Trường ĐH Nguyễn Tất Thành - ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2018

Phần một:

TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ,PHÂN PHỐI TỈ SỐ
TRUYỀN.
1.1. Tính toán chọn động cơ:
1.1.1. Số liệu ban đầu:
Hệ thống truyền động băng tải làm việc có các thông số sau:
- Lực kéo băng tải: P = 13000 N
- Vận tốc băng tải: v = 1 m/s
- Đường kính tang dẫn: D = 250 mm
- Thời gian phục vụ: L = 5 năm
- Băng tải làm việc một chiều, Số ca làm việc là 2 ca, tải trọng thay đổi không đáng kể, mỗi
năm làm việc 300 ngày

1.1.2.
địnhtrục
công
cầnđược
thiết
cơ: thức: Pct = Pt (theo (2.8))
CôngXác
suất trên
độngsuất
cơ điện
xáccủa
địnhđộng
theo công
η

Trong đó: Pct - công suất cần thiết trên trục động cơ, kW;
Pt - công suất tính toán trên trục máy công tác, kW;
η - hiệu suất truyền động.
Hiệu suất truyền động:
η = ηkn ηol ηbr =
3

0,99 × 0,993 × 0,97 = 0,93

với: η - hiệu suất nối trục đàn hồi ;
Kn

η - hiệu suất 1 cặp bánh răng nghiêng;
br

trên tra theo bảng 2.3.

η - hiệu suất 1 cặp ổ lăn;
ol

(theo (2.9))


Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
Theo (2.12) và (2.13), công suất làm việc trên trục máy công tác:
⎛ T1 ⎞2
⎛ T ⎞2
t
1 + ⎜ 2 ⎟ t2
⎜

2500.1,25
P = P = F.v .
⎝T⎠
=
.
t
1000 ⎟
1000
t+t
td
1
2
⎝PT ⎠
P = t = 2,69 = 3,165 kW.
Khi đó:
ct
0,85
η

⎛ T ⎞2
⎛ 0,83.T ⎞2
.12 + ⎜
⎜
⎟ .60
⎝ T
= 2,69kW
⎠
12 + 60
⎟
⎝T⎠


1.1.3. Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ:
Theo (2.17) , số vòng quay của trục máy công tác:
= 60000

1,25
v
= 60000.
= 59,68 vòng/phút
π.400
πD

trong đó: v - vận tốc băng tải, v = 1,25 m/s;
D – đường kính tang dẫn, D = 400 mm.
Từ bảng 2.4 , ta chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng côn - trụ hai cấp

uh = 12 ;

ud = 4 , do đó số vòng quay sơ bộ của động cơ theo (2.18) như sau:
nsb = nlv nt = 12 × 4 × 59,68 = 2864,64 vòng/phút
Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ ndb = 3000 vòng/phút.

1.1.4. Chọn động cơ:
P = 3,165 kW và n = 3000 vg/ph ta dùng động cơ DK51-2 có
Theo bảng P1.3 với
ct
db
P = 4,5 kW, n = 2900 vòng/phút.
dc


dc

1.2. Phân phối tỉ số truyền và tính toán động học hệ dẫn động
xích tải:
1.2.1. Phân phối tỉ số truyền:
Chọn loại hộp giảm tốc bánh răng côn trụ 2 cấp:

SVTH: Trần Đăng Khuê

GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc

5


Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
Tỉ số truyền ut của hệ dẫn động: ut =

n
=

dc

n

2900
= 48,6 (theo (3.23))
59,68

lv


n = 2900 vòng/phút;
dc

trong đó: ndc - số vòng quay của động cơ đã chọn,

n - số vòng quay của trục máy công tác, n = 59,68 vòng/phút.
lv
lv
u = u u = 59,68 (theo (3.24) )
t
h x

Phân phối tỉ số truyền của hệ dẫn động:
u
Suy ra:

uh =

t

u

=

d

48,6
= 12
4
u = 4 và tỉ số truyền


Dựa vào hình 3.20 , ta chọn tỉ số truyền cấp nhanh của hộp giảm tốc

1

cấp chậm của hộp giảm tốc u2 = 3 .
u
ud =

Tính lại giá trị của ud theo ut trong hộp giảm tốc:

t

uu

=

1 2

48,6
=4
3× 4

Vậy ta chọn ud = 4

1.2.2. Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục:
P =
3

P

lv

=

η

P
2,69
3
= 2,72 kW; P2 =
η .η
0,99

=

brt

K

2,72
= 2,86 kW
0,96 × 0,99

ol

P =
1

P
=


2

η .η

P
2,68
1
= 2,98 kW; P =
dc
η .η
0,97 × 0,99
d

brc

n = 2900 (v/p) ; n =
dc
1

n
dc

u

=

n 725
2900
= 725 (v/p); n = 1 =

= 181,25 (v/p)
2
u
4
4

d

3

n
u

2,98
= 3,17 kW
0,95 × 0,99

ol

ol

n =

=

2

=

1


181,25
= 60,42 (v/p)
3

2
6

T =
dc

2,98
3,17
= 39253,79 Nmm
= 10439,14 Nmm ; T1 = 9,55 ×106 ×
9,55×10 ×
725
2900

T = 9,55×106 × 2,86 = 150692,41 Nmm ; T = 9,55 ×106 × 2,72 = 429923,87 Nmm
2
3
181,25
60,42

BẢNG PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
Trục

Động cơ


I

II

III

3,17

2,98

2,86

2,72

Thông số
Công suất P, kW
Tỉ số truyền u

4

Số vòng quay n, vòng/phút
Mômen xoắn T, Nmm
SVTH: Trần Đăng Khuê

4

3

2900


725

181,25

60,42

10439,14

39253,79

150692,41

429923,87

GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc

6


Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011

Phần hai:

TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI
2.1. Thông số ban đầu:
- Công suất truyền đến: P = 3,17 kW
- Số vòng quay: ndc = 2900 vòng/phút
- Tỉ số truyền: u = 4

2.2. Tính toán thiết kế bộ truyền đai:

Bước 1.Chọn tiết diện đai:
Với công suất và số vòng quay như trên ta chọn đai tiết diện A (hình 4.1).
Bước 2.Chọn các thông số cơ bản của bộ truyền đai:
Theo bảng 4.13 chọn đường kính bánh đai nhỏ d = 125
mm.
1
πd n
π.125.2900
= 18,98 m/s ( nhỏ hơn vận tốc cho phép
1 1 =
Vận tốc đai v =
60000
60000

v

25

=

m/s)

max

Theo công thức 4.2, với ε = 0,02 , đường kính bánh đai lớn
d2 = ud1 (1−ε) = 4.125.(1− 0,02) = 490 mm
Theo bảng 4.26 đường kính tiêu chuẩn

d = 500 mm
2


Như vậy tỉ số truyền thực tế:
d
500
u =
d
(1−
2
ε)
= 125.(1− 0,02) = 4,08
t
1

Và sai lệch
Δu =

(ut − u) = (4,08 − 4) .100% = 2% • 4%
u

4

Theo bảng 4.14 chọn sơ bộ khoảng cách trục a = 0,95.d2 = 0,95.500 = 475 mm, theo công
thức 4.4 chiều dài đai:
l = 2a + 0,5π(d1 + d2 ) +

(d2 − d1 )2
4a

= 2.475 + 0,5π(125 + 500) +


(500 −125)2
= 2006(mm)
4.475

Theo bảng 4.13 chọn chiều dài đai tiêu chuẩn: l = 2000 mm.
Theo 4.15 nghiệm số vòng chạy của đai trong 1s: i =

v 18,98
=
= 9,49 <10 .
2
l

Tính lại khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn l = 2000 mm
Theo 4.6 a =

λ+ λ2 − 8Δ2
4

SVTH: Trần Đăng Khuê

=

1018,25 + 1018,252 − 8.187,52
= 471,87
4

GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc

7



Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
với :

λ= 2000 − 0,5π(125 + 500) = 1018,25
Δ=

d −d
2

500 −125

=

2

1

= 187,5

2

Theo 4.7 góc ôm α = 180 −

57(d2 − d1 )

1

a


= 180
−

57.(500 −125)
= 135 • α
= 120
min
471,87



Bước 3.Xác định số đai:
Theo công thức 4.16
PK
z=

1

0

Trong đó :
4.7,

Theo bảng

d

[P ]C C C C
α l

u
z

=

3,71.1,35
= 1,63
3,01.0,88.1,04.1,14.0,98

K = 1,35
d

Với α = 135 ta chọn Cα = 0,88 (bảng 4.15)
1

Với l = 2000 = 1,17 chọn Cl = 1,04 (bảng 4.16)
l 1700
0
6
Với u = 4 ta chọn Cu = 1,14 (bảng 4.17)
Với v = 18,98 m/s, d1 = 125 mm, chọn [P0] = 3,01 kW (bảng 4.19)
Với

P 3,71
1

=
[P ]
3,01


Lấy z = 2 đai.

= 1,23 ta chọn C z = 0,98 (bảng 4.18)

0

Chiều rộng bánh đai, theo 4.17 và bảng 4.21
B = (z −1)t + 2e = (2 −1).15 + 2.10 = 35
mm
Đường kính ngoài của bánh
da = đai:
d + 2h0 = 125 + 2.3,3 = 131,6 mm
Bước 4.Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:
780.PK
780.3,71.1,35
1 d + F =
+ 37,83 = 154,78 N
Theo 4.19 F =
a
vC z
v
18,98.0,88.2
α
Trong đó: Fv = q .vm2 = 0,105.18,982 = 37,83 N (bảng 4.22)
Theo 4.21 lực tác dụng lên trục :
α
135
Fr = 2F0 z sin( 1 ) = 2.154,78.2.sin(
2
2


SVTH: Trần Đăng Khuê

GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc

8

) = 572 N


Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011

Phần ba:

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC
3.1

Tính Toán Bộ Truyền Cấp Nhanh
Các thông số ban đầu
∙
vào:
∙

Công suất đầu P = 2,98 kW
1

∙
∙
∙


Moment xoắn: = 39253,79
Số vòng quay: = 725 ò
Tỉ số truyền: u = 4
Thời gian phục vụ: 7 năm

∙

Quay một chiều, làm việc hai ca ( 1 năm làm việc 280 ngày, một ca 8

/ ℎú

giờ)
∙

Chế độ tải:

=

Chọn vật liệu: = 12 ,

1)

,

= 0.83

= 60

Ta chọn vật liệu cho cặp bánh côn răng thẳng như sau:
+ Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB = 270,

có σ b1 =850(MPa); σ ch =580(MPa).
1

+ Bánh lớn : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB =255,
có σ b2 =750(MPa); σ ch= 450 (MPa).
2

2)

Xác định ứng suất cho phép :
Tính sơ bộ ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc cho phép theo các công thức

σ0 Flim .KHL [σ ] = σ0 Flim .KFC .KFL
6.1a và 6.1b ta có: [σ H] =
; F
.
s
s
H

F

σo
,σ0
: lần lượt là ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số
chu
kỳ cơ sở, trị số của
1,8HB và σ0H lim = 2HB + 70
F lim chúng
H lim được tra ở bảng 6.2: σo

Trong đó :

= tính về uốn và tiếp xúc tra ở bảng 6.2
sF , sH : lần lượt là hệ số an toàn khi
F lim

sF = 1,75 và sH = 1,1

Khi đó:

σ0
= 2× 220 + 70 = (MPa)
610
σ0 H lim1 = 1,8× 270 = ( MPa)
486
σ0F lim1 = 2 × 255 + 70 = 580(MPa)
H lim2

σ0
= 1,8 × 255 = 459 (MPa)
F lim2
K : Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải ,lấy K = 1 (tải trong đặt một phía)
Fc

SVTH: Trần Đăng Khuê

Fc

GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc


9


Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011

K , K : Hệ số tuổi thọ, được xách định theo công thức 6.3 và 6.4:
HL

FL

KFL = mF

KHL = mH

NHO
;
NHE

NFO
NFE

Ở đây: mH , mF : Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn với HB • 350 lấy:
: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn và tiếp
m = 6; m = 6 N , N
H
F
FO xúc
+ N = 4.10HO6 với tất cả các loại thép
FO


⎧N

+ NHO = 30HHB ⇒ ⎪⎨

HO

= 2,05.107

1

⎪⎩N HO2 = 1,97.107

2,4

N
: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương
+ N
đương
, làm FEviệc ở chế độ tải trọng thay đổi nhiều bậc nên theo các công thức 6.7 và 6.8
Vì bộ truyền
HE

ta có: N HE = 60c∑

⎛ Ti ⎞
⎜

m
H


2

⎛ Ti ⎞m F .n .t
.n .t ; N =
60c ∑ ⎜
FE
i
i

c là số lần ăn⎟ khớp trong một vòng quay⎟ của bánh răng, c = 1
i

i

với:

⎝T⎠

⎝T⎠

ni , ti : Số vòng quay và thời gian làm việc ở chế độ i

Ta có:
1

5
0,833 × ) = 8,77 ×108 • N HO1 ⇒ K
1
6
=

5
6 1
K
1
NHE 2 = 60 ×1×181,25 × 31360 × (13 × + 0,833 × ) = 2,19 ×108 • N HO 2 ⇒ HL1
6
6
=
1
5
1HL2
NFE1 = 60 ×1× 725× 31360 × (16 × 0,836 × ) = 8,77 ×108 • N FO1 ⇒ K
6
+
=
6
1
5
⇒ K
0,836 × ) = 2,19 ×108 • N FOFL1
1
N FE 2 = 60 ×1× 181,25 × 31360 × (16 ×
2
+
6
=
6
Như vậy:
FL2
N HE1 = 60 ×1× 725 × 31360 × (13 ×

+

610
= 554,5 (MPa); [
×1
1
σ
1,1
Với bánh
σ côn răng thẳng ta có:

[ H]

=

]

H 2

=

580
= 527,3 (MPa)
×1
1,1

=[min] ([ H]1 H 2 ) =
527,3MPa ;
σ
486×1×1

459
= 277,7MPa
= 262,3MPa
[σ F ] =
; [ F] σ
σ
2
1
1,75
1,75
=
;
Ứng suấtσ quá tải cho phép, theo các công thức 6.13 và 6.14 ta có:

[ H]

[σ ]
H max

[σ ]

= 2,8×σch 2 = 2,8 × 450 = 1260

)

(=MPa
0,8× 580 = 464

)


(MPa
= 0,8×σch 2 = 0,8× 450 = 360

)

= 0,8×σ
ch2

F 1max

[σ ]
F 2max

(MPa

SVTH: Trần Đăng Khuê

GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc

10


Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011

3)

Xách định chiều dài côn ngoài:
Theo công thức 6.52a ta có:

T .k


R = k u2 +1.3
e
R

Hβ

1

]2
(1 kbe).k .u.[σ
be
H
−
kR = 0,5kd : Hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng,với truyền động

Trong đó :

bánh côn răng thẳng bằng thép kd = 100 (MPa)1/3 → kR = 0,5×100 = 50 (MPa)13
u:

Tỉ số truyền cấp nhanh của hộp giảm tốc, u = 4

T1: Mômen xoắn trên trục dẫn ( T1 = 39253,79 N.mm)
K : Hệ số chiều rộng vành răng, lấy K = 0,285
be

be

KHβ :


bảng 6.21 với :
Suy ra:

Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng tra

K .u
0,285.4
be
=
= 0,66 , do trục lắp trên ổ đũa ta được: KH β = 1,15
2−K
2−
be
0,285

Re = 50 × 42 +1 × 3

4)

39253,79×1,15
(1− 0,285) × 0,285× 4 ×
527,32

= 120,4mm

Xác định các thông số ăn khớp :
Đường kính chia ngoài của của bánh côn chủ động được xác định theo công thức 6.52b:
d = K .3
e1

d

T .K
1

2.R
Hβ

(1− K ).K .u.[σ ]2
be

be

=

=

e

2 ×120,4

u2 + 1

= 58,4mm

42 + 1

H

Tra bảng 6.22 ta được z1 p = 16 với HB • 350 ⇒ z = 1,6 × z = 1,6 ×16 = 25,6 .

1

1p

Đường kính trung bình và modun trung bình của bánh côn nhỏ:

dm1 = (1− 0,5K ).d = (1− 0,5×0,285)×58,4 = 50,08mm
be

d m1
m = z = 50,08 = 1,96mm
tm
1
25,6
e1

Modun vòng ngoài được xác định theo công thức 6.5:
m
1,96
m =
tm
=
= 2,29mm
te
1 − 0,5.Kbe 1− 0,5 × 0,285
Theo bảng 6.8 lấy giá trị tiêu chuẩn mte = 2,5mm do đó:

m = m (1− 0,5.K ) = 2,5× (1− 0,5× 0,285) =
tm
2,13mm

te
be
d
z = m1 = 50,08 = 23,5 lấy z = 24 (răng)
1
1
m
2,13
tm

z = u z = 4× 24 = 96
răng.
2

SVTH: Trần Đăng Khuê

1 1

GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc

11


Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
Do đó tỉ số truyền thực tế u =
1

z

96

= = 4
z
24
2

1

Góc côn chia :

⎛z ⎞
⎛ 24 ⎞
δ = arctan ⎜ 1 ⎟ = arctan ⎜
=14,04 = 14o210,48'
1
''
⎝ z2 ⎠
⎟
⎠ '36 ''
δ = 90 − 14,04 = 75,96 = ⎝7596
o57
2

Theo bảng 6.20 với z1 = 24 ta chọn hệ số dịch chỉnh đều x1= 0,39 ; x2 = −0,39
Đường kính trung bình của bánh nhỏ: dm1 = z1.mtm = 24× 2,13 = 51,12mm
Chiều dài côn ngoài:

R = 0,5.m z2 + z2 = 0,5× 2,5× 242 + 962 = 123,69mm
te 1
2
e


5) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :

Theo công thức 6.33 ta có: σ

=
H

2.T .K . u2 +1

Z .Z .Z
M

1
H
ε

H

0,85.b.d 2 .u

≤ [σ ]

H

m1

Trong đó:
1


zm : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng, theo bảng 6.5 ta có zm = 274MPa 3
zε :hệ số kể đến sự trùng khớp của răng ,được xác định theo công thức

zε =

4 −ε α
3

Ở đây εαlà hệ số trùng khớp ngang, được tính theo công thức:
ε
α

⎛ 1
= 1,88 − 3,2 ⎜
⎝ 1

+

⎞
⎟ × cos(β) = 1,71
⎠

(với β= 0 ); ze =

4 −1,71
3

= 0,874

zH : Hệ số kể đến hìnhz dạng bề mặt tiếp xúc,theo bảng 6.12 ta có zH = 1,76

z
1
T1 : Mômen xoắn trên trục
dẫn 1 = 39253,79 Nmm
2

K : Hệ số tải trọng khi tính toán về tiếp xúc, được xác định theo công thức 6.61
H

K = K .K
H

Hα

.K
Hβ

HV

Ở đây:
KHβ : Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành

răng KH β = 1,15

SVTH: Trần Đăng Khuê

GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc

12



Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
KHα : Hệ số kể đến sự tập trung tải trọng không đều trên giữa các răng lấy

KHα = 1

: Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng động, tính theo công thức

K

6.63

v .bd.
KHV = 1 + 2T HK m1
K

HV

Hβ
Hα

1

d .(u +1)

π.d .n 3,14× 51,12× 725
= 1,94m / s . Theo
m1
=
u

60000 60000
bảng 6.13 ta chọn cấp chính xác bộ truyền là 8. δ là trị số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp
vH =δH .g 0.v

Trong đó:

với: v =

m1

H

,theo bảng 6.15 với dạng răng thẳng thì δ =
H

0,006 . g0 là hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch

bước răng ,theo bảng 6.16 với cấp chính xác mức làm việc êm là 7 thì
51,12 × (4 +
= 4,37
1)
4
b : chiều rộng vành răng, b = K .R = 0,285 ×123,69 = 35,25

g = 47 . Suy ra:
0

vH = 0,006 × 47 ×1,94
×


be e

lấy b = 35mm .

4,37 × 35 × 51,12
= 1,09
2 × 39253,79
×1×1,15
Do đó K H = 1,09×1,15×1 = 1,25 .
Vậy KHV = 1 +

Với các trị số vừa tìm được ta có:
σ

2 × 39253,79 ×1,25× 42
+1
0,85× 35× 51,122 × 4

= 274×1,76× 0,874.
H

= 480,77MPa

Theo bảng 6.1 thì [σ ] = [σ ] .z .z .K
H H sb

R

v


xH

Trong đó:
v = 1,94 (m / s)⇒ zv = 1
.
.
zR : Hệ số xét đến độ nhám bề mặt, với Ra = 2,5 ÷1,25μm ⇒ z
=0,95
K :Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng, với Rda • 700 (mm) ⇒ KxH = 1
xH

zv : Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng, với

⇒ [σ ] = 527,3×1× 0,95×1 = 500,94 (
H

)

Ta thấy σ • [σ ] .
H

MPa

H

Vậy điều kiện bền tiếp xúc được đảm bảo.

6)

Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

2.T .K .Y .Y .Y
Theo công thức 6.65 ta có: σ =
F1

1
ε
F

F
β

0,85.b.m .d
tm uốn, được tính theo công thức 6.71
Trong đó: K F : Hệ số tải trọng khi tính toán về
m1
K = K .K .K
F

SVTH: Trần Đăng Khuê

Fα

GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc

Fβ

13

Fv



Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
Với KFβ là hệ số xét đến tập chung tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng, theo
bảng 6.21 ta được KFβ = 1,24 , KFα là hệ số xét đến tập trung tải trọng không đều giữa các răng
KFα = 1 , KFv là hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng động, xác định theo công thức:
v .bd.
KFV = 1 + 2T FK Km1
Fβ
Fα

1

d .(u + 1)

Với : vF =δF .g 0.v

theo bảng 6.15 và 6.16 ta có:δF = 0,016 ; g0 = 47

m1

u
51,12
× (4 + = 12 ⇒
12 × 35× 51,12
⇒ vF = 0,016 × 47
KFV = 1 +
1)
2×
39253,79
×1,94

×1×1,15
4
Vậy K F = 1,24×1,24 ×1=1,54
1
1
= 0,6
Yε =
1,71
=
εα β0
n =1
Yβ =
1− 140
z
24
1
=
= 24,74
zvn1 =
cos(σ ) cos(14,04)
1

z

96
=
cos(σ ) cos(75,96)
2
x = 0,39 ; x =− 0,39
1

2
zvn 2 =

2

= 395,71

Tra bảng 6.18 ta được: YF1 = 3,48 ; YF 2 = 3,63
Vậy

σ
F1

2 × 39253,79 ×1,54 × 0,6 ×1× 3,48
= 77,93MPa
0,85 × 35 × 2,13 × 51,12

=

Y

σ =σ

F2

F2

F1

Y


= 77,93×

F1

⎧σF
⎨

3,63
= 80,98MPa
3,48

[ F1
• [ F2
1
σ
]
Vậy điều kiện
⎩ F 2bền uốn của cặp bánh răng côn được đảm bảo.
]
Ta thấy :

•

σ
σ
Kiểm nghiệm răng
về độ bền quá tải.
σ
=σH

≤ [σ ]

7)

Theo công thức 6.48 ta có:
với: σ =
H

⇒σ
=

H max

Hmax

Kqt
480,77 MPa ; Kqt = 1,4
480,77 × 1,4 = 526,66MPa • [sH ]max = 1260 MPa

H max

Theo công thức 6.49 ta có: σ

⇒ σ
F

σ
F

max1


max2

=σ K

=σ K
Fmax

F

≤ [σ F]

max

qt
= 77,93×1,4 = 109,102MPa
• [σ ]

F1 max

F1

=qtσ K

= 80,98×1,4 = 113,37MPa • [σ ]

F 2 max

F2


qt bền quá tải của răng được thỏa mãn.
Vậy độ

SVTH: Trần Đăng Khuê

GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc

14

= 1,24


Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011

8) CÁC THÔNG SỐ VÀ KÍCH THƯỚC CỦA BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN:
Chiều dài côn ngoài

Re = 123,69 (mm)

Modul vòng ngoài

mte = 2,5(mm)

Chiều rộng vành răng

bw = 35(mm)

Tỉ số truyền

u1 = 4


Cấp chính xác

8

Góc nghiêng của răng

b = 00

Số răng của các bánh răng

z1 = 24 ; z2 = 96

Hệ số dịch chỉnh chiều cao răng

x1 = 0,39 ; x2 = − 0,39

Đường kính chia ngoài :

de1 = mte .z1 = 2,5× 24 = 60 (mm)

de

de 2 = mte .z2 = 2,5×96 = 240(mm)

Góc côn chia:δ

δ = 14,040 ;δ = 75,960

Chiều cao răng ngoài : he


he = 2htemte + c = 2,2mte = 5,5 (mm)

Chiều cao đầu răng ngoài : hae

hae1 = (hte + xn1.cos b).mte = (1 + 0,39 ×1) × 2,5 = 3,475

1

2

(mm)hae2 = 2.hte .mte – hae1 = 2× 2,5 − 3,475 =1,525

(mm)
hfe1 = he − hae1 = 5,5–3,475 = 2,025(mm)

Chiều cao chân răng ngoài : hfe

hfe2 = he − hae2 = 5,5 −1,525 = 3,975 (mm)
Đường kính đỉnh răng ngoài :

dae1 = de1 + 2.hae1.cosδ1 = 66,74 (mm)

dae

dae 2 = de 2 + 2.hae2 .cosδ2 = 240,74 (mm)

3.2 Tính Toán Bộ Truyền Cấp Chậm:
Các thông số ban đầu
∙Công suất đầu vào:


P = 2,86 kW
1

∙
∙
∙
ℎú
∙

Moment xoắn: = 150692,41
Số vòng quay: = 181.25
ò
Tỉ số truyền: u = 3
Thời gian phục vụ: 7 năm

∙

Quay một chiều, làm việc hai ca ( 1 năm làm việc 280 ngày, một ca 8

/

giờ)
∙

Chế độ tải:

SVTH: Trần Đăng Khuê

=


,

= 0.83

GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc

15


Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
= 12 , = 60

1) Chọn vật liệu:
Ta chọn vật liệu cho cặp bánh trụ răng nghiêng như sau:
+ Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB = 270, có
σ b1 =850(MPa); σ

=580(MPa)

ch
1

+ Bánh lớn : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB =255, có
σ b2 =750(MPa); σ ch= 450 (MPa)
2

2) Xác định ứng suất cho phép :
Tính sơ bộ ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc cho phép theo các công thức 6.1a và 6.1b ta có:
σ0 Flim


σ0 Flim .kFc .kFl
;[ F] σ
s
=
σ = .kHl
F
s
σo
,σ0
: lần lượt là ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số
Trong đó : H
chuchúng đươc tra ở bảng 6.2:σo =
kỳ cơ sở, trị số của
1,8HB và σ0 = 2HB + 70
F lim
H lim

[ H]

F lim

H lim

sF , sH : lần lượt là hệ số an toàn khi tính về uốn và tiếp xúc tra ở bảng 6.2:
sF = 1,75 và sH = 1,1

Khi đó:
σ0
= 2 × 260 + 70 = (MPa )

590
σ0 F lim1 = 1,8 × 260 = (MPa )
468
σ0 F lim2 = 2 × 250 + 70 = 570(MPa )
H lim2

σ Flin = 1,8.250 = 450(MPa) σH0 lim1 = 1,8 × 250 = 450 (MPa )
2
K : Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải ,lấy K =1 (tải trong đặt một phía)
Fc
Fc
K , K : Hệ số tuổi thọ, được xách định theo công thức 6.3 và 6.4
HL

FL

KHL = mH

NFO
NHO ;
KFL = mF
NFE
NHE

Ở đây:
m , m : Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn với HB • 350 lấy:
H

F


mH = 6; mF = 6

N , N : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn và tiếp xúc
FO

HO

N = 4.10 6 với tất cả các loại thép
FO

⎧N HO = 2,05.107
1
NHO = 30HHB ⇒ ⎪⎨
2,4
HO
⎪⎩N 2 = 1,97.107

N

N
: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương
đương

,

FE
HE

SVTH: Trần Đăng Khuê


GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc

16


Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
Vì bộ truyền làm việc ở chế độ tải trọng thay đổi nhiều bậc nên theo các công thức 6.7 và
6.8 ta có: N HE = 60c ∑ ⎛⎜ Ti ⎞
⎟

m
H

2

⎛ Ti ⎞m F .n .t

.n .t ; N = 60c ∑
FE
⎜
i

i
i

⎟
với: c là số lần ăn khớp ⎝trong
răng, c = 1, ni , ti : Số vòng quay và thời
T ⎠ một vòng quay của bánh
⎝T⎠

i

gian làm việc ở chế độ i.
Ta có:
1
5
NHE1 = 60 ×1×181,25× 31360× (13 × 0,833 × ) = 2,19.108 • NHO1 ⇒ KHl = 1
2
6
+
5
6 1
NHE 2 = 60 ×1× 60,42 × 31360 × (13 × 0,833 × ) = 7,3.107 • NHO 2 ⇒ K Hl = 1
1
+
6
16
5
=
60
×1×181,25×
31360
×
(1
6
×
+ 0,836 × ) = 1,5.108 • N FO1 ⇒ KFl = 1
NFE1
2
6

6
1
5
NFE 2 = 60 ×1× 60,42 × 31360 × (16 × + 0,836 × ) = 5.107 • NFO 2 ⇒ K Fl1 = 1
6
6
590×1
570 ×1
= 536,36 (MPA); [ H] =
= 518,18 (MPA)
Như vậy: [ H] σ=
1
1
1,1
1,1
σ
Với bánh trụ răng nghiêng theo công thức 6.12 ta có:
1
536,36 +
= 527,27 (MPa) [ ]H • 1,25 [ H]
[ H ] = × ([ H ]1 [ H] )= 518,18
2
2
×
⇒σ
2
σ
2
σ
σ[ F ] = 486 ×1×1 = 277,7

+ σ (MPa); [ F] = 450 ×1 = 257,14 (MPa)
2
1
1,75
1,75
σ
Ứng suấtσ quá tải cho phép ,theo các công thức 6.10 và 6.11 ta có
[σH]max = 2,8.σch 2 = 2,8.450 = 1260(MPa)
[σF]1max = 0,8. σch 2 = 0,8.580 = 464(MPa)
[σF]2max = 0,8.σch 2 = 0,8.450 = 360(MPa)

3)

Xách định các thông số cơ bản của bộ truyền :
Xác định sơ bộ khoảng cách trục theo công thức 6.15a
T .k
a = k .(u + 1) ×
2
Hβ
3
w
a
σ
2
.u
.ψ
[
2
H


Trong đó:

2
ba

]

+ ka : Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng.Theo bảng 6.5 ta được
ka = 43 (MPA)1/3

+ T2 : Mômen xoắn trên trục hai của hộp giảm tốc,
+ [ H ] σ Ứng suất tiếp xúc cho phép ,H[
+ ψ = 0,3σtra=theo bảng 6.6
)1/3

]

527,27 (MPa

ba

SVTH: Trần Đăng Khuê

GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc

= 150692,41

17



Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
+ kHβ Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không điều trên chiều rộng vành răng khi tải về
tiếp xúc.
Theo bảng 6.7 với ψ = 0,64 , ta được kHβ = 1,03 (sơ đồ 5)
bd

150692,41×1,03
= 164,7 (mm) lấy aw =165 mm
527,27 2 × 3 × 0,3

Suy ra: aw = 43 × (3 + 1) 3
×
+ 5 = 55mm
b
Ta có: w2 =ψ × a = 0,3×165 = 49,5mm và bw1 = b w2
ba

4)

w

Xách định các thông số ăn khớp
Theo công thức 6.17 ta có:

m = (0,01÷ 0,02) × a = (0,01÷ 0,02)×165 = 1,65 ÷ 3,3mm
w

Theo bảng 6.8 chọn môdul pháp m = 2,5mm
Chọn sơ bộ β=100 , do đó cos(β) = cos(100 ) = 0,9848 , theo công thức 6.19 ta xác định
cos(β) m

0,9848
= 2 ×165 ×
được số răng bánh nhỏ: z1 = 2 × a ×
w
× (u + 1)
2,5 × (3 +
1)
răng.

= 32,5 lấy z1 = 32

Số răng bánh lớn được xách định theo công thức 6.20: z 2 = u ×2 z = 3×1 32 = 96 lấy

z = 96 răng >
2

z
Do đó tỉ số truyền thực là u2 =

96
= = 3
z
32
2

1

z+z
1


cos(β) = m

= 2,5×

2

×
2×a
w
β= 14,14 = 140 8’ 28’’

32 + 96
= 0,97
2×165

Theo công thức 6.18 ta tính lại khoảng cánh trục:
z+z
32 + 96
a =m
1
2
= 2,5×
= 165 (mm)
2× cos(β)
2×
×
w
0,97
Ta sử dụng răng không dịch chỉnh x1 = x2 = 0
Góc ăn khớp α =α =

tw

5)

t

⎛ tan (α)
arctan ⎜
cos (β)
⎝

⎞
⎟ = 20,57 = 20034'3''
⎠

Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Theo công thức 6.33 ,ứng suất tiếp xúc trên bề mặt làm việc của răng là
2.T .K (u +1)
σ = z .z .z 1
H
H
M
H
ε
b .ud. 2
ww1

Trong đó :
SVTH: Trần Đăng Khuê


GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc

18


Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
+ zm : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng, theo bảng 6.5 ta có zm = 274 (MPA)1/3
+ zH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, theo công thức 6.34 ta có
2.cosβ
zH = sin(2.α )b
tw

Ở đây:
β :Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
b

Theo công thức 6.35 ta có:

tgβb = cosα t× tgβ = cos (20,570) tg 14,14
( 0
0,236
β = 13,270
×
b
Do đó ta theo công thức trên ta có

)
=

2.cos(13,27)

= 1,72
sin(2.20,57)

zH =

+ zε: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng . Xác định theo công thức 6.36c:
sin (β) sin (14,14)
Ta có ε = b . = 0,3×165×
= 1,54 • 1
β
w
π.m
2,5×π
Do đó ta có zε =

1
1
=
= 0,77
εα
1,694

⎛ 1

Trong đó ε = 1,88 − 3,2
⎜
α

⎝ 1
z


+
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:

⎞
⎟ cos(β) = 1,694
⎠

a
w = 2 165 =
82,5 (mm)
dw1 =
z 2
u +1
3 +1
1
×
về tiếp×xúc ,tính theo công thức 6.39
2
+ K H : Hệ số tải trọng khi tính
K =K
.K
.K
H Hα

Hβ

HV

Với

+ K H β :Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra bảng
6.7 ta có KHβ = 1,03
+ KHα : Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều giữa các đôi răng đồng thời ăn khớp
,trị số của kHα được tra theo bảng 6.14 ta được K Hα = 1,03
+ K : Hệ số kể đến ảnh hưởng của tải trọng động trong vùng ăn khớp, theo công thức
HV

6.41 ta có:
KHV = 1 +

v .b .d
H

2T K
1

Trong đó :

d .(u +1)

vH = δH .g 0.v

w
w1

K

Hβ
Hα


w1

u

δ = 0,002
+ δ : Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp theo bảng 6.15 ta được
H
H
+ g0 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng,lấy g0 = 47 theo bảng 6.16

π.d .n 3,14 × 82,5 ×181,25
= 0,78 (m/s). Theo bảng 6.13 ta chọn
w1
1 =
60000 60000
cấp chính xác cho bộ truyền là 9.
v = 0,002× 47 × 0,78 82,5× 4 = 0,67
3
×

+ v : Vận tốc vòng v =

H

SVTH: Trần Đăng Khuê

GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc

19



Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
0,67 × 49,5×82,5
=
2×150692,41×1,03×1,03
1,009
K = 1,03×1,03×1,009 =

Vậy ta có:

KHV = 1+

1,07
H

Thay số vào công thức trên ta có :
2×150692,41×1,07 × (3
σ = 247 ×1,72×
×
+1)
H
0,77
49,5× 3×82,52
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:

= 409,95 (MPa)

với v • 5(m / s) ⇒ z = 1
v


R = 2,5 ÷1,25 (μm) ⇒ z = 0,95
a
R

da • 700(mm)⇒ KXH = 1
Theo 6.1 và 6.1a ta được:

[σ ] = [σ ] × z × z × K
H

Ta thấy σ

H

H sb
XH

v

= 409,95 • [σ H] = 500,1 vậy điều kiện bền tiếp xúc được đảm bảo. Để đơn

giản trong quá trình tính toán ta lấy

6)

= 527,27×1×1×1× 0,95 = 500,1( MPa)

a

b = 50 (mm).

w

Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
2 ×T1× K F×Y ×Y ε ×Y
Theo công thức 6.43 ta có: σ F1 =
β
F1
b ×d ×m
w w1

Trong đó :

+ T1 :mômen xoắn trên bánh chủ động, N.mm
+ m : modul pháp
+ bw : chiều rộng vành răng w = 50 (mm)
:đường kính vòng lăn của bánh chủ động,
+ d
mm 1
1
+ Yε w1=
= 0,59 hệ số kể đến sự trùng khớp của răng (với εα = 1,694 )
1,694
= 1− β0
1 − 14,140
+ Yβ =εα
:hệ số kể đến độ nghiêng của răng Yβ =
=0,899
140

140


+ YFi : Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2

với

z
⎧
32
1
= 35,06
⎪⎪zv1 = cos3β =
0,973
z
⎨
96
2
=
⎪zv2 cos3β = 0,973 = 105,1
9
⎪⎩

Vậy theo bảng 6.18 với hệ số dịch chỉnh x1 = x = 20
Ta có YF1 = 3,75F2;Y = 3,60
+ KF: Hệ số tải trọng khi tính về uốn
K = K .K .K
F

Ở đây:

Fα


Fβ

FV

SVTH: Trần Đăng Khuê

GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc

20


Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
+ KFβ : Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng khi tính về
uốn ,theo bảng 6.7 ta được KFβ = 1,09
+ KFα : Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều giữa các răng khi tính về uốn ,theo
bảng 6.14 ta được KFα = 1,12
+ K : Hệ số kể đến ảnh hưởng của tải trọng động
FV

v .bd.
F
m1
KFV = 1 + 2TK
K
Fβ
Fα

1


vF = δF .g 0.v.

với

a
w

u
Tra bảng 6.15 và 6.16 ta được:
+ δ = 0,006
F
+ g0 = 47
⇒ vF = 0,006 × 47 × 0,78× 165 = 1,61
3

Vậy ta có:
K Fv = 1
+

1,61× 50 × 82,5
2 ×150692,41×1,09 ×1,12

⇒ K = 1,02×1,09×1,12 =
1,245

Ta có

F

2×150692,41×1,245 × 0,59 × 0,899 ×

3,75
50 ×82,5× 2,5
Y
3,6
F2
σ
=σ
= 72,37 ×
= 69,48 (MPa)
+ F2
F1 Y
3,75
F1
+σ

F1

⎧σF
⎨

=

[ F1
• [ F2
1
σ
]
Vậy điều kiện bền ⎩uốn
F 2 được đảm bảo
]

Ta thấy

7)

•

σ
Kiểm nghiệm răng
σ về độ bền quá tải
Theo công thức 6.48 ta có: σ

=σ ×
Hmax

với:
Suy ra: σ

H

max

σ = 409,95 (MPa) ; kqt =
H

H

F

max


=σF .kqt ≤ [σ F]

kqt ≤ [σ H]

max

T
max

T
[σ
= 409,95. 1,4 = 485( MPA) • H]

σ

= 1,4
max

= 1260 (MPa )

max

Suy ra: σFmax1 = σF1.kqt = 72,37 × 1,4 = 101,32(MPA) < [σF1]max

σ
F

max1

σ

Fmax2

= 1,02

= 72,37 ×1,4 =
(MPA) • [σ F]1 max
101,32
=σqtF2 .kqt = 69,48×1,4 = 97,27 (MPA ) • [σF2 ]max
= σ .k

F1

Vậy độ bền quá tải của răng được thỏa mãn.

SVTH: Trần Đăng Khuê

GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc

21

= 72,37 (MPa)


Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011

8)

Các thông số và kích thước của bộ truyền bánh trụ răng nghiêng

Khoảng cách trục


aw = 165 (mm)

Môđul pháp

m = 2,5 (mm)
⎧bw1 = 55
⎨
(mm)
⎩bw2 = 50

Chiều rộng vành răng

Tỉ số truyền

u=3

góc nghiêng của răng

β = 140 8’ 28’

Số răng của bánh răng

z1 = 32 ; z2 = 96

Hệ số dịch chỉnh

x1 = x2 = 0 (mm)

Cấp chính xác


9

Đường kính vòng chia :d

d =
1

m.z1
cos β

d = m.z2
2
cos β
Đường kính đỉnh răng :da

= 2,5× 32 = 82,47 (mm)
0,97
= 2,5× 96 = 247,42 (mm)
0,97

da1 = d1 + 2 × m = 82,47 + 2 × 2,5 = 87,47 (mm )
da 2 = d2 + 2 × m = 247,42 + 2 × 2,5 = 252,42 (mm)

Đường kính đáy răng :df

d f 1 = d1 − 2,5× m = 82,47 − 2,5 × 2,5 = 76,22 (mm)
d f 2 = d2 – 2,5 × m = 247,42 − 2,5 × 2,5 = 241,17 (mm)

SVTH: Trần Đăng Khuê


GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc

22


Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011

Phần bốn:

KIỂM TRA BÔI TRƠN NGÂM DẦU
Điều kiện bôi trơn ngâm dầu trong hộp giảm tốc côn – trụ :
-

Bánh răng côn cần được ngâm hết chiều rộng bánh răng lớn h trong dầu.

-

Bánh răng trụ răng nghiêng cần ngâm hết chiều cao răng hr và tối thiểu là 10mm.

-

Mức cao nhất của dầu không vượt quá 1
3 R mỗi bánh răng. −
= 10...15mm .
Khoảng cách giữa mức dầu cao nhất và thấp h
h
nhất:
max
min


1 - Xét bánh răng côn bị dẫn:
∙

Chọn chiều cao bánh răng côn bị dẫn cần phải ngâm trong dầu là 12,5 mm.

∙

Như vậy, chiều cao tối đa mà bánh răng côn cần phải ngâm trong dầu là 27,5 mm.

Như vậy H

92,87 (mm )

=
2 - Xét bánh răng
min trụ bị dẫn:

2
2
Ta thấy H min = 92,87 • × Rbanhrangtru = ×126,21 = 84,14
3
3
Do đó bộ truyền thỏa mãn điều kiện bôi trơn:
Hmin =
92,87mm
Hmax =
77,87mm

SVTH: Trần Đăng Khuê


GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc

23


Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011

Phần năm:

THIẾT KẾ TRỤC
4.1- Thiết kế trục 1:
Các thông số ban đầu
= 39253,79
Moment xoắn:
Số vòng quay: = 725 ò
/ ℎú

∙
∙

Thiết Kế
Bước 1.

Chọn vật liệu

Chọn vật liệu chế tạo là thép C45 thường hóa. Các thông số:
∙Giới hạn bền: b = 600 MPa
∙Giới hạn chảy: ch =340 MPa
∙Ứng suất xoắn cho phép: [ ] = 15 ÷ 30


Bước 2.

Chọn sơ bộ đường kính

T

Đường kính sơ bộ được tính theo công thức:

d =3

1

0.2 [τ]

.Chọn [τ ] = 15

MPa
1

d1 = 3

T
1

0,2[

]

1


=
τ

3

39253,79
= 23,56 mm
0,2 ×15

Ta chọn đường kính trục theo dãy tiêu chuẩn: = 24

Bước 3. Chiều rộng ổ lăn
Từ đường kính các trục ta tra chiều rộng ổ lăn đối với từng trục theo bảng 10.2 sách
“Tính toán Thiết kế hệ dẫn động Trịnh Chất-Lê Văn Uyển” trang 189. Trục 1:= 17 .

Bước 4.

Tính toán phác thảo các kích thước độ dài trục

Ta có: = 35

bề rộng răng bánh răng côn.

Dưới đây là hình vẽ phác thảo các kích thước của trục 1. Từ hình vẽ này ta có các kích
thước của trục 1 như sau:

SVTH: Trần Đăng Khuê

GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc


24


Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011

∙ l = (2,5 ÷ 3)× d1 =2,5×17 = 42,5 mm . Chọn l = 42 mm
11
11

− 0.5b13 cos ( 1)
= 42 + 0,5 ×17 +1310 + 10 + 35 − 0.5 × 35 × cos

0.5b + k + k + lm
∙ l13 = l +
11
1
1
2

(14,04

δ

0

)

= 88,5 mm
Chọn l13 = 90 mm . Ở đây:

▪ = 8 ÷ 15 : khoảng cách giữa các chi tiết quay. Chọn = 10.
▪ = 5 ÷ 15 : khoảng cách từ mặt mút ổ tới thành trong của hộp. Chọn

= 10.

▪ lm13 = 35mm : chiều dài mayo bánh răng dẫn.
∙ lm = (1,2 ÷1,5) d1 = 1,5 × 24 = 36mm
12
l
= 0.5 × lm12 + k3 + h +n 0.5 × b 0,5 × 36 + 15 + 17 + 0,5 ×17 = 58,5mm
∙
12
=
1

Chọn l12 = 60 mm . Trong đó:

▪ = 15 khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ
▪ ℎ = 17 chiều cao nắp ổ và đầu bulông.

Bước 5.
trục

Tính toán lực tác dụng lên các

Các2T
lực tác
lên bánh răng côn dẫn là:
2 ×dụng
39253,79

∙ Ft1 = 1 =
= 1536 N
d

m1

51,12

r1
= 1536×tg (20°
∙ F = F tgαcosδ
t1
1

∙

)× cos
14,04
F = F tgαsinδ = 1536×tg (20
)(× sin
14,04
Lực tác dụng lên bánh đai là:
(
t1

°

a1
1


°

)= 542,36 N
)= 135,63 N

°

α 135o
∙ Fr = 2F0 z sin( 1 ) = 2.154,78.2.sin(
22
SVTH: Trần Đăng Khuê

) = 572 N

GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc

25


Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011

∙

M =F .
1

a1

d
m1


2

= 135,63×

SVTH: Trần Đăng Khuê

51,12
= 3466,7 Nmm
2

GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc

26


Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011

Mặt phẳng Oyz:

⎧YB1 + YC 1 = Ft1 + Fr = 2108
⎨
⎩YB1 .48 + YC 1 .90 = − M 1 + Fr .150 = 82333,3
⎧Y = 2556,83 N
⇔ ⎨ B1
⎩YC 1 = −448,83 N

Mặt phẳng Oxz:

⎧

⎨
⎩
⎧
⎨
⎩

−F = −572
X B1 + X =
C1
r1
X B1.48 + X C1.90 = 0
X B1 = −1162N
X C1 = 619,84N

Bước 6. Xác định đường kính trục
∙
Moment uốn tổng
diện i: - M A1 = M 2 +
-

= 3466,72 + 0 3466,7 Nmm
M
=
rx
M B1 = M rx2 + M ry2 = 77194,862 + 26033,282 =81466,42Nmm

-

M C1 = M rx2 + M ry2 = 343202 + 0 = 34320Nmm


-

M D1 = M rx2 + M ry2 = 0

∙

∙
trục:

tại các tiết
2
ry

Moment tương đương

tại các tiết diện i:

-

M tdA1 = M 2A1 + 0,75.T A12 = 3466,72 + 0,75 × 39253,792 = 34171,08 Nmm

-

2
+ 0,75.T 2 = 81466,422 + 0,75 × 39253,792 = 88274,7 Nmm
MtdB1 = M B1
B1

-


2
+ 0,75.TC12 = 343202 + 0,75 × 39253,792 = 48306,39 Nmm
M tdC1 = M C1

-

2
+ 0,75.T 2 = 02 + 0,75 × 39253,792 = 33994,78Nmm
M tdD1 = M D1
D1

Tính đường kính các đoạn
M
34171,08
tdA1
=3
= 17,57 mm
- d A1 = 3
0,1× 63
0,1×[σ]

M
-

dB1 =

3

tdB1


0,1×[σ]

=

3

88274,7
= 24,1mm
0,1× 63

M

48306,39
= 19,72 mm
0,1×[σ]
0,1× 63
M 33994,78
- dD1 = 3 0,1×tdD[σ1 ] = 3 0,1× 63 = 17,54 mm
-

dC1 = 3

tdC1

=3

∙
Chọn đường kính các đoạn trục theo dãy tiêu
chuẩn:
dC1 = 25mm ; dD1 = 18 mm ;

SVTH: Trần Đăng Khuê

GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc

27

d A1 = 18mm ; dB1 = 25 mm ;


Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011

4.2 Thiết kế trục 2:
Các thông số ban đầu
= 150692,41
Moment xoắn:
Số vòng quay: = 181,25 ò / ℎú

∙
∙

Thiết Kế
Bước 1.

Chọn vật liệu

Chọn vật liệu chế tạo là thép C45 thường hóa. Các thông số:
∙Giới hạn bền: b = 600 MPa
∙Giới hạn chảy: ch =340 MPa
∙Ứng suất xoắn cho phép: [ ] = 15 ÷ 30


Bước 2. Chọn sơ bộ đường kính

T
d =3

Đường kính sơ bộ được tính theo công thức:
T
d2 = 3

2

0.2[

]

2

=
τ

3

1

0.2 [τ]

.Chọn [τ 2] = 20 MPa

150692, 41
= 33,52 mm

0,2 × 20

Ta chọn đường kính trục theo dãy tiêu chuẩn: = 34

Bước 3. Chiều rộng ổ lăn
Từ đường kính các trục ta tra chiều rộng ổ lăn đối với từng trục theo bảng 10.2 sách “Tính
toán Thiết kế hệ dẫn động Trịnh Chất-Lê Văn Uyển” trang 189. Ta có:
= 21

Bước 4. Tính toán phác thảo các kích thước độ dài trục
Ta có: = 35

bề rộng răng bánh răng côn.

Dưới đây là hình vẽ phác thảo các kích thước của trục 2. Từ hình vẽ này ta có các kích
thước của trục 2 như sau:

SVTH: Trần Đăng Khuê

GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc

28