính thiết kế trục.

III- Tính toán ổ lăn.

IV-Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp.

Phần IV: Thiết kế vỏ hộp giảm tốc

Phần V: Thống kê các kiểu lắp ,trị số sai lệch giói hạn và dung sai các

kiểu lắp

Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợp còn

có những mảng chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các

tài liệu và bài giảng của các môn có liên quan song bài làm của em không

thể tránh được những sai sót. Em rất mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo

thêm của thầy cô để em cũng cố và hiểu sâu hơn , nắm vững hơn về những

kiến thức đã học hỏi được.

Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn tất cả các thầy cô giáo trong bộ

môn đặc biệt là thầy giáo Nguyễn Quang Hưng đã tận tình hướng dẫn em

thực hiện đồ án này.

1

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Bảng thông số:

Lực vòng xích tải : Ft = 3700 N

Số răng đĩa xích tải : Z = 19 răng

Thời gian phục vụ : 6 năm

Tỷ lệ số ngày làm việc mỗi năm : 1/2

Bước xích tải : t = 55 mm

Tỷ lệ thời gian làm việc mỗi ngày : 2/3

Vận tốc xích tải : v = 1,2 m/s

Tính chất tải trọng : Không đổi,quay một

chiều

K

bd =1,4

Phần I :CHỌN ĐỘNG CƠ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

I. Chọn động cơ

- Chọn động cơ điện để dẫn động máy móc hoặc các thiết bị công nghệ là

công việc đầu tiên trong quá trình tính toán thiết kế máy.Trong công nghiệp

sử dụng nhiều loại động cơ như: Động cơ điện một chiều , động cơ điện

xoay chiều

.Mỗi loại động cơ có một ưu nhược điểm riêng,tùy thuộc vào các yêu cầu

khác nhau mà ta chọn loại động cơ cho phù hợp

- Với phương án thiết kế hộp giảm tốc hai cấp phân đôi ở cấp chậm sẽ có:

Ưu điểm :

- Tải trọng sẽ được phân bố đều cho các ổ.

- Giảm được sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng vành

răng nhờ các bánh răng được bố trí đối xứng với các ổ.

- Tại các tiết diện nguy hiểm của các trục trung gian và trục ra mômen xoắn

chỉ tương ứng với một nửa công suất được truyền so với trường hợp không

khai triển phân đôi.

- Nhờ đó mà hộp giảm tốc loại này nói chung có thể nhẹ hơn 20% so với

hộp giảm tốc khai triển dạng bình thường.

Nhược điểm:

- Nhược điểm của hộp giảm tốc phân đôi là bề rộng của hộp giảm tốc tăng

do ở cấp phân đôi làm thêm 1 cặp bánh răng so với bình thường. Do vậy

cấu tạo bộ phận ổ phức tạp hơn, số lượng các chi tiết và khối lượng gia

công tăng lên có thể làm tăng giá thành của bộ truyền.

2

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

1. Xác định công suất đặt trên trục của động cơ

Công suất động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ , đảm bảo cho

khi động cơ làm việc nhiệt độ sinh ra không được lớn hơn nhiệt độ cho

dc

phép. Muốn vậy cần có:

trong đó :

>

P_dmP_dt

^dc: công suất định mức của động cơ

^dc:công suất đẳng trị của động cơ

P_dm

P_dt

dc

Do tải trọng không đổi nên ta có :

=

P_dtP_lv

dc

:công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ

P

lv

P^ct

dc

^lv(1.1)

^

P

lv



ct

lv

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

:hiệu suất truyền động (toàn hệ thống)

P





- Công suất làm việc trên trục công tác :

F .v

37001,2

^ct



 4,44(kW)

t

P_lv

1000

- Theo sơ đồ đề bài thì:

__b^k_r_o^m_l_kn_x

Ghi chú:

(1.2)

+ m là số cặp ổ lăn (m = 4)

+ k là số cặp bánh răng (k = 3)

Tra bảng 2.3[1] ta được các giá trị hiệu suất ứng với mỗi chi tiết như

sau:

_ol 0,99

+

_br 0,97

+

_k1

+

_x 0,93

-Thay các giá trị trở lại công thức (1.2) ta tính được:

 0,99⁴ 0,97³10,93  0,82 (%)





ct

- Thay các giá trị

 4,44 ;   0,82 vào (1.1) ta tính được công suất làm

P_lv

việc danh nghĩa trên trục công tác

3

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

ct

lv

4,44

0,82

dc

lv

P



 5,415(kW)

^

P



Vậy công suất đẳng trị trên trục động cơ ^dc ^dc 5,415(kW)

P_dtP_lv

2. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ

- Số vòng quay của bộ phận công tác là:

v

1,2

n_ct 60000

 60000

 68,9 (v/phút)

z.t

1955

v

z

t

: vận tốc đĩa xích tải

: số răng xích tải

: bước xích tải

+) Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ:

 1500v / ph (kể đến sự trượt

n

db

 1450v / ph ) ,như vậy tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống:

n_db

1450

_n_db



 21,04 .ta thấy tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống nằm

u_sb

68,9

n_ct

trong khoảng tỉ số truyền nên dùng của bộ truyền bánh răng trụ hai cấp.

Vậy số vòng quay đồng bộ được chọn của động cơ là 1500 v/ph

Chọn động cơ

-Động cơ loại 4A có khối lượng nhẹ hơn loại K và DK.Phạm vi công suất

lớn và số vòng quay đồng bộ lớn loại K và DK căn cứ vào giá trị công suất

đẳng trị và số vòng quay đồng bộ của động cơ ta chọn động cơ sao cho thỏa

mãn

dc

^dc 5.415(kW)









P_dmP_dt





n_db n_sb 1500(v / phút)

- Tra bảng phụ lục P1.1[1] ta chọn được động cơ là 4A112M4Y3

T_max

T_dn

T_K

T_dn

Kiểu động cơ

Công

suất

Vòng

quay

cos

%

(kW)

4A112M4Y3

5,5

1425

0,85

85,5

2,2

2,0

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

Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ

Khi khởi động , động cơ cần sinh ra một công suất mở máy đủ lớn để

thắng sức ỳ của hệ thống : điều kiện mở máy

dc



kW

P_mmP_cbd

dc

: công suất mở máy của động cơ

P

mm

4

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

dc



*

P_mmK_mmP_mm

dc

_T_K

 2,0 

K_mm

 2,0*5,5  11 kW

P

mm

T_dn

dc

:công suất cản ban đầu trên trục động cơ

K

cbd

dc



*

K_cbdK_lvK_bd

 1,4 : hệ số cản ban đầu

K_bd

^dc 5,286 

 5,415*1,4  7,581 kW

dc

P_lv

 11 

P

cbd

dc

 7,581  Đảm bảo điều kiện mở máy.

^P_mm

P

cbd

II. Phân phối tỉ số truyền.

Tỉ số truyền chung của hệ thống u_

n_dc

u_=

n_ct

n

_dc 1425 : số vòng quay đã chọn của động cơ

n

_ct 68,9 : số vòng quay trên trục công tác

1425

u

_

 20,68

68,9

Với hệ dẫn động gồm các bộ truyền mắc nối tiếp :



*

u_u_ngu_h

+

u_h

u_ng

: tỉ số truyền bên trong hộp giảm tốc.

: tỉ số truyền ngoài của bộ truyền xích.



u_hu₁^*u₂

u₁

+

: tỉ số truyền của cấp nhanh

u₂

+

: tỉ số truyền của cấp chậm

Tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp

+)Với hệ dẫn động gồm HGT 2 cấp bánh răng nối với bộ truyền xích

ngoài hộp ta có:

u

_ng (0,15  0,1)u_ (0,15  0,1)20,68  (1,44 1,76) .với tỉ số truyền nên

5) ta chọn u_ng 1,5

dùng của bộ truyền xích (1,5



u_

20,68

1,5

 u_h



 13,79

u_ng

Tỉ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc

u

_h u₁*u₂

5

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY





K _{c 2}

ba 2

3

u₂ 1,2776 

^.u_h



ba 1



 11,3

^;^ba2

K_c2

Với

1,2 1,3

ba1





K_c2

^ba2

 1,2776 1,31,213,79  3,55

3

 1,2776

3

u₂

u

h



ba1

13,79

u_h



 3,88

^u₁

^u₂

3,55

Kết luận:

Vậy thông số về tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống dẫn động được thể hiện

qua bảng sau:

Trong hộp (u_h 13,79

)

Ngoài hộp

Tỉ số truyền

chung (u_

u₁

u₂

)

(Bộ truyền xích)

Cấp nhanh ( ) Cấp chậm ( )

20,68

3,88

3,55

1,5

III.Tính toán các thông số trên các trục

Ký hiệu các chỉ số tính toán như sau:chỉ số “dc”ký hiệu trục động

cơ,các chỉ số “I”,”II”,”III” chỉ các trục I,II và III.

1.Tính công suất trên các trục:

Công suất trên các trục được tính lần lượt như sau :





 5,41510,99  5,36(kW)

 

P_IP_dc

k

o





 5,360,970,99  5,147(kW )

o

 

P_IIP_I

br





 5,4170,97 0,99  4,94(kW)

 

P_IIIP_II

br

o





 4,940,99.0,93  4,548(kW )

x

 

P_IVP_ctP_III

o

2.Tính số vòng quay trên các trục :



1425(v / phút)

n_In_dc

1425

n_I

^u₁

n_II



 367(v / phút)

3,88

367

n_II

^u₂

_n_III

u_ng



103(v / phút)

 69(v / phút)

n_III

3,55

103

1,5



n_ct

6

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

3.Tính mômen xoắn trên các trục :

Mômen xoắn trên trục thứ k được xác định theo công thức sau:

9,5510⁶

P

k



trong đó :

: công suất trên trục k

T_k

P_k

n_k

:số vòng quay trên trục k

9,5510⁶5,415



 36290(N.mm)

^T_dc

1425

9,5510⁶5,36

1425

9,5510⁶5,417

367

9,5510⁶4,94

103

9,5510⁶ 4,548

69



 35921(N.mm)

T_I



 140960(N.mm)

 458029(N.mm)

 629470(N.mm)

T_II



T_III



T_ct

4.Lập bảng kết quả

Trục Động

Thông số cơ

Công suất(kW) 5,415

Tỷ số truyền(u)

I

II

5,417

367

III

IV

5,36

4,94

103

4,548

1

3,88

3,55

1,5

Số vòng

1425

69

quay(v/phút)

Mômen(N.mm) 36290

140960

35921

458029 629470

T_I^'_I

 70480

2

PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN TRONG HỘP

GIẢM TỐC

I.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH

1.Chọn loại xích

Có 3 loại xích :xích ống ,xích con lăn và xích răng.Trong 3 loại xích

trên ta nên chọn xích con lăn để thiết kế vì nó có ưu điểm:

Có thể thay thế ma sát trượt ở ống và răng đĩa(ở xích ống) bằng ma

sát lăn ở con lăn và răng đĩa(ở xích con lăn).Kết quả là độ bền của xích con

lăn cao hơn xích ống ,chế tạo xích con lăn không khó bằng xích răng.

Ngoài ra: Xích con lăn có nhiều trên thị trường suy ra dễ thay

thế,phù hợp với vận tốc yêu cầu (69 vòng/phút).

Vì công suất sử dụng không quá lớn nên chọn xích một dãy.

2.Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích

a.Chọn số răng đĩa xích

- Số răng đĩa xích càng ít,đĩa bị động quay càng không đều,động

năng va đập càng lớn ,xích mòn càng nhanh.Vì vậy ta chọn số răng tối

7

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

thiểu của đĩa xích(thường là đĩa chủ động ) là:



 13 15

Z₁Z_min

Theo công thức thực nghiệm

 29  2u  29  21,5  26

Z₁

Theo bảng 5.4[1] chọn Z₁=27 răng

Từ số răng đĩa xích nhỏ ta có số răng đĩa xích lớn là :



Z₂^{ u }Z₁Z_max

 120 đối xích con lăn

Z_max

 1,5 27  40,5

^Z₂

Z₂

Chọn

 41 

Z

max

Như vậy tỉ số truyền thực của bộ truyền xích là

41



 1,52

u_x

27

b.Xác định bước xích t:

-Bước xích t được xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề,điều

kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích được viết dưới

dạng:

 Pkk_zk_n [P]

P_t

Trong đó: P_t:công suất tính toán(kW)

P:công suất cần truyền trên trục III (kW) P=P _III=4,94

[P]:công suất cho phép (kW)

k _z:hệ số số răng

25

_Z₀₁



 0,925(Z₀₁số răng đĩa nhỏ tiêu chuẩn)

k_z

k_n

27

Z₁

_n₀₁

n₁

:hệ số vòng quay

⁺n₀₁^{tra bảng 5.5[1] gần nhất với}n₁

50



 0,485

^k_n

103

k : hệ số sử dụng

k  k₀k_ak_dck_btk_dk_c

k₀

+

: hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền

k_a

: hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích

: hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích

: hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn

k_dc

k_bt

k_d

k_c

: hệ số tải trọng động,kể đến tính chất của tải trọng

: hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền

8

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

- Các thông số trên được tra trong bảng 5.6[1]

k₀ 1

+

: Góc nối hai tâm xích hợp với phương ngang góc  60⁰

k_a 1

: Do chọn khoảng cách trục a=(30 50)t



k_dc 1,25

k_bt 1,3

: Do chọn vị trí trục không điều chỉnh được

: Môi trường có bụi nhưng vẫn đảm bảo bôi trơn

: Chế độ làm việc êm

k_d 1

k_c 1,25

: Làm việc 2 ca

 k  111,251,311,25  2,03

Vậy

 4,94 2,030,9250,485  4,499(kW)

P_t

Tra bảng 5.5[1] với n₀₁=50 v/phút

Chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích :

t = 31,75 mm thỏa mãn điều kiện bền

 4,499  [P]  5,83(kW)

P_t

Đồng thời theo bảng 5.8[1] ta có : t 

 50,8 mm

t

max

c.Khoảng cách trục và số mắt xích:

+Khoảng cách trục:chọn a=30t=30.31,75=952,5 mm

+Số mắt xích x

Z₁ Z₂(Z₂ Z₁)²t

2a

x 



4 ²a

t

2

2952,5 27  41 (41 27)²31,75





 94,17 (mắt xích)

4 ²952,5

31,75

2

Chọn x=94 (mắt xích)

Tính lại khoảng cách trục theo x đã chọn:

a  0,25t{x_c 0,5(Z₂ Z₁)  [x_c 0,5(Z₂ Z₁]² 2[(Z₂ Z₁) /]²}

 0,2531,75{94  0,5(41 27)  [94  0,5(41 27)]² 2[(41 27)/ ]²}

=949,87 mm

Để xích không phải chịu lực căng quá lớn giảm a đi một lượng:

a  0,003a  0,003949,87  2,85

 a  949,87  2,85  947,02 mm

Chiều dài xích L=t.x=31,75.94=2984,5 mm

Số lần va đập i của bản lề xích trong 1 giây

Z₁.n

27.103

1

i 

 [i]  i 

1,97  [i]  25(với t=31,75 mm)

15.x

15.94

d.Kiểm nghiệm đĩa xích về độ bền

Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên

chịu trọng va đập trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm ngiệm về quá

tải theo hệ số an toàn:

9

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Q

s 

 [s]

k_d.F  F_o F_v

t

Trong đó : Q : tải trọng phá hỏng tra bảng 5.2[I] Q=88,5.10³N

k_d:hệ số tải trọng động

k_d=1,2 (bộ truyền làm việc trung bình)

Z₁.t.n₁

1000P

F_tlực vòng :F 

(

v 

 1,47 )

t

v

60000

1000.4,94

 F 

 3360,5N

t

1,47

F_vlực căng ly tâm :F_v q.v² 3,8.1,47² 8,2 N(q:khối lượng 1

mét xích tra bảng 5.2[I])

F

_o 9,81.k _fqa  9,81.4.3,8.0,947  141,2N (k _f 4 bộ truyền

nghiêng góc <40^o)

88,5.10³

 s 

 21,16 theo bảng 5.10[I] với n=50v/phút

1,2.3360,5 141,2  8,2

 [s]  7  s  [s]  bộ truyền đảm bảo độ bền

e.Đường kính đĩa xích

Đường kính vòng chia của đĩa xích được xác định:

t

31,75

d₁



 273,48mm



Z₁

180

sin(

)

sin(

)

27

 414,76mm

31,75

180

d₂

sin(

)

41

Đường kính vòng đỉnh:

180

27

d_a1 t[0,5  cot g

]  31,75[0,5  cot g

]  287,51

Z₁

180

d_a2 31,75[0,5  cot g

]  31,75[0,5  cot g

]  429,42

Z₂

41

Đường kính vòng chân:

d _f d₁ 2r

Với r  0,5025d_l 0,05  0,5025.19,05 0,05  9,62mm

d_l19,05 tra bảng 5.2[I]

 d _{f 1} 273,48 2.9,62  254,24mm

 d _{f 2} 414,76  2.9,62  395,52mm

Các kích thước còn lại tính theo bảng 13.4[I]

f.Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của bộ truyền

Ứng suất tiếp xúc :  _Htrên mặt răng đĩa xích phải thỏa mãn điều kiện

10

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

k_r(F .k_d F_vđ)E

t

 _H 0,47.

 [ ]

A.k_d

Trong đó:[

 ] ứng suất tiếp xúc cho phép Mpa

F_vđlực va đập trên m dãy xích N

F

_vđ 13.10^7.n₁.t³.m  13.10^7.103.31,75³.1  4,29N

_t 3360,5N

[

 _H] tra bảng 5.11[I] =[500

600] Mpa

Với đĩa xích nhỏ k_d 1:hệ số phân bố không đều tải cho các dãy(xích

1 dãy)

k

_d 1 hệ số tải trọng động

k_rhệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích,phụ thuộc vào Z

Z

₁ 27  k_r 0,42

E=2,1.10⁵Mpa

A=262mm²tra bảng 5.12[I]

0,42(3360,5  4,29)2,1.10⁵

  _H 0,47.

 500,22MPa

262

Như theo bảng 5.11[I] dùng thép C45 tôi cải thiện có độ rắn bề mặt

(170 210)HB.Ứng suất tiếp xúc cho phép:  _H (500  600)MPa là vật liệu



đảm bảo để chế tạo đĩa xích

Với đĩa xích lớn Z₂ 41  k_r2 0,27

k_r2(F .k_d F_vđ)E

t

 _{H 2} 0,47.

A.k_d

F

_vđ 13.10^7n_ct.t³.m

Với n_ct 69v / phút số vòng quay của trục công tác

 F_vđ 13.10^7.69.31,75³.1  2,87

0,27(3360,5  2,87)2,1.10⁵

 _{H 2} 0,47.

 400,98 Mpa

262

Vật liệu và nhiệt luyện của đĩa xích 2 tương tự của đĩa xích 1

g.Xác định lực tác dụng lên trục

Có F_r k_x.F

t

k _xhệ số kể đến trọng lượng xích

k

_x 1,15(bộ truyền nằm ngang)

 F_r1,15.3360,5  3864,6N

II.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

2.1 Bộ truyền bánh trụ răng thẳng ở cấp nhanh

1.Chọn vật liệu :theo bảng 6.1[I]

-Ta chọn vật liệu nhóm I có độ rắn HB<350: cụ thể tra bảng 6.1[I] ta chọn:

Bánh răng nhỏ: thép 45 tôi cải thiện, đạt độ rắn HB = 241÷285

11

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Có: _b1 850MPa

, _ch1 580MPa ,chọn HB₁ 250

Bánh răng lớn :thép 45 tôi cải thiện,đạt độ rắn HB= 192240

Có: _b2 750MPa , _ch2 450Mpa ,chọn HB₂ 230

2.Tính ứng suất cho phép:

Tra bảng 6.2[I] ta chọn:

Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở:  _H^o_lim 2HB  70

Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc S_H 1,1

Ứng suất uốn cho phép khi tính về uốn,ứng với số chu kì cơ

sở: _F^o_lim 1,8HB

Hệ số an toàn khi tính về uốn S _f 1,75

Vậy:  _H^o_lim1 2HB₁ 70  2.250  70  570MPa

 _H^o_{lim 2} 2HB₂ 70  2.230  70  530MPa

 _{F lim1} 1,8HB₁1,8.250  450MPa

 _{F lim 2} 1,8HB₂1,8.230  414MPa

- Ứng suất tiếp xúc cho phép [ ]

Ứng suất tiếp xúc cho phép được tính theo công thức:

 _H^o_lim

S_H

[ ] 

.Z_R.Z_V.K_XH.K_HL

Tính sơ bộ lấy Z_R.Z_V.K_XH 1

Bộ truyền quay 1 chiều và tải trọng không đổi nên hệ số xét đến ảnh hưởng

đặt tải trọng :K_FC 1

K_HL:hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải

trọng của bộ truyền:

N_HO

m_H

K_HL



N_HE

N_HO:số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

N_HO1 30.HB^2,4 N_HO1 30.250^2,4 1,7.10⁷

 N_Ho2 30.230^2,4 1,39.10⁷

Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương:

N

_HE 60.c.n.t_

Trong đó : n : số vòng quay trong 1 phút

t_:tổng số thời gian làm việc của bánh răng đang xét

c:số lần ăn khớp trong 1 vòng quay :c=1

365.6.24.2

t_

=

 17520 giờ

2.3

 N_HE1

60.1.1425.17520=149,8.10⁷

 N_HE2 60.1.367.17520  38,58.10⁷.Ta thấy N_HE N_HO K_HL 1

 _H^o_lim

S_H

570

Bánh nhỏ :[ _H1] 



 518,18MPa

1,1

12

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

 _{H lim}

S_H

530

1,1

Bánh lớn:[



_{H 2}] 



 481,81MPa

Ta sử dụng bánh răng thẳng có:

[ _H1 _{H 2}

]

518,18  481,81

[ _H] 



 500  1,25.481,81  602,26MPa (thỏa mãn)

2

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

[ _H]_max 2,8._ch1 2,8.580  1624MPa

- Ứng suất uốn cho phép [ _F

]

ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức:

 _F^o_lim.K_FC.K_XF.K_FL.Y_R.Y_S

[ _F] 

S_F

Với :  _F^o_limứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở

 _F^o_lim1 1,8HB₁ 1,8.250  450MPa

 _F^o_{lim 2} 1,8.HB₂ 1,8.230  414MPa

K_FChệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải bằng 1(bộ truyền quay 1 chiều)

Số chu kỳ thay đổi ứng suất khi thử về uốn:

N_FO1 N_FO2 4.10⁶(với mọi loại thép)

Vì bộ truyền chịu tải trọng tĩnh : N_FE N_HE

N_FE1 N_HE1 149,8.10⁷

N_{FE 2} N_HE2 38,58.10⁷

:

Ta thấy N_FE N_FO

 Lấy N_FE N_FO K_FL 1

Y_s:hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

K _XF:hệ số xét đến kích thước bánh răng , ảnh hưởng đến độ bền uốn

Trong bước tính toán sơ bộ lấy:Y_R.Y_S.K_XF 1

 _F^o_lim

S_F

 _F^o_lim1

S_F

450.1.1

1,75

Do vậy [ _F] 

 [ _F1] 



 257,14MPa

 _F^o_{lim 2}

[ _{F 2}] 

S_F

414.1.1



 236,57MPa

1,75

Ứng suất cho phép khi quá tải :vì HB=241285<350 nên:

[ _F1]_max 0,8._ch 0,8.580  464MPa

3.Tính sơ bộ khoảng cách trục:

- Khoảng cách trục được xác định theo công thức:

T₁.K_H

[ _H]².u. _ba



3

a_w K .(u 1)

Trong đó: K^hệ số vật liệu của cặp bánh răng

T₁mômen xoắn trên trục chủ động (trục I)

[ _H]  500MPa ứng suất tiếp xúc cho phép

u : tỉ số truyền của bộ truyền

K

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

13

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc

Tra bảng 6.6[I] chọn  _ba 0,35

Tra bảng 6.5[I] chọn K^ 49,5 MPa ¹

3

Với hệ số :

 _bd 0,5 _ba(u 1)  0,5.0,35(3,88 1)  0,854.Tra bảng 6.7[I] ,chọn

K_H 1,0354

35921.1,0354

500².3,88.0,35

3

Vậy a_w 49,5(3,88 1)

 115,58 :chọn bằng 116mm

- Xác định các thông số ăn khớp:

+ Môđun : m=(0,01 0,02)a_w=(1,22,4)



Tra bảng 6.8[I] ta chọn môđun pháp m=2

+Chiều rộng vành răng :b_w a_w. _ba 116.0,35  40,6mm

Chọn b_w2 41mm và để đảm bảo chất lượng ăn khớp ta chọn b_w1 46mm

>

b_w2

+Xác định số răng Z₁,Z₂(răng trụ răng thẳng)

2a_w

2.116

Số răng bánh nhỏ :Z₁



 23,77,chọn Z₁ 25 răng

m(u 1) 2(3,88 1)

Số răng bánh lớn : Z₂ u.Z₁ 3,88.25  97 chọn Z₂ 97 răng

97



tỉ số truyền thực u_t

 3,88

25

mZ_t

2.122

2

Tính lại khoảng cách trục :a_w



 122mm

2

4.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện:

2T_IK_H(u 1)

 _H Z_mZ_HZ_

 [ _H]

2

b_w.u.d_w1

Trong đó: Z_m:hệ số kể đến cơ tính của vật liệu,các bánh răng ăn khớp tra

bảng 6.5[I] được Z_m 274MPa ¹

3

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

2

Z_H



1,76 (=20⁰theo TCVN)

sin 2.20^o

sin 2_tw

Z_: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng xác định như sau:

(4 _)

Z_

khi _ 0

3

_a:hệ số trùng khớp ngang

1

_a [1,88  3,2(



)]  [1,88  3,2(



)]  1,719

Z₁Z₂

25 97

14

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

(4 1,719)

 Z_

 0,872

3

K_H: hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

K_H K_HK_HK_Hv

Với

vành răng,tra bảng 6.7[I] K_H 1,0354 (sơ đồ 6)

_H: hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng cho các đôi

K_H:hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng

K

răng đồng thời ăn khớp. K_H 1(vì bánh răng thẳng)

Vận tốc vòng của bánh răng v  d_w1n₁/ 60000

d_w1:đường kính vòng lăn bánh nhỏ(bánh chủ động)

2.a_w

2.122

d_w1



 50mm

u 1 3.88 1

 v  3,14.50.1425/ 60000  3,73(m/ s)<5 m/s .

+Tra bảng 6.13[I] ta có:cấp chính xác động học =8

+Tra bảng 6.15[I] ta có : _H 0,004

+Tra bảng 6.16[I] ta có : g₀ 56

Vậy ta tính được :

122

v_H 0,004563,73

 4,685

3,88

K_Hv:hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

v_H.b_w.d_w1

4,685.40,6.50

K_HV 1

 1

 1,128

2T₁.K_H.K_H

2.35921.1,0354

 K_H1,128.1.1,0354  1,176

2.35921.1,176(3,88 1)

Vậy  _H 274.1,76.0,872

 430,26 MPa

40,6.3,88.50²

Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :

- Trong trường hợp tính chính xác ta có:

 _H







 _H_{( phan 2)} Z_R.Z_V.K_XH



- Với v=3,73 < 5 (m/s)  Z_V1

- Với cấp chính xác động học là 8, chọn mức chính xác tiếp xúc là 8

khi đó nhẵn bề mặt là R_a 2,51,25mZ_R 0,95

- Với d_a 700 (mm) suy ra K_XH1

 Vậy ta tính được :



 _H



 5001 0,951  475MPa

Vậy ra có  _H nên bánh răng thỏa mãn điều kiện tiếp xúc.



 _H



5.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

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

15

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

không vượt quá một giá trị cho phép:

2T₁K_FY_Y_Y_F1

 _F1



 [ _F1]

b_wd_w1m

 _F1Y_{F 2}

 _{F 2}



 [ _{F 2}]

Y_F1

Trong đó: T₁-momen xoắn trên bánh chủ động, N.mm

m-mođun pháp,mm

b_w-chiều rộng vành răng,mm

d_w1-đường kính vòng lăn bánh chủ động,mm

1

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

_

1

Y_

 0,58

1,719

Y_ 1-hệ số kể đến độ nghiêng của răng

Y_F1,Y_{F 2}-hệ số dạng răng của bánh 1 và 2,phụ thuộc vào số răng tương

đương ( z_v1 Z₁ 25 và z_v2 Z₂ 97 ),tra bảng 6.18[I]:Y_F1 3,9,Y_{F 2} 3,6

K_F-hệ số tải trọng khi tính về uốn : K_F K_FK_FK_Fv

Với

K

_F- ,tra bảng 6.7[I] :K_F 1,0808

_F-tra bảng 6.14[I] với bánh răng thẳng K_F 1

K_Fv-hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi

tính về uốn

K

v_Fb_wd_w1

K_Fv 1

2T₁K_FK_F

a_w

122

Với v_F _Fg_ov

 0,011.56.3,73

 12,884

u

3,88

12,884.40,6.50

 K_Fv 1

 1,337

2.35921.1,0808.1



hệ số tải trọng khi tính về uốn :K_F1,337.1.1,122 1,5

Ứng suất sinh ra tại chân răng bánh chủ động:

2.35921.1,5.0,58.1.3,9

 _F1



 60,039MPa <[ _F1]  257,14MPa

40,6.50.2

Ứng suất sinh ra tại chân bánh răng bị động:

60,039.3,6

 _{F 2}



 55,42MPa <[  _{F 2}]  236,57MPa

3,9

Tính chính xác ứng suất uốn cho phép:

-Ta có thể tính chính xác ứng suất uốn cho phép như sau:

 _F





 _F

_{1( phan 2)}Y_RY_S K_XF

1

+ Với m=2 (mm) suy ra Y_S 1,08  0,0695.ln(2)  1

16

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

+ Do ta có d_a 400 nên K_XF1

Y_R 1

+ Th«ng th-êng ta còng cã

Vậy ta có :



 _F







 _F_{1( phan 2)} 257,14 (MPa)

1

 _F₂

 _F_{2( phan 2)} 236,57 (MPa)

- Từ kết quả tính được suy ra :

 _F1 60,039MPa 



 _F



 257,14MPa









 _F1¹ 236,50MPa

 Cặp bánh răng thỏa

 _{F 2} 55,42MPa 

mãn điều kiện bền uốn.

6.Kiểm nghiệm răng về quá tải

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (lúc mở máy,hãm máy) với

T_max

hệ số quá tải K_qt

 2,2.Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa

T

vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại.

Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt ứng suất tiếp xúc

cực đại  _{H max}không được vượt quá một giá trị cho phép:

 _{H max}  _HK_qt 430,26 2,2  638,18MPa<[ _{H max}]  1624MPa thỏa

mãn điều kiện

Đồng thời để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn

chân răng ứng suất uốn cực đại  _{F max}phải thỏa mãn điều kiện:

 _{F max}  _{F 2}K_qt 55,42.2,2  121,924MPa  [ _{F max}]  464MPa

thỏa mãn

điều kiện

Thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh:

a_w 122

Khoảng cách trục(mm)

Mođun bánh răng(mm)

Tỉ số truyền

m  2

u  3,88

b_w 40,6  b_w1 46;b_w2 41

Z₁ 25, Z₂ 97

d₁ 50;d₂ 194

d_w1 50;d_w2 194

d_a1 54;d_a2 198

d _{f 1} 45;d _{f 2} 189

Chiều rộng bánh răng(mm)

Số răng của các bánh(chiếc)

Đường kính vòng chia(mm)

Đường kính vòng lăn(mm)

Đường kính đỉnh răng(mm)

Đường kính đáy răng(mm)

d_b1 46,98;d_b2 182,3

_ 1,719

  20^o

Đường kính cơ sở(mm)

Hệ số trùng khớp ngang

Góc prôfin gốc

Hệ số dịch chỉnh

x₁ 0 ; x₂ 0

17

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

2T₁

d_w1

235921

Lực ăn khớp(N)

F 



 1436,84

50

2.2 Bộ truyền bánh trụ răng nghiêng ở cấp chậm

1.Chọn vật liệu

-Tiến hành chọn vật liệu giống như vật liệu của cặp bánh răng thẳng ở cấp

nhanh.Cho nên ta không cần chọn lại vật liệu nữa.

2.Tính ứng suất cho phép

a.Ứng suất tiếp xúc cho phép [ ]

:

tra bảng 6.2[I] ta chọn :

-Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở  _H^o_lim 2HB  70

-Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc S_H1,1

Vậy  _H^o_lim1 2.250  70  570MPa

 _H^o_{lim 2} 2.230  70  530MPa

-Bộ truyền quay 1 chiều ,tải trọng không đổi nên hệ số xét đến ảnh hưởng

đặt tải K_FC 1

-Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc :

2,4

N_HO1 30H_HB 30.250^2,4 1,7.10⁷

 N_HO2 30.230^2,4 1,4.10⁷

-Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương:

N_HE 60.c.n.t_

Trong đó : n : số vòng quay trong 1 phút

t_:tổng số thời gian làm việc của bánh răng đang xét

365.6.24.2

t_

 17520 giờ

2.3

c:số lần ăn khớp trong 1 vòng quay :c=1



60.1.367.17520=38,579.10⁷

 N_HE1

 N_HE2 60.1.103.17520  10,827.10⁷.Ta thấy N_HE N_HO K_HL 1

 _H^o_lim

-Ứng suất tiếp xúc cho phép: [ _H] 

.Z_R.Z_V.K_XH.K_HL

S_H

Tính sơ bộ lấy :Z_R.Z_V.K_XH 1

570

+ Bánh nhỏ :[  _H1] 

 518,2MPa

1,1

530

1,1

+ Bánh lớn:[  _{H 2}] 

 481,8MPa

Do đây là cặp bánh trụ răng nghiêng ăn khớp cho nên ứng suât tiếp xúc xác

định như sau:

18

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

[ _H1][ _{H 2}

]

518,2  481,8

[  _H] 



 500MPa

2

-Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

[ _H1max]  2,8._ch1 2,8.450  1260MPa

[ _{H 2 max}]  2,8._ch2 2,8.340  952MPa

b.Ứng suất uốn cho phép [ _F]

-Ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức:

 _F^o_lim.K_FC.K_XF.K_FL.Y_R.Y_S

[ _F] 

S_F

Với :  _F^o_lim:ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở

Hệ số an toàn khi tính về uốn S_F1,75

 _F^o_lim1 1,8HB₁1,8.250  450MPa

 _F^o_{lim 2} 1,8.HB₂1,8.230  414MPa

K_FC:hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải =1(quay 1 chiều)

-Số chu kỳ thay đổi ứng suất khi thử về uốn:

N_FO1 N_FO2 4.10⁶(mọi loại thép)

N_FE1 N_HE1 38,579.10⁷

N_{FE 2} N_HE2 10,827.10⁷

Vì bộ truyền chịu tải trọng tĩnh

Ta thấy N_FE N_FO

 Lấy K_FL1

Y_S:hệ số kể đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

K_XF:hệ số kể đến kích thước bánh răng,ảnh hưởng đến độ bền uốn

Lấy sơ bộ K_XFY_SY_R 1

 _F^o_lim1

S_F

 _F^o_{lim 2}

S_F

450

 [ _F1] 



 257,14MPa

 _F^o_lim

S_F

1,75

Do vậy: [ _F] 

414

 [ _{F 2}] 



 236,5MPa

1,75

Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

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

[ _{F 2}]_max 0,8_ch2 0,8.450  360MPa

3.Tính sơ bộ khoảng cách trục

a.Công thức xác định khoảng cách trục a_w2

Đối với bộ truyền bánh răng nghiêng bằng thép xác định từ điều kiện

bôi trơn ngâm dầu như sau:

c  a_w1

u₂

u₁

a_w2





(u₂1)

(u₁1)

Ghi chú:

d₂₂

+

c 

 (1,11,3)

d₂₁

19

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

+

a_w1 122mm

u₁ 3,88;u₂ 3,55

- Thay số ta được:

1,15122

3,88

a_w2





 (3,55 1)  142,97mm

3,55

3,88 1

- Vậy ta chọn : a_w2 150mm

b.Xác định các thông số ăn khớp

-Môđun:m=(0,01

0,02)a_w=(1,432,86) tra bảng 6.8[I] chọn m=2 mm

-Xác định số răng Z₁, Z₂

+ Đối với hộp giảm tốc phân đôi có sử dụng bánh răng nghiêng thì góc

nghiêng của mỗi bánh răng là  = 30  40. Vậy chọn sơ bộ  = 35⁰ cos 

= 0,8191 khi đó:

2 a_w2 cos

21500,8191

+Số răng bánh nhỏ: Z₁



 27,chọn Z₁ 27

m



u₂1



2



3,55 1



răng

+Số răng bánh lớn: Z₂ u₂Z₁ 3,55.27  95,85 ,chọn Z ₂ 96 răng

- Vậy ta tính được tổng số răng là : Z_t 96  27  123răng

Z₂

96



tỉ số truyền thực u₂



 3,55

Z₁27

-Khi đó góc nghiêng răng thực tế có giá trị xác định như sau:





(m Z_t)

2a_w2

2123

2150





  arccos

 arccos

 arccos(0,82)  34,9⁰

















4.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện:

2T_I^'_IK_H(u₂1)

 _H Z_mZ_HZ_.

 [ _H]

b_w.u₂.d_w²₁

Trong đó: T_I^'_I 70480(N.mm)

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

bảng 6.5[I] được Z_m 274MPa ¹

3

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

2cos_b

sin 2_tw

2.0,84

sin 2.23,9^o

Z_H



 1,5 (=20⁰theo TCVN)

Trong đó:



⁰

tg

cos





tg20

0

w





_tw _t arctg

  arctg

 23,9





0,82









20