ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC

Đồ án
Truyền động cơ khí

SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG

1


ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC

MỤC LỤC

Lời nói đầu .................................................................................................. 2
PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
1.1 Chọn động cơ điện .................................................................... 4
1.2 Phân phối tỷ số truyền ............................................................... 5
PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY
2.1 Thiết kế bộ truyền Xích.............................................................. 6
2.2 Thiết kế bánh răng ..................................................................... 9
2.3 Thiết kế trục ............................................................................... 21
2.4 Tính toán chọn ổ ........................................................................ 34
2.5 Thiết kế vỏ hộp .......................................................................... 40
2.6Các chi tiết phụ ........................................................................... 41
2.7 Bảng dung sai lắp ghép .............................................................. 43
Tài liệu tham khảo ...................................................................................... 45

SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG

2


ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC

LỜI NÓI ĐẦU
Trong cuộc sống chúng ta có thể bắt gặp những hệ thống truyền động ở khắp
nơi và có thể nói nó đóng vai trò nhất định trong cuộc sống cũng như trong sản xuất.
Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì có thể nói hộp giảm tốc là một bộ
phận không thể thiếu.
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí nhằm củng cố lại các kiến thức đã
học trong các môn Nguyên Lý Máy, Chi Tiết Máy, Vẽ Kỹ thuật Cơ khí,… và giúp sinh
viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí. Hộp giảm tốc là một trong những bộ
phận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản
như bánh răng ,ổ lăn,… Thêm vào đó trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ
sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ AutoCad, điều rất cần thiết với một kỹ sư cơ khí.
Em xin chân thành cảm ơn thầy Nguyễn Hữu Lộc, cũng như các thầy cô và các
bạn trong khoa cơ khí đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án.
Với kiến thức còn hạn hẹp, do đó thiếu xót là điều không thể tránh khỏi, em
mong nhận được ý kiến từ thầy cô và bạn bè để đồ án này được hoàn thiện hơn.
Sinh viên thực hiẹân.
Nguyễn Minh Trung

SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG


3


ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC

 Số liệu thiết kế:
Cơng suất trên trục cơng tác:P=7 (KW)
Sơ vòng quay trên trục cơng tác:n=50 (vg/phút)
Thời gian phục vụ: L = 7 năm tương đương 33600 giờ
Chế độ làm việc: Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ, 1 năm làm
việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ.
Chế độ tải:
T1 = T
:T2 = 0,8T
t1 = 48
:t2 =12
2

ĐỘ
N G CƠ

T1

MÁ
Y SÀ
N

T2

1

3
Chúthích :

1. nố
i trục đà
n hồ
i
2. Hộ
p giả
m tố
c bá
nh ră
ng trụ 2 cấ
p phâ
n đô
i

Sơ đồtả
i trọn g

3. Bộtruyề
n xích ố
n g con lă
n

Sơ đồ động hệ thống truyền động máy sàn

SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG


4


ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC

PHẦN I:
CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
 Số liệu thiết kế:
Công suất trên trục công tác: Pct = 7KW
Số vòng quay trục công tác: nct= 50 vg/ phút

CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN
2. Công suất cần thiết của động cơ:
Pdc 

Pct .K A


trong đó: Pct.KA=7*0,963= 6,7431KW là công suất tính toán của trục
công tác
Ti

với K A 

2

 ( T ) .ti


 ti

T
0,8T 2
( ) 2 .48  (
) .12
T
T
 0,963
48  12

và Hiệu suất chung của bộ truyền:
2
4
   X . br . OL . NT  0,8406
Trong đó:hiệu suất bộtruyền xích  X  0,93
hiệu suất bộtruyền bánh răng  br  0,97
hiệu suất bộtruyền ồ lăn  OL  0,99
hiệu suất nối trục đàn hồi  OL  0,99
 Pdc 

Pct .K A
 8,02( KW )


3. Với công suất cần thiết của động cơ Pdc = 8,02 KW.
4. Tra bảng P1.3 tài liệu tham khảo [1] ta chọn công suất động cơ P =11KW với số
vòng quay và phân bố tỷ số truyền chung của hệ thống như bảng sau:
Loại động cơ

Số vòng quay động
Tỷ số truyền chung
n dongco
cơ(vg/phút)
u ch 

4A132M2Y3
4A132M4Y3
4A160S6Y3
4A160M8Y3

2907
1458
970
730

ncongtac

58,14
29,16
19,4
14,6

1.2 PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG

5



ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC

Từ bảng số liệu trên và để thõa mãn số vòng quay các bộ truyền hợp lý ta chọn loại
động cơ 4A160S6Y3
4. Với tỷ số truyền chung uch= 19,4 , tra bảng 3.1 trang 43 tài liệu tham khảo[1] ta
chọn tỷ số truyền của hộp giảm tốc và của các cấp bánh răng như sau:
Uhộp giảm tốc= 8
vơí ubr1 = 3,08
Ubr2 = 2,6
Từ đó ta có tỷ số truyền của bộ truyền xích là : u X 

u chung
u hopgiamtoc



19,4
 2,425
8

5. Với các thông số vừa chọn, ta thiết lập bảng đặc tính kỹ thuật sau:
Trục
Thông số
Công suất(KW)
Tỷ số truyền
Moment xoắn(Nmm)
Số vòng quay(vg/phút)


I(Động cơ)

II

8,02

7,7

3,08
78960
970

III

IV(Công tác)

7,39

6,743
2,425
1287913
50

2,6
233259
315,25

582057
121,25


PHẦN II:
TÍNH TOÁN BỘ THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY
2.1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH
 Số liệu ban đầu:
Công suất P =7,39 KW
Số vòng quay bánh dẫn: n = 121,25 vg/phút
Moment xoắn: T = 582057 Nmm

SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG

6


ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC

Tỷ số truyền: u= 2,245
Điều kiện làm việc: quay một chiều, làm việc 2 ca ,tải va đập nhẹ, bôi trơn nhỏ
giọt, trục đĩa xích điều chỉnh được.
I. TÍNH TOÁN:
1. Chọn loại xích ống con lăn một dãy.
2. Số răng đĩa xích dẫn:
Theo bảng 5.4 tài liệu [1] trang 80 ứng với tỷ số truyền u= 2,425 chọn
Z1=25.
 Z2 =u.Z1 = 2,425. 25 = 60,625  Chọn Z2 = 61 < Zmax= 130.
3. Khi đó tỷ số truyền chính xác bộ tuyền xích :
u

Z 2 61


 2,44
Z 1 25

4. Ta có hệ số điều kiện sử dụng xích:
K = Kr . Ka. Ko. Kdc . Kb . Klv
Với:
Kr =1,2 là hệ số tải trọng động ứng với tải va đập nhẹ.
Ka =1 là hệ số ảnh hưởng khoảng cách trục với a =(30 50 ) pc
K0 =1 là hệ số ảnh hưởng bố trí bộ truyền ứng với bộ truyền nằm ngang
Kdc =1 là hệ số ảnh hưởng khả năng điều chỉnh lực căng xích.
Kb =1 là hệ số điều kiện bôi trơn.
Klv =1,12 hệ số làm việc ứng với làm việc 2 ca.
 K = Kr . Ka. Ko. Kdc . Kb . Klv =1,344.
Ta có hệ số vòng quay K n 

n01
200

 1,649.
n1 121,25

Với n01 =200 tra từ bảng 5.4 tài liệu tham khảo[3].
Và hệ số răng đĩa xích : K z 

25 25

 1.
Z1 25


Và hệ số xét đến dãy xích ứng với xích một dãy: Kx = 1
5. Từ đó ta có công suất tính toán:
Pt 

K .K n .K z .P 1,344.1,649.1.7,39

 16,378
Kx
1

Theo bảng 5.4 tài liệu [3] ứng với công suất cho phép [P]> Pt và số vòng quay
thực nghiệm n01=200 ta có được bứơc xích pc =31,75mm.
6. Kiểm tra số vòng quay tới hạn ứng với bước xích pc=31,75mm tra từ bảng 5.2
[3] ta có ntới hạn =630 > nbộ truyền=121,25 (vg/phút). Ta thấy bước xích vừa chọn
trên thoã.
7. Tiếp tục ta kiểm mghiệm bước xích theo công thức sau :

SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG

7


ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

p c  600.3

GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC

P.K
Z1 .n1[ Po].K x


Với [Po] =29MPa tra từ bảng 5.3 tài liệu [3]
Thế vào biểu thức trên ta có p c  600.3

P.K
 29,006mm
Z1 .n1 [ Po ].K x

Bước xích đã chọn thoã mãn điều kiện trên.
8. Tính toán các thông số của bộ truyền xích vừa chọn :
+ Vận tốc trung bình của xích: v 
+ Lực vòng có ích : Ft 

n. p c .Z 1
 1,604(m / s )
60000

1000.P
 4607( N )
v

+ Chọn khoảng cách trục sơ bộ từ a=40pc =1270mm từ a =(30÷50)pc
+ Số mắt xích :
2

2a Z1  Z 2  Z 2  Z1)  p c
X 


 123,82

 .
pc
2
 2  a

Ta chọn X=124 mắt xích .
+ Chiều dài xích: L=X.pc=3937mm.
Từ đó ta tính khoảng cách trục chính xác:

2
2
Z1  Z 2
Z1  Z 2 

 Z 2  Z1 

a  pc .0, 25 X 
 X 
  8


2
2 

 2 



  1272,88mm




Và để bộ truyền xích làm việc bình thường ta giảm khoảng cách trục xuống một
đoạn bằng (0,002÷0,004)a
Do đó ta có khoảng cách trục tính toán là a=1269,06mm
+ Lực tác dụng lên trục: Fr= Km. Ft = 1,15.4607=5298(N)
Với Km=1,12 hệ số trọng lượng xích ứng với bộ truyền xích nằm ngang.
+ Đường kính đĩa xích :
Bánh dẫn:
p c .Z1
 252,66mm

 d1  0,7 p c  274,885mm

d1 
d a1

Bánh bị dẫn:
pc .Z 2
 616,49mm

 d 2  0,7 pc  638,72mm

d2 
da2

9. Kiểm nghiệm số lần xích va đập trong 1 giây:

SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG


8


ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

i

GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC

Z1 .n1 25.121, 25

 1,63  [i ]  16
15 X
15.124

Với [i] =16 tra bảng 5.6 tài liệu[3]
10. Kiểm tra xích theo hệ số an toàn:
s

Q
F1  Fv  Fo

Với Q =88,5 (KN) tra bảng 5.2 tài liệu[1]
F1=Ft=4607 (N)
Fv=qm.v2=9,777 (N)
Với qm=3,8 (kg/m) tra bảng 5.2 tài liệu [1]
Fo=Kf .a .qm .g = 6 .1269,06 .3,8 .9,81 =283,85
Với Kf=6 hệ số phụ thuộc độ võng của xích khi xích nằm
ngang.
s


Q
 18,06  [ s ]
F1  Fv  Fo

Với [s] =(7,8÷9,4) bảng 5.7 tài liệu [3].

2.2 THIẾT KẾ BÁNH RĂNG

SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG

9


ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC

2

ĐỘ
N G CƠ

T1

MÁ
Y SÀ
N

T2

1

3
Chúthích :

1. nố
i trục đà
n hồ
i
2. Hộ
p giả
m tố
c bá
n h ră
n g trụ2 cấ
p phâ
n đô
i

Sơ đồtải trọn g

3. Bộtruyề
n xích ố
n g con lă
n

Chế độ làm việc: Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ, 1 năm làm
việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ.
Chế độ tải:
T1 = T

:T2 = 0,8T
t1 = 48
:t2 =12
 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng :
Chọn thép 45 Cr đựơc tơi cải thiện
Theo bảng 6.1 tài liệu [1] ta chọn độ rắn trung bình:
Bánh dẫn:
HB1=240 HB
Bánh bị dẫn: HB2=230 HB

A. TÍNH TỐN CẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG CẤP CHẬM
Số liệu ban đầu:
Cơng suất P =7,7 KW

SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG

10


ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC

Số vòng quay bánh dẫn: n = 315,25 vg/phút
Moment xoắn: T = 233259 Nmm
Tỷ số truyền: u= 2,6
Tuổi thọ Lh= 7 năm tương đương 33600 giờ.
1. Số chu kỳ làm việc cơ sở.
N HO1  30 HB3


2, 4

 30.240 2, 4  1,547.10 7 chu kỳ.

2, 4

N HO2  30HB4  30.2302, 4  1,397.107 chu kỳ.
Và: NFO1=NFO2=5.106 chu kỳ
2. Số chu kỳ làm việc tương đương:
3

 Ti 
7
N HE1  60.c. 
 n.i t i  57,35.10 chu kỳ.
 T max 
3

N HE 2

 Ti 
7
 60.c. 
 n.i t i  22,06.10 chu kỳ.
 T max 

N FE1

 Ti 
7

 60.c. 
 n.i t i  54,17.10 chu kỳ.
 T max 

6

6

N FE 2

 Ti 
7
 60.c. 
 n.i t i  20,83.10 chu kỳ.
T
max


 N HO1 ; N HE 2  N HO 2 ; N FE1  N FO1 ; N FE 2  N FO 2

Vì:
N HE1
Nên ta có hệ số tuổi thọ:
K HL1  K HL 2  K FL1  K FL 2  1
3. Theo 6.13 tài liệu [3], ta chọn giới hạn mỏi tiếp xúc:
 OH lim  2.HB  70.
Bánh dẫn :
Bánh bị dẫn:
4. Ta có giới hạn mỏi uốn:
 OF lim  1,8.HB

Bánh dẫn :
Bánh bị dẫn:
5. Ứng suất tiếp xúc cho phép:
 H    OH lim .0,9 K HL
  H 1

 OH lim 1  2.HB  70.  550MPa
 OH lim 2  2.HB  70.  530MPa

 OF lim 1  1,8HB  432MPa
 OF lim 2  1,8HB  414MPa

Với sH=1,1 tra bảng 6.13 [3]

sH

.0,9
 OH lim1
K HL1  450 MPa
sH

SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG

11


ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC


 OH lim 2 .0,9
K HL 2  433,64MPa
sH
Chọn giá trị nhỏ trong 2 giá trị trên ta có ứng suất ti61p xúc cho phép:
 H   433,64MPa
6. Ứng suất uốn cho phép tính theo công thức sau:
 F    OF lim K FL
Với sF=1,75 tra bảng 6.13 [3]
sF

  F 1  OF lim 1 K FL1  246,86MPa
sF

  F 2  OF lim 2 K FL 2  236,57 MPa
sF

  H 2 

7. Do hộp gỉam tốc được bôi trơn tốt ( bộ truyền kín). Do đó tính toán thiết kế theo
độ bền tiếp xúc.
Theo bảng 6.15 tài liệu [3] ta chọn:
ba =0,4
 .(u  1)
Khi đó :  bd  ba
 0,72
2

Ứng với bd vừa chọn , tra bảng 6.4 [3] ta có :
KH = 1,022
KF = 1,038

8. Khi đó, khoảng cách trục bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:
T1 .K H
aw  50(u  1)3
2
 ba . H  .u
233259.1,022
 192,82mm
0,4.433,642.2,6
Theo tiêu chuẩn chọn: aw = 200mm.
9. Với khoảng cách trục vừa chọn ta chọn môđun răng theo : m= (0,01÷0,02)aw
(Ứng với HB1, HB2 < 350HB)
 m=0,015 .200=3
Tổng số răng :
2a
2.200
z1  z 2  w 
 133 răng
m
3
z z
133
Với z1  1 2 
 36,9
1 u
1  2,6
Chọn z1=37 răng z2= 133-37=96 răng .
 50(2,6  1)3

SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG


12


ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC

10. Khi đó tỷ số truyền chính xác của bộ truyền là:
u

z2
 2,59
z1

sai lệch so với u (tỷ số truyền ban đầu)=2,6 là

1,15%.
11. Các thông số hình học của bộ truyền:
o Đường kính vòng chia:
d1= z1 . m=37.3= 111 mm
d2 =z2 . m=96.3= 288 mm
o Đường kính vòng đỉnh:
d a1  d1  2.m  117 mm
d a 2  d 2  2.m  294 mm
o Khoảng cách trục: a w 

z1 .m(1  u )
 200 mm
2


o Chiều rộng vành răng:
Bánh bị dẫn: b2   ba .a  0,4.200  80 mm.
b1  b2  5  80  5  85 mm
Bánh dẫn:
o Vận tốc vòng bánh răng:
 .d 1 .n1  .111.315,25
v

60000



60000

 1,83(m / s)

Theo bảng 6.3 [3] chọn cấp chính xác là 9.
o Xác định giá trị các lực :
Bánh dẫn:
Lực vòng : Ft1 

2T1
 4203 N
d1

Lực hướng tâm: FR1= Ft1.tg=1530N
Bánh bị dẫn:
Lực vòng : Ft 2 

2T2

 4042 N
d2

Lực hướng tâm: Fr2= Ft2tg=1471N.
12. Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc:
Theo bảng 6.5 [3], ta chọn hệ số tải trọng động :
K HV  1,107
K FV  1,206

H 

Z M .Z H .Z 
d1

SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG

2.T1 .K H .(u  1)
 329,85MPa  [ H ]  433,64MPa
bw .u

13


ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC

Do đó bánh răng thoã điều kiện Ứng suất tiếp xúc.
13. Tiếp tục kiểm nghiệm theo độ bền uốn:
o Hệ số dạng răng:

13,2
13,2
 3,47 
 3,83.
Z1
37
13,2
13,2
 3,47 
 3,47 
 3,61.
Z2
96

Bánh dẫn: YF1  3,47 
Bánh bị dẫn: YF 2

o Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng:
[ F 1 ]
 64,45
YF 1
[ 2]
 65,53
YF 2

 Ta kiểm nghiệm bánh dẫn có độ bền thấp hơn.
o Ứng suất uốn tính toán:
F 

YF 1 .Ft1 .K F .K Fv

bw1 .mn

 79 MPa  [ F1 ]  246,86MPa

Do đó độ bền uốn được thoã.
B. TÍNH TOÁN CẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG CẤP NHANH
Số liệu ban đầu:
Công suất P 

8,02
 4,01KW
2

Số vòng quay bánh dẫn: n1 = 970 vg/phút
78960
 39480 Nmm
2
u ch

 3,07
u br 1.u x

Moment xoắn: T1 
Tỷ số truyền: u br 1

Tuổi thọ Lh= 7 năm tương đương 33600 giờ.
1. Số chu kỳ làm việc cơ sở.
N HO1  30 HB3

2, 4


 30.240 2, 4  1,547.10 7 chu kỳ.

2, 4

N HO2  30HB4  30.2302, 4  1,397.107 chu kỳ.
Và: NFO1=NFO2=5.106 chu kỳ
2. Số chu kỳ làm việc tương đương:
3

N HE1

 Ti 
7
 60.c. 
 n.i t i  176,5.10 chu kỳ.
 T max 

SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG

14


ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC

3

N HE 2


 Ti 
7
 60.c. 
 n.i t i  45,84.10 chu kỳ.
T
max


6

 Ti 
7
N FE1  60.c. 
 n.i t i  166,7.10 chu kỳ.
 T max 
6

N FE 2

 Ti 
7
 60.c. 
 n.i t i  43,3.10 chu kỳ.
 T max 
 N HO1 ; N HE 2  N HO 2 ; N FE1  N FO1 ; N FE 2  N FO 2

Vì:
N HE1
Nên ta có hệ số tuổi thọ:

K HL1  K HL 2  K FL1  K FL 2  1
3. Theo 6.13 tài liệu [3], ta chọn giới hạn mỏi tiếp xúc:
 OH lim  2.HB  70.
Bánh dẫn :
Bánh bị dẫn:
4. Ta có giới hạn mỏi uốn:
 OF lim  1,8.HB
Bánh dẫn :
Bánh bị dẫn:
5. Ứng suất tiếp xúc cho phép:
 H    OH lim .0,9 K HL

 OH lim 1  2.HB  70.  550MPa
 OH lim 2  2.HB  70.  530MPa

 OF lim 1  1,8HB  432MPa
 OF lim 2  1,8HB  414MPa

Với sH=1,1 tra bảng 6.13 [3]

sH

.0,9
  H 1  OH lim1
K HL1  450 MPa
sH

.0,9
  H 2  OH lim 2
K HL 2  433,64MPa

sH

Ta có ứng suất tiếp xúc cho phép:
 H   0,5.([ H 1 ]  [ H 2 ])  441,82MPa
6. Ứng suất uốn cho phép tính theo công thức sau:
 F    OF lim K FL
Với sF=1,75 tra bảng 6.13 [3]
sF

  F 1  OF lim 1 K FL1  246,86MPa
sF

  F 2  OF lim 2 K FL 2  236,57 MPa
sF

SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG

15


ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC

7. Do hộp gảim tốc được bôi trơn tốt ( bộ truyền kín). Do đó tính toán thiết kế theo
độ bền tiếp xúc.
Ta chọn:
ba =0,16
 .(u  1)
Khi đó :  bd  ba

 0,3256
2

Ứng với bd vừa chọn , tra bảng 6.4 [3] ta có :
KH = 1,01
KF = 1,045
8. Khi đó, khoảng cách trục bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:
T1 .K H
aw  43(u  1)3
2
 ba . H  .u
39480.1,01
 130,6mm
0,16.441,822.3,07
Theo tiêu chuẩn chọn: aw = 160mm.
9. Với khoảng cách trục vừa chọn ta chọn môđun răng theo : mn= (0,01÷0,02)aw
(Ứng với HB1, HB2 < 350HB)
 ta chọn mn=3
10. Tính góc nghiêng răng  thoãđiều kiện sau: 30o<<40o
2a w . cos 30 0
2.a w . cos 40 0
 Z1 
mn .(u  1)
mn .(u  1)
22,7  Z 1  20,07
Vậy ta chọn z1=22 răng.
Khi đó số răng bánh răng bị dẫn :z2=z1.u=22 .3,07=67,54
Ta chọn z2=68 răng.
11. Khi đó tỷ số truyền chính xác của bộ truyền là:
z

u  2  3,09
sai lệch so với u (tỷ số truyền ban đầu)=3,07 là
z1
0,65%.
12. Góc nghiêng răng:
m .(u  1).Z1
  arccos n
2.a w
3.(3,09  1).22
 arccos
 32,48 0 .
2.160
 43(3,07  1)3

13. Các thông số hình học của bộ truyền:
o Đường kính vòng chia:

SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG

16


ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC

mn .Z1
3.22

 78,42mm

cos  cos 32,48 0
m .Z
3.22
d2  n 1 
 241,83mm
cos  cos 32,48 0
d1 

o Đường kính vòng đỉnh:
d a1  d1  2.mn  84,24 mm
d a 2  d 2  2.mn  247,83 mm
o Khoảng cách trục: a w 

z1 .mn (1  u )
 160 mm
2 cos 

o Chiều rộng vành răng:
Bánh bị dẫn: b2   ba .a  0,16.160  25,6 mm.
b1  b2  5  25,6  5  30,6 mm
Bánh dẫn:
o Vận tốc vòng bánh răng:
 .d 1 .n1
v
 3,97(m / s )  v th  6(m / s) (tra từ bảng 6.3 [3])
60000

Theo bảng 6.3 [3] chọn cấp chính xác là 9.

o Xác định giá trị các lực :

Bánh dẫn:
Lực vòng :
Lực hướng tâm:
Lực dọc trục:
Bánh dẫn:
Lực vòng :
Lực hướng tâm:

2T1
 1009 N
d1
F .tg
Fr1  t1
 435 N
cos 
Fa1  Ft1 .tg  642 N
Ft1 

2T2
 965 N
d2
F .tg
Fr 2  t 2
 418 N
cos 
Fa 2  Ft 2 .tg  614 N
Ft 2 

Lực dọc trục:
14. Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc:

o Theo bảng 6.6 [3], ta chọn hệ số tải trọng động :
K HV  1,09
K FV  1,17

SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG

17


ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC

o Hệ số trùng khớp ngang:

1
1 
   1,88  3,2.(  ). cos 
Z1 Z 2 

1
1 

 1,88  3,2.(  ). cos 32,48 0  1,718 .
22 68 

o Hệ số trùng khớp dọc:
b . sin  25,6. sin 32,48 0
  w


 1,744 .
 .m n
 .3
Khi ncx=9 thì KF=1
Từ bảng 6.11 [3]ta chọn KH=1,15
o Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc:
Z .Z .Z 2.T1 .K H .(u  1)
H  M H 
d w1
bw .u

Với:

Z M  275MPa

Z 

1
1

 0,78

1,63

ZH 

2. cos 
 1,523
sin( tw )


 tan 
 cos 

 tan 20 0

  arctan
0

 cos132,48

Trong đó:  tw  arctan


  23,34 0


KH=KH . KH . KHv =1,266
  H  268,6MPa  [ ] H  441,82MPa
Do đó bánh răng thoã điều kiện Ứng suất tiếp xúc.
15. Tiếp tục kiểm nghiệm theo độ bền uốn:
o Xác định số răng tương đương.
Z1
 36,65
(cos  ) 3
Z2

 113,27
(cos  ) 3

Z v1 

Z v2

o Hệ số dạng răng:
Bánh dẫn:

YF1  3, 47 

Bánh bị dẫn: YF 2  3,47 

SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG

13, 2
 3,83
Z v1

13,2
 3,58
Z v2

18


ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC

o Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng:
[ F 1 ]
 64,45
YF 1

[ 2]
 66,08
YF 2

 Ta kiểm nghiệm bánh dẫn có độ bền thấp hơn.
o Ứng suất uốn tính toán:
F 

YF .Ft .K F .Y .Y
bw .mn

Với:

K F  K F .K F .K Fv  1,223

Y F1  3,83
1
1
Y 

 0.582.
  1,718

Y  1 
 0,768.
120
  F  23,01MPa  [ ] F  246,86 MPa

Do đó độ bền uốn được thoã.
Bảng thông số bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc:


SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG

19


ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

Bánh răng
Thơng số
Khoảng cách
trục (aw)
Đường kính
vòng chia (d)
Đường kính
vòng đỉnh (da)
Chiều cao răng
(h)
Chiều rộng
vành răng (bw)
Góc profin gốc
( )
Góc nghiêng
răng 

GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC

Cấp nhanh
Bánh
Bánh

dẫn
bị dẫn

Cấp chậm
Bánh
dẫn

160
78,24
241.8
3

200
84,24

111

117

247,83

288

294

6,75
30,6

Bánh
bị dẫn


6,75
25,6

85

80

20 0

20 0

32,48 0

00

Kiểmnghiệm điều kiện bôi trơn ngâm dầu:

SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG

20


ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC

Điều kiện bôi trơn của hộp giảm tốc là:
Mức dầu thấp nhất ngập (0,7 ÷2) chiều cao răng (h2=2,25m) của bánh răng
2, nhưng ít nhất là 10mm

Khoảng cách giữa mức dấu thấp nhất và cao nhất là:
hmax–hmin=10 ÷ 15mm
1. Mức dấu cao nhất không ngập quá 1/3 bán kính bánh răng 4
(da4/6).
Ta có h2 = 2,25m = 2,25.3 = 6,75 <10mm
H = da2/2 - 10 – (10 ÷ 15) = 103,9 ÷ 98,9 mm >da4/3 = 98 mm
Với: da2=247,83mm
da4=294mm
Vậy hộp gảm tốc thõa điểu kiện bôi trơn ngâm dầu

2.3 THIẾT KẾ TRỤC

SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG

21


ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC

Vật liệu chế tạo trục là thép 45C tôi cải thiện.
Giới hạn bền:b=750MPa.
Trị số của ứng suất uốn cho phép tương ứng với b=750MPa tra trong bảng
10.5 tài liệu [1]: []=63MPa
Ưùng suâ`t xoắn cho phép: [ ]=20÷25 MPa đối với trục vào, ra
[ ]=10÷15 MPa đối với trục trung gian.
Xác định sơ bộ đường kính trục theo công thức sau:
d 3


T
0,2.[ ]

1. Trục I :với T1=78960Nm
[ ]=20MPa
d1  3

T1
 27mm
0,2.[ ]

Chọn d1=28mm
2. Trục II :với T2=233259Nm
[ ]=20MPa
d2  3

T2
 38,8mm
0,2.[ ]

Chọn d1=40mm
3. Trục III :với T3=582057Nm
[ ]=25MPa
d3  3

T3
 48,8mm
0,2.[ ]

Chọn d1=50mm

Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực:
1. Trục I:
Ưùng với d1=28 mm ta chọn chiều rộng ổ lăn b0=18mm theo bảng 10.2 tài liệu
[1].
Ta có:
l12=-lc12 = -[0,5(lm11 +bo) +k3 +hn ]=60mm
với lm11=42mm là chiều dài mayơ của nối trục đàn hồi.
k3=10mm (tra bảng 10.3 tài liệu [1]
hn=20mm (tra bảng 10.3 tài liệu [1] )
l13 =l22 = 48mm
l14 =l24 = 178mm
2. TrụcII:

SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG

22


ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC

Ưùng với d1=40 mm ta chọn chiều rộng ổ lăn b0=23mm theo bảng 10.2 tài liệu
[1].
Ta có:
l22 = [0,5(lm22 +bo) +k1 +k2 ]=48mm
với lm22=35mm là chiều dài mayơ của 2 cặp bánh răng nghiêng.
k1=10mm (tra bảng 10.3 tài liệu [1])
k2=9mm (tra bảng 10.3 tài liệu [1] )
l23 =l22 + [0,5(lm22 +lm23) +k1 =113mm

với lm23=85mm chiều dài mayơ bánh răng dẫnï, răng thẳng
l24 =2l23 -l22 = 178mm
3. TrụcIII:
Ưùng với d1=50 mm ta chọn chiều rộng ổ lăn b0=27mm theo bảng 10.2 tài liệu
[1].
l32 =l23 = 113mm
l33 =2l22 + lc33= 297mm
lc33= [0,5(lm31 +bo) +k3 +hn ]=71mm
với lm31=65mm là chiều dài mayơ của bánh xích.
k3=10mm (tra bảng 10.3 tài liệu [1]
hn=15mm (tra bảng 10.3 tài liệu [1] )
Ta có: l11 =l21 = l31 =2l23 = 226mm.

A. TÍNH ĐƯỜNG KÍNH CÁC ĐOẠN TRỤC:
I. Trục I:
Ta có:
Ft1  Ft 2  1009 N
Fr1  Fr 2  435 N
Fa1  Fa 2  642 N
F d
M 1  M 2  a1 1  25115 Nmm
2

Nối trục đàn hồi:

SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG

23



ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC

Với:Fr3=(0,2÷0,3)Ft  Fr3=0,3.(2T/D)=658N với chiều ngược với chiều
của lực vòng trên bánh răng.
Trong đó: T= 78960Nmm
D= 72mm là đường kính vòng tròn qua tâm các chốt tra
bảng16.10a tài liệu [2].

Biểu đồ moment:

SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG

24


ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC

A

B

D

C

E


z

Fa1

Fa1
x

y

Ft1 Fr1

Ray=435N

Fr3

Ft2

Ma1

Fr2
Ma2

Rby=435N

yz

Fr1

Fr2


45995
Mx

45995

20880

20880

Ft1

Ft1

Rax=1184

Rbx=176N

Fr3

xy

My
56817
39480
79527

T
39480
78960


1. Tính phản lực tại các gối tựa:

SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG

25