Đề tài: Thiết kế hệ thống truyền động cơ khí, HAY, 9đ

1
MỤC LỤC
MỤC LỤC........................................................................................................... 1
LỜI NÓI ĐẦU .................................................................................................... 3
CHƯƠNG 1: TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ ..................................... 4
1.1. Chọn động cơ điện ....................................................................................... 4
1.1.1. Chọn kiểu động cơ .................................................................................... 4
1.1.2. Xác định công suất động cơ...................................................................... 4
1.1.3. Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ...................................................... 5
1.1.4. Chọn động cơ thực tế ................................................................................ 5
1.1.5. Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ ..................... 5
1.2. Phân phối tỷ số truyền.................................................................................. 5
1.2.1. Tỷ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc ................................. 6
1.2.2. Tỷ số truyền của bộ truyền trong hộp giảm tốc ........................................ 6
1.2.3. Tính toán các thông số trên trục................................................................ 6
CHƯƠNG 2: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG............................ 7
2.1. Thiết kế bộ truyền đai................................................................................... 7
2.1.1. Chọn loại đai ............................................................................................. 7
2.1.2. Các kích thước và thông số của bộ truyền đai .......................................... 7
2.1.3. Xác định số đai.......................................................................................... 9
2.1.4. Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục..............................................10
2.1.5. Bảng kết quả tính toán.............................................................................11
2.2. Thiết kế bộ truyền bánh răng .....................................................................11
2.2.1. Chọn vật liệu chế tạo...............................................................................11
2.2.2. Xác định ứng suất cho phép....................................................................12
2.2.3. Thiết kế bộ truyền cấp nhanh (bộ truyền bánh răng côn răng thẳng).....15
2.2.4. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng...........................................20
2.2.5. Kiểm tra sai số vận tốc............................................................................28
2.2.6. Kiểm tra điều kiện bôi trơn .....................................................................28
CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI.........................................29
3.1. Chọn vật liệu ..............................................................................................29

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Page 2
3.2. Tải trọng tác dụng lên trục .........................................................................29
3.2.1. Lực tác dụng từ các bộ truyền bánh răng................................................29
3.2.2. Lức tác dụng từ bộ truyền đai, khớp nối.................................................29
3.3. Tính toán thiết kế trục ................................................................................29
3.3.1. Tính sơ bộ trục ........................................................................................29
3.3.2. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực..........................29
3.3.3. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục....................................30
3.3.4. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi....................................................35
3.3.5. Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh............................................................39
3.3.6. Kiểm nghiệm trục về độ cứng.................................................................39
3.4. Tính chọn ổ lăn...........................................................................................41
3.4.1. Tính chọn ổ lăn cho trục 1.......................................................................41
3.4.2. Chọn ổ cho trục 2 ....................................................................................43
3.4.3. Chọn ổ cho trục 3 ....................................................................................45
CHƯƠNG 4: THIẾT KẾ VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ CHỌN CHẾ
ĐỘ LẮP TRONG HỘP.....................................................................................47
4.1. Thiết kế các kích thước của vỏ hộp............................................................47
4.1.1. Chọn bề mặt ghép nắp và thân................................................................47
4.1.2. Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp ...........................................47
4.1.3. Một số chi tiết phụ...................................................................................48
4.1.4. Chọn các chế độ lắp trong hộp giảm tốc.................................................50
KẾT LUẬN.......................................................................................................52

Page 3
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 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 giúp củng cố lại kiến thức đã
học trong các môn Nguyên lý máy, Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật,...và giúp sinh
viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí. Công việc thiết kế hộp giảm
tốc giúp chúng ta hiểu hơn và có cái nhìn cụ thể hơn về cấu tạo cũng như chức
năng của các chi tiết cơ bản như bảnh răng, ổ lăn,...Thêm vào đó trong quá
trình thực hiện sinh vieenc ó thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ hình chiếu
với công cụ Autocad, điều rát cần thiết với một kỹ sư cơ khí.
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 các bạn để đồ án này được hoàn
thiện hơn.
Em xin chân thành cám ơn!
Ngày 28/02/2017
Sinh viên thực hiện
Đào Thanh Tuyển

Page 4
CHƯƠNG 1: TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
1.1. Chọn động cơ điện
1.1.1. Chọn kiểu động cơ
Chọn loại động cơ xoay chiều không đồng bộ ba pha rôto lồng sóc.
1.1.2. Xác định công suất động cơ
Công suất trên trục động cơ được xác định theo công thức:
Pct = Pt /η
trong đó: Pct – công suất cần thiết trên trục động cơ, kW
Pt – công suất trên trục máy công tác, kW
3 3
t lv tP P F.v /10 3000.1,4 /10 4,2 (kW)   
η – hiệu suât của các bộ phận trong hệ dẫn động
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.
Theo sơ đồ đề bài thì : 3
brt brc ol d k. . . .      
brt : hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ: brt = 0,98
brc : hiệu suất của bộ truyền bánh răng côn: brc = 0,97
ol : hiệu suất một cặp ổ lăn: ol =0,995
d : hiệu suất của bộ truyền xích: d = 0,96
k : hiệu suất của khớp nối: k = 1
 3
0,98.0,97.0,995 .0,96.1 0,899  
ctP 4,2 / 0,899 4,67 (kW)  

Page 5
1.1.3. Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ
Số vòng quay của trục máy công tác:
3 3
lv
60.10 .v 60.10 .1,4
n 89,13 (v / ph)
.D .300
  
 
Tỷ số truyền toàn bộ của hệ thống ut: ut = uh.ud
với: uh – tỷ số truyền của hộp giảm tốc côn trụ hai cấp
ud – tỷ số truyền của bộ tuyền đai
tra bảng 2.4 [1] ta chọn như sau: uh = 10 ud = 3
vậy ut = 30
Số vòng quay sơ bộ của động cơ: nsb = nlv . ut = 89,13.30 = 2673,9
1.1.4. Chọn động cơ thực tế
Tra bảng P1.2 [1] ta chọn động cơ 4A100L2Y3 với các thông số:
Công suất: 5,5 kW
Số vòng quay: n = 2880 (vg/ph)
Tk / Tdn = 2,0 Tmax / Tdn = 2,2
1.1.5. 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:
dc ct
dc sb
P 5,5 P 4,67
n 2880 n 2673,9
  
  
mm k
dn
T T
T T

 thỏa mãn điều kiện mở máy và điều kiện quá tải của động cơ.
1.2. Phân phối tỷ số truyền
Tỷ số truyền chung của toàn bộ hệ thống:

Page 6
dc
lv
n 2880
u 32,31
n 89,13
   
1.2.1. Tỷ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc
Ký hiệu: uh là tỷ số truyền của hộp giảm tốc
ung là tỷ số truyền ngoài hộp giảm tốc
Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài: ng du u
Ta chọn d ngu 3; u 3  
1.2.2. Tỷ số truyền của bộ truyền trong hộp giảm tốc
h ngu u .u 
h
ng
u 32,31
u 10,77
u 3

   
hu 10,77 
1
2
u 3,47
u 3,1



với u1: tỷ số truyền cấp nhanh
u2: tỷ số truyền cấp chậm
1.2.3. Tính toán các thông số trên trục
Trục
Thông số
Động cơ I II III Công tác
Công suất (kW) 4,67 4,65 4,49 4,38 4,2
Tỷ số truyền (-) 1 3,47 3,1 3
Số vòng quay (v/ph) 2880 2880 829,97 267,73 89,24
Momen (Nmm) 15485,59 15419,27 51663,92 156235,76 449447,02

Page 7
CHƯƠNG 2: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG
2.1. Thiết kế bộ truyền đai
2.1.1. Chọn loại đai
Chọn tiết diện đai hình thang thường
Ta có: PIII = 4,38 (kW) – công suất trên trục bánh đai chủ động
n3 = 267,73 (v/ph) số vòng quay trên trục bánh đai chủ động
u = 3 – 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:
Kí
hiệu
Kích thước tiết diện (mm)
Diện tích
tiết diện A
(mm2
)
Đường
kính bánh
đai nhỏ d1
(mm)
Chiều dài
giới hạn l
(mm)bt b h yo
B 19 22 13,5 4,8 230 200-400 1800-10600
2.1.2. Các kích thước và thông số của bộ truyền đai
Đường kính bánh đai nhỏ ta chọn d1 = 315 (mm)
 vận tốc của đai:
1 3.d .n .315.267,73
v 4,42 (m/s)
60000 60000
 
  
maxmà v 4,42 v 25 (m/s)  
(thỏa mãn điều kiện)
2 1d d .u.(1 ) 315.3.(1 0,02) 926,1 (mm)     
vì đường kính bánh đai được tiêu chuẩn hóa nên theo bảng 4.21 [1]

Page 8
ta chọn d2 = 900 (mm)
 tỷ số truyền thực tế của bộ truyền đai:
2
d
1
d 900
u 2,92
d .(1 ) 315.(1 0,02)
  
  
 sai lệch tỷ số truyền:
3 2,92
u 100 2,67%
3

   
(nằm trong phạm vi cho phép về sai lệch tỷ số truyền).
Khoảng cách trục (a):
Chọn a/d2 = 1 suy ra a = 1.d2 = 1.900 = 900 (mm)
Ta có: 1 2 1 20,55.(d d ) h a 2.(d d )    
0,55.(315 900) 13,5 900 2.(315 900)
681,75 900 2430
     
  
(thỏa mãn điều kiện chọn a)
Chiều dài đai (l):
Ta có:
2
1 2
1 2
(d d )
l 2.a 0,5 .(d d )
4.a

    
2
(315 900)
l 2.900 0,5 .(315 900) 3803,58 (mm)
4.900

      
Chiều dài đai được quy tròn theo tiêu chuẩn nên ta chọn chiều dài đai:
l = 4000 (mm).
Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ:
maxi v / l 4,42 / 4,0 1,105 i 10     (thỏa mãn)
Khoảng cách trục (a) theo chiều dài tiêu chuẩn (l): l = 4000 (mm)
2 2
8.
a
4
    


Page 9
Trong đó: 1 2d d 315 900
l 4000 2091,48
2 2
    
          
   
2 1d d 900 315
292,5
2 2
 
   
2 2
2091,48 (2091,48) 8.(292,5)
a 1003 (mm)
4
 
  
Góc ôm (α1):
o o
o o o o2 1
1
57 (d d ) 57 .(900 315)
180 180 146,75 120
a 1003
 
      
2.1.3. Xác định số đai
Số đai z được tính theo công thức:
III d
o l u z
P .K
z
[P ].C C C C

trong đó:
PIII - công suất trên trục bánh đai chủ động: PIII = 4,38 (kW)
[Po] - công suất cho phép,
tra bảng 4.19[1] ta được [Po] = 3,88 (kW)
Kd - hệ số tải trọng động,
tra bảng 4.7[1] ta được Kd = 1,1
Cα - hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α1,
1C 1 0,0025(180 ) 1 0,0025(180 146,75) 0,917       
Cl – hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai,
ta có lo = 3750, l = 4000 nên l/lo = 4000/3750 = 1,07
tra bảng 4.16  Cl = 1,01
Cu – hệ số xét đến ảnh hưởng của tỷ số truyền

Page 10
u = 3 tra bảng 4.17  Cu = 1,14
Cz – hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho
các dây đai, ta có PIII/[Po] = 4,38/3,88 = 1,13
 Cz = 1
4,38.1,1
z 1,176
3,88.0,917.1,01.1,14.1
  
chọn z = 2
Chiều rộng bánh đai B
B (z 1).t 2e (2 1).25,5 2.17 59,5 (mm)      
Đường kính ngoài của bánh đai da
a1 1 od d 2h 315 2.5,7 326,4 (mm)    
a2 2 od d 2h 900 2.5,7 911,4 (mm)    
2.1.4. Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục
Lực căng đai được xác định theo công thức:
III d
0 v
780P .K
F F
v.C .z
 
trong đó: Fv – lực căng do lực ly tâm sinh ra
Fv = qmv2
trong đó: qm – khối lượng 1 mét chiều dài đai,
tra bảng 4.22 qm = 0,3
v – vận tốc vòng, m/s
PIII – công suất trên trục bánh đai chủ động, kW
2
0
780.4,38.1,1
F 0,3.(4,42) 469,46 (N)
4,42.0,917.2
   
Lực tác dụng lên trục:

Page 11
o
1
r 0
146,75
F 2F .z.sin 2.469,46.2.sin 1799 (N)
2 2
  
    
   
2.1.5. Bảng kết quả tính toán
Thông số
Kí
hiệu
Giá trị Đơn vị
Đường kính bánh đai
nhỏ
d1 315 mm
Đường kính bánh đai lớn d2 900 mm
Tỷ số truyền ud 3 -
Hệ số trượt ε 0,02 -
Khoảng cách trục a 1003 mm
Góc ôm α1 146,75 độ(o
)
Chiều dài đai l 4000 mm
Số đai z 2 -
Chiều rộng bánh đai B 59,5 mm
Đường kính ngoài bánh
đai
da1 326,4
mm
da2 911,4
Lực căng đai F0 469,46 N
Lực tác dụng lên trục Fr 1799 N
2.2. Thiết kế bộ truyền bánh răng
2.2.1. Chọn vật liệu chế tạo
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

Page 12
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.
2.2.2. 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
H R V xH HL
H
[ ] .Z .Z .K .K
S
 
   
 
o
Flim
F R S xF FL
F
[ ] .Y .Y .K .K
S
 
   
 
trong đó:
ZR – hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc
ZV – hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
KxH – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng
YR – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng
YS – hệ số xét đến độ nhám của vật liệu đối với tập trung ứng suất
sY 1,08 0,0695.ln(m) 
KxF – 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
R V xH H Hlim HL H
o
R S xF F Flim FL F
Z .Z .K 1 [ ] .K / S
Y .Y .K 1 [ ] .K / S
    
 
    
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])
o
Hlim1 12HB 70 2.245 70 560 (MPa)      
o
Hlim2 22HB 70 2.230 70 530 (MPa)     

Page 13
o
Flim - ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở, được tính theo
công thức: o
Flim 1,8HB 
o
Flim1 11,8HB 1,8.245 441 (MPa)    
o
Flim2 21,8HB 1,8.230 414 (MPa)   
SH – hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc, tra bảng 6.2[1] ta được SH = 1,1
SF – hệ số an toàn khi tính về uốn, tra bảng 6.2[1] ta được SF = 1,75
KFC - hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải trọng, vì bộ truyền quay 1
chiều nên KFC = 1
KHL, KFL – 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:
H
F
m
HL HO HE
m
FL FO FE
K N / N
K N / N


trong đó :
mH, mF – bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn mH = 6, mF = 6
NHO – số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
HHO
2,4
B30HN  , với HHB – độ rắn Brinen.
2,4 2,4 7
HO1 B1H 30H 30.245 1,6.10N   
2,4 2,4 7
H2 B2HO 30H 30.230 1,39N .10  
NFO – số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
vì bánh răng làm bằng thép nên NFO=4.106
FO1 FO2
6
N N 4.10  
NHE, NFE – số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương, vì bộ
truyền làm việc với tải trọng thay đổi nên ta có:

Page 14
F
3
HE i max i i
m
FE i max i i
N 60.c. (T / T ) .n .t
N 60.c. (T / T ) .n .t




trong đó:
c – số lần ăn khớp trong một vòng quay, c=1
ni – số vòng quay ở chế độ thứ i
ti – thời gian làm việc ở chế độ thứ i nên ta có:
3
HE1 i i max i
3 3 3 9
N 60.c.n . (T / T ) .t
15 45 20
60.1.2922.19200.(1 . 0,9 . 0,7 . ) 2,3.10
80 80 80

   

9
9HE1
HE2
1
N 2,3.10
N 0,5.10
u 4,71
  
6
FE1 1 i max i
6 6 6 9
N 60.c.n (T / T ) .t
15 45 20
=60.1.2922.19200.(1 . 0,9 . 0,7 . )=1,74.10
80 80 80

 

9
9FE1
FE2
1
N 1,74.10
N 0,37.10
u 4,71
  
Ta có:
HE1 HO1 HL1
HE2 HO2 HL2
FE1 FO1 FL1
FE2 FO2 FL2
N N K 1
N N K 1
N N K 1
N N K 1
  
   

  
   
Như vậy ta có:
o
H 1 Hlim1 HL1 H[ ] .K / S =560.1/1,1=509,1 (MPa)  
o
H 2 Hlim2 HL2 H[ ] .K / S 530.1/1,1 481,82 (MPa)    
o
F 1 Flim1 FL1 F[ ] .K / S =441.1/1,75=250 (MPa)  
o
F 2 Flim2 FL2 F[ ] .K / S =414.1/1,75=236,57 (MPa)  

Page 15
Với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng và bộ truyền bánh răng côn răng
thẳng ta có:
H H 2[ ]=[ ] =481,82 (MPa) 
Ứng suất tải cho phép:
H max ch2[ ] 2,8. 2,8.450 1260 (MPa)    
F1 max ch1[ ] 0,8. 0,8.580 464 (MPa)    
F2 max ch2[ ] 0,8. 0,8.450 360 (MPa)    
2.2.3. Thiết kế bộ truyền cấp nhanh (bộ truyền bánh răng côn răng thẳng)
a) Xác định chiều dài côn ngoài hoặc đường kính chia ngoài
Chiều dài côn ngoài của bánh chủ động được xác định theo độ bền tiếp
xúc, công thức có dạng:
 
22 3
e R 1 H be be HR K u 1. TK / (1 K )K u
    
 
trong đó:
KR = 0,5.Kd – hệ số phụ thuộc vào vật liệu làm bánh răng và loại răng
KR = 0,5.100 = 50 (MPa1/3
)
Kbe – hệ số chiều rộng vành răng, Kbe = 0,3
KHβ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng bánh răng côn, tra bảng 6.21[1] ta được KHβ = 1,265
T1 – momen xoắn trên trục bánh chủ động, T1 = 15419,27 (Nmm)
[σH] - ứng suất tiếp xúc cho phép, [σH] = 481,82 (MPa)
Do đó:
2 23
eR 50. 3,47 1. 15419,27.1,265 /[(1 0,3).0,3.3,47.481,82 ] 87,88   
Hoặc de1 = 48,67

Page 16
b) Xác định các thông số ăn khớp
 Vì là bánh răng côn răng thẳng, tra bảng 6.22[1] ta có: Z1p = 17
Độ rắn mặt răng ≤ HB350 nên Z1 = 1,6.Z1p = 1,6.17 = 27,2 ta lấy 27
Đường kính trung bình:
dm1 = (1- 0,5.Kbe).de1 = (1 – 0,5.0,3).48,67 = 41,37 (mm)
mtm = dm1/Z1 = 41,37/27 = 1,53
 Xác định mô đun
Với bánh răng côn răng thẳng:
te tm bem m / (1 0,5K ) 1,53/ (1 0,5.0,3) 1,8     ta lấy mte = 2
Tính lại mtm và dm1:
tm te bem m .(1 0,5.K ) 2.(1 0,5.0,3) 1,7    
m1 tm 1d m .Z 1,53.27 41,31  
 Xác định số răng bánh 2 và góc côn chia
Z2 = u.Z1 = 3,47.27 = 93,69 ta lấy 94
Tỷ số truyền thực tế của bộ truyền: u = 94/27 = 3,48
Góc côn chia: 1 1 2arctg(Z / Z ) arctg(27 / 94) 16,026    = 16o
1’33’’
o o o o
2 190 90 16 1'33'' 73 58'27''      
c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh răng côn phải thoả mãn
điều kiện sau:
   
2
21 H
H M H H H R V XH2
m1
2TK u 1
Z .Z .Z Z .Z .K
0,85bd u


     
trong đó: ZM – hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, tra
bảng 6.5[1] ta được ZM = 274 (MPa)1/3

Page 17
ZH – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc,
tra bảng 6.12[1] ta được ZH = 1,76 (khi x1 = x2 = 0)
Zε – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, được xác định như sau:
Z (4 ) / 3    với 1 2 m[1,88 3,2(1/ Z 1/ Z )].cos    
[1,88 3,2(1/ 27 1/ 94).cos0=1,73  
Do đó: Z (4 1,73) / 3 0,87   
KH – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, H H H HvK K .K .K 
với: KHβ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng, tra bảng 6.21[1] ta được KHβ = 1,265
KHα – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp, ta có KHα = 1 với bánh răng côn răng thẳng
KHv – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tính
theo công thức:
Hv H m1 1 H HK 1 bd / (2TK K )   
trong đó: H H o m1g v d (u 1) / u   
với dm1 – đường kính trung bình của bánh côn nhỏ, dm1 = 41,31 (mm)
m1 1v d n / 60000 .41,31.2880 / 60000 6,23    
Tra bảng 6.15 và 6.16 ta được δH = 0,004 và go = 56
Nên H Hmax0,004.56.6,23 41,31(3,48 1) / 3,48 10,18     
Hv
10,18.26,364.41,31
K 1 1,284
2.15419,27.1,265.1
  
HK 1.1,265.1,284 1,625 
T1 – momen xoắn trên trục bánh chủ động, T1 = 15419,27 (Nmm)

Page 18
b = Kbe.Re = 0,3.87,88 = 26,364 (mm) – chiều rộng vành răng
H[ ] - ứng suất tiếp xúc cho phép, H[ ] = 481,82 (MPa)
2
H 2
2.15419,27.1,625. 3,48 1
274.1,76.0,87. 489,89 (MPa)
0,85.26,364.41,31 .3,48

   
Mức chênh lệch H[ ] :
H
489,89 481,82
[ ] .100% 1,675% 4%
481,82

    
Tính lại chiều rộng vành răng:
2 2
be e H Hb K .R ( /[ ]) 0,3.87,88.(489,89 / 481,82) 27,25 (mm)    
d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Điều kiện bền uốn:
 F1 1 F F1 nm m1 F12TK Y Y Y / (0,85bm d )    
 F2 F1 F2 F1 F2Y / Y    
trong đó:
T1 – momen xoắn trên bánh chủ động
mnm – modun pháp trung bình, mnm = mtm = 1,7
b – chiều rộng vành răng
dm1 – đường kính trung bình của bánh chủ động
Yβ = 1 – hệ số kể đến độ nghiêng của răng
YF1, YF2 – hệ số dạng răng, YF1 = 4,08; YF2 = 3,61
KF – hệ số tải trọng khi tính về uốn, KF = KFβ.KFα.KFv
với KFβ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng
trên vành răng, KFβ= 1,23
KFα – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng

Page 19
cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, KFα = 1
KFv – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong
vùng ăn khớp tính theo công thức:
F o m1 m1F m1
FV
1 F F 1 F F
g v. d (u 1) / u.b.dbd
K 1 1
2TK K 2TK K
0,011.56.6,23. 41,31(3,48 1) / 3,48.26,364.41,31
1 1,8
2.15419,27.1,23.1
   
 
   

  
FK 1,23.1.1,8 2,214  
Do đó:  F1 F1
2.15419,27.2,214.0,585.1.4,08
103,55 250
0,85.26,364.1,7.41,31
     
 F2 F2
103,55.3,61
91,62(MPa) 236,57(MPa)
4,08
     
Vậy răng đảm bảo điều kiện về độ bền uốn
e) Kiểm nghiệm răng về quá tải
Theo đầu bài, ta có hệ số quá tải : kq t = mm
1
T
T
=1,3
để tránh biến dạng dư hoặc gẫy giòn lớp bề mặt
 Hmax H qt Hmaxk 489,89 1,3 558,56(MPa) 1260(MPa)       
 F1max F1 qt F1 max
σ σ .K 103,55.1,3 134,615(MPa) σ 464(MPa)    
 F2max F2 qt F2 max
σ σ .K 91,62.1,3 119,106(MPa) σ 360(MPa)    
Như vậy răng thỏa mãn điều kiện về quá tải.
f) Kích thước hình học của bộ truyền
Thông số Ký hiệu Giá trị
Chiều dài côn ngoài Re 97,8
Chiều rộng vành răng b 26,364
Chiều dài côn trung bình Rm 84,618
Đường kính chia ngoài de de1 = 54; de2 = 188

Page 20
Góc côn chia δ δ1 = 16; δ2 = 74
Chiều cao răng ngoài he 4,4
Chiều cao đầu răng ngoài hae hae1 = 8,8; hae2 = 8,8
Chiều cao chân răng ngoài hfe hfe1 = hfe2 = 4,4
Đường kính đỉnh răng ngoài dae
dae1 = 70,92;
dae2 = 192,85
Góc chân răng θf θf1 = 2,58; θf2 = 2,58
Góc côn đỉnh δa δa1 = 18,58; δa2 = 76,58
Góc côn đáy δf δf1 = 13,42; δf2 = 71,42
2.2.4. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
a) Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền
Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
ta có: 2 H
3
w2 a 2 2
H 2 ba
T .K
a K .(u 1).
[ ] .u .

 
 
trong đó: aK - hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng
tra bảng 6.5[1] ta có: aK = 49,5
T2 – momen xoắn trên trục bánh răng chủ động,
T2 = 51663,92 (Nmm)
H[ ] - ứng suất tiếp xúc cho phép, H[ ] =481,82 (MPa)
U2 – tỷ số truyền của bộ truyền đang tính, u2 = 3,1
ba - hệ số, tra bảng 6.6[1] ta được ba =0,4
HK  - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên
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 ba 20,53 .(u 1)
0,53.0,4.(3,1 1) 0,9328
   
  
tra bảng 6.7[1] sơ đồ 5 ta được HK  =1,05; KFβ=1,12

Page 21
3
w2 2
51663,92.1,05
a 49,5.(3,1 1). 116,36 (mm)
481,82 .3,1.0,4
   
Chọn aw2 = 116 (mm)
b) Xác định các thông số ăn khớp
 Môđun (m)
w2m (0,01 0,02)a
=(0,01 0,02).116 1,6 2,32
 
  
Vì khi thiết kế ta nên thống nhất hoá môđun tiêu chuẩn của cặp bánh răng cấp
nhanh và môđun tiêu chuẩn của cặp bánh răng cấp chậm nên ta chọn m = 2.
 Số răng :
Vì là bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng nên β = 0
 Số răng nhỏ Z3 : w2
3
2
2a 2.116
Z 28,3
m(u 1) 2.(3,1 1)
  
 
vì số răng nguyên nên ta lấy Z3 = 29
 số răng bánh răng lớn Z4 : 4 3 2Z Z .u 29.3,1 89,9  
ta lấy số răng bánh răng lớn: Z4 = 90
 tỷ số truyền thực tế của bộ truyền là : t2
90
u 3,1
29
 
 Góc ăn khớp:
o
tw2 t2 w2cos Z mcos / (2a ) 119.2.cos20 / (2.116) 0,964    
o o
tw2 15,42 15 25'   
c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc :
2
H M H 2 H t2 w2 t2 w3Z .Z .Z 2T .K .(u 1)(b .u .d )  

Page 22
trong đó :
ZM – hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp,
tra bảng 6.5[1] ta có /
M
1 3
274 (MPa)Z 
ZH – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
H b tw22cos / sin2Z   
ở đây : b - góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở o
b 0 
o o
HZ 2cos0 / sin(2.15,42 ) 1,675  
Z - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
ta có :  - hệ số trùng khớp dọc
w2b .sin
m.


 

ở đây : w2b - chiều rộng vành răng
w2 ba w2b .a 0,4.116 46,4 (mm)   
46,4.sin(0)
0
2.
   

Z (4 ) / 3    
với  - hệ số trùng khớp ngang
3 4
o
1 1
[1,88 3,2 ].cos
Z Z
1 1
=[1,88 3,2 ].cos(0 ) 1,734
29 90

 
     
 
 
   
 
Z (4 1,734) / 3 0,87   
dw3 – đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ,

Page 23
w3 w2 t2d 2a / (u 1) 
2.116 / (3,1 1) 56,6 (mm)  
ta có vận tốc vòng của bánh răng:
w3 2d .n .56,6.829,97
v 2,46 (m/s)
60000 60000
 
  
tra bảng 6.13[1] ta chọn cấp chính xác là cấp 8
tra bảng 6.15[1] ta được H 0,006  , tra bảng 6.16[1] ta được og 56
H H o w2 t2v g v a / u 0,006.56.2,46. 116 / 3,1 5,056    
KH – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
H H H HvK K .K .K 
với: KHα – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
đồng thời ăn khớp, tra bảng 6.14[1] với cấp chính xác là cấp 8, v = 2,46 (m/s)
ta được: H FK 1,05 K 1,22  
KHβ – đã tra ở trên, KHβ = 1,05
KHv – hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp
H w2 w3
Hv
2 H H
v .b .d
K 1
2T .K .K 
 
5,056.46,4.56,6
1 1,12
2.51663,92.1,05.1,05
  
HK 1,05.1,05.1,12 1,235  
H 2
H
2.51663,92.1,235(3,1 1)
274.1,675.0,87.
46,4.3,1.56,6
=425,5 (MPa)<[ ] 481,82(MPa)

  
 
d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng thì ứng suất uốn sinh ra tại chân răng

Page 24
không được vượt quá một giá trị cho phép.
2 F F1
F1 F1
w2 w3
2T .K .Y .Y .Y
[ ]
b .d .m
 
   
F1 F2
F2 F2
F1
.Y
[ ]
Y

   
trong đó :
T2 – momen xoắn trên trục bánh răng chủ động
m – môđun pháp
bw2 – chiều rộng vành răng
dw3 – 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 1/1,734 0,577  
Y - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, vì bộ truyền là
răng thẳng nên ta có: β =0, nên Yβ =1
YF1, YF2 – hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2, phụ thuộc
vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh
ta có :
3
v3 3 3
4
v4 3 3
Z 29
Z 29
cos cos 0
Z 90
Z 90
cos cos 0

   

   
 
tra bảng 6.18[1] ta được :
F1
F2
Y 3,8
Y 3,605



KF – hệ số tải trọng khi tính về uốn,

Page 25
F F F FvK K .K .K 
trong đó :
FK  - 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 FK 1,22 
FK  - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng khi tính về uốn tra bảng 6.7[1] ta được FK 1,12 
FvK - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi
tính về uốn: F w2 w3
Fv
1 F F
v .b .d
K 1
2T.K .K 
 
với: F F o w2 t2v .g .v. a / u 
tra bảng 6.15[1] ta được F =0,016
tra bảng 6.16[1] ta được og =56
nên Fv 0,016.56.2,46. 116 / 3,1 13,5 (m/s) 
Fv
13,5.46,4.56,6
K 1 1,25
2.51663,92.1,12.1,22
   
FK 1,22.1,12.1,25 1,7  
F1
2.51663,92.1,7.0,577.1.3,8
73,3 (MPa)
46,4.56,6.2
   
F2
73,3.3,605
69,6 (MPa)
3,8
   
Ta có: F1 F 1 R s xF[ ] [ ] .Y .Y .K  
F2 F 2 R s xF[ ] [ ] .Y .Y .K  
Ys = 1,08-0,0695.ln(m) = 1,08-0,0695.ln(2)=1,032
YR = 1 (bánh răng phay), KxF =1 (vì da <400 mm)

Page 26
F1[ ] 252.1.1,032.1 260 (MPa)   
F2[ ] 236,57.1.1,032.1 244 (MPa)  
Ta có: F1 F1
F2 F1
73,3 [ ]=260 (MPa)
69,6 [ ]=244 (MPa)
   

   
 thoả mãn điều kiện về độ bền uốn của răng.
e) Kiểm nghiệm điều kiện quá tải
Ta có: qt maxK T / T = 1,3
trong đó:
Kqt – hệ số quá tải
Tmax – 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 qt H max. K [ ]    
Hmax 425,5. 1,3 485,15 1260 (MPa)   
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 qt F max.K [ ]    
F1max 73,3.1,3 95,29 464 (MPa)   
F2max 69,6.1,3 90,48 360 (MPa)   
 Thoả mãn điều kiện quá tải.
f) Xác định một vài thông số và kích thước của bộ truyền
 Đường kính vòng chia:

Page 27
3 3d mz / cos 2.29 / cos0 58 (mm)   
4 4d mz / cos 2.90 / cos0 180 (mm)   
 Đường kính vòng lăn:
w3 w2 t2d 2a / (u 1)
2.116 / (3,1 1) 56,6 (mm)
 
  
w4 w3 td d .u 56,6.3,1 175,5 (mm)  
 Khoảng cách trục chia:
2 4 3a 0,5m.(Z Z ) / cos
0,5.2.(29 90) / cos0 119 (mm)
  
  
 Đường kính đỉnh răng:
a3 3 3 2d d 2(1 x y )m
=58 2(1 0 0).2=62 (mm)
    
  
a4 4 4 2d d 2(1 x y )m
180 2(1 0-0).2 184 (mm)
    
   
 Đường kính đáy răng :
f 3 3 3d d (2,5 2x )m
58 (2,5 2.0).2 53 (mm)
  
   
f 4 4 4d d (2,5 2x )m
=180 (2,5 2.0).2 175 (mm)
  
  
 Đường kính cơ sở:
o
b3 3d d .cos 58.cos20 54,5 (mm)   
o
b4 4d d .cos 180.cos20 169 (mm)   
 Góc prôfin răng: o
t 20 
 Góc ăn khớp:

Page 28
tw2 2 t w2
o o
arccos(a .cos / a )
arccos(119.cos20 /116) 15,42
  
 
2.2.5. Kiểm tra sai số vận tốc
Kiểm tra sai số vận tốc theo công thức:
dc
thuc thuc
n
n
n n u
n .100% .100%
n n
2880
89,24
2,92.3,48.3,1
.100% 2,52% 5%
89,24


  

  
(thoả mãn sai số vận tốc)
2.2.6. Kiểm tra điều kiện bôi trơn
Công thức kiểm tra:
2
m2
d 180
1,11 [1,1;1,3]
d 162,7
   (thoả mãn điều kiện bôi trơn)

Page 29
CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI
3.1. Chọn vật liệu
Sử dụng thép 45 tôi cải thiện để chế tạo trục
3.2. Tải trọng tác dụng lên trục
3.2.1. Lực tác dụng từ các bộ truyền bánh răng
a) Bộ truyền bánh răng côn răng thẳng
Ft1 = Ft2 = 2T1/dm1 = 2.15419,27/41,31 = 746,5 (N)
Fr1 = Fa2 = Ft1.tgα.cosδ1 = 746,5.tg20o
.cos16o
= 261,2 (N)
Fa1 = Fr2 = Ft1.tgα.sinδ1 = 746,5. tg20o
.sin16o
= 74,8 (N)
b) Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
Ft3 = Ft4 = 2T2/dw3 = 2.51663,92/56,6 = 1825,6 (N)
Fr3 = Fr4 = Ft3.tgαtw/cosβ = 1825,6.tg15,42/cos0 = 503,6 (N)
3.2.2. Lức tác dụng từ bộ truyền đai, khớp nối
Lực tác dụng từ bộ truyền đai: Fr = 1799 (N) gồm 2 thành phần như sau:
Frx = 1272(N); Fry = 1272 (N)
Lực tác dụng từ khớp nối: Fk = 206 (N)
3.3. Tính toán thiết kế trục
3.3.1. Tính sơ bộ trục
Đường kính trục 1 có thể lấy dựa vào đường kính của động cơ điện:
d1 = 25 (mm)
d2 = 30 (mm)
d3 = 40 (mm)
3.3.2. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
Từ đường kính d ta có thể xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn, theo bảng 10.2

Page 30
Chiều dài may ơ bánh răng trụ nhỏ lắp trên trục 2: lm22 = 40 (mm)
Chiều dài may ơ bánh răng trụ lớn lắp trên trục 3: lm32 = 55
Chiều dài may ơ bánh đai lắp trên trục 3: lm33 = 55 (mm)
Chiều dài may ơ bánh răng côn lắp trên trục 1: lm13 = 35 (mm)
Chiều dài may ơ bánh răng côn lắp trên trục 2: lm23 = 40 (mm)
Chiều dài may ơ nửa khớp nối: lm12 = 50 (mm)
Khoảng côn xôn trên trục 1: lc12 = 63,5 (mm)
Khoảng côn xôn trên trục 3: lc33 = 69 (mm)
Chiều rộng vành bánh răng côn trên trục 1: b13 = 26,364 (mm)
k1 = 10; k2 = 10; k3 = 15; hn = 15
trục 1: l12 = -63,5 (mm); l11 = 70 (mm); l13 = 121 (mm)
trục 2: l22 = 49,5 (mm); l23 = 83 (mm); l21 = 149 (mm)
trục 3: l31 = 149 (mm); l32 = 49,5 (mm); l33 = 218(mm)
3.3.3. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục
a) Trục 1
 Sơ đồ các lực tác dụng lên trục:
 Phản lực tại các gối đỡ: Fx10 = 926,5 (N); Fy10 = 190,3 (N)
Fx11 = 1467 (N); Fy11 = 451,5 (N)
Fk Fy10
Fx10 Fy11
Fx11
Ft1
Fr1
l11
l13l12
y
x

Page 31
 Biểu đồ momen:
 Momen uốn tổng hợp:
Tính theo công thức: 2 2
j yj xjM M M 
M11 = 40334,7 (Nmm); M12 = M13 = 0; M10 = 13081 (Nmm)
 Momen tương đương:
Tính theo công thức: 2 2
tdj j jM M 0,75.T 
Mtđ10 = 18692,99 (Nmm) Mtđ11 = 42487,68 (Nmm)
Mtđ12 = Mtđ13 = 13353,48 (Nmm)
 Đường kính trục tại các tiết diện:
Tính theo công thức: 3
j tdjd M / (0,1.[ ] 
Với [σ] = 63 (MPa) ta tính được đường kính các đoạn trục như sau:
Fk Fy10
Fx10 Fy11
Fx11
Ft1
Fr1
13321
13081
38071,5
15419,27
Mx
My
T

Page 32
d10 = d11 = 25 (mm) d12 = d13 = 20 (mm)
b) Trục 2
 Sơ đồ các lực tác dụng lên trục:
 Phản lực tại các gối đỡ:
Fx20 = 888,4 (N); Fy20 = 303,2 (N); Fx21 = 190,7 (N); Fy21 = 125,6 (N)
 Biểu đồ momen
Fx21
Fy21
Ft2
Fr2
Fr3 Ft3
Fx20
Fy20
y
x
l22
l23
l21
Mx
My
T
Fx21
Fy21
Ft2
Fr2
Fr3 Ft3
Fx20
Fy20
8364
15008,4
1300,2 43975,8
51663,92

Page 33
M20 = M21 = 0; M22 = 46466,1 (Nmm); M23 = 8464,5 (Nmm)
Mtđ20 = Mtđ21 = 44742,3 (Nmm);
Mtd22 = 64505,6 (Nmm)
Mtd23 = 45535,9 (Nmm)
 Đường kính các đoạn trục:
d20 = d21 = 30 (mm);
d22 = 35 (mm);
d23 = 32 (mm)
c) Trục 3
Sơ đồ các lực tác dụng lên trục:
 Phản lực tại các gối đỡ:
Fx30 = 630,1 (N);
Fy30 = 924,7 (N)
Fx31 = 2467,5 (N);
Fy31 = 1693,1 (N)
l31
l33
y
x Fy30
Fx30
Ft4 Fr4
Fx31
Fy31
Fry
Frx
l32

Page 34
 Biểu đồ momen:
M30 = M33 = 0;
M31 = 124122,7 (Nmm)
M32 = 55389,1 (Nmm)
Mtđ30 = Mtđ33 = 135304,14 (Nmm)
Mtđ31 = 183612,78 (Nmm)
Mtđ32 = 146202,5 (Nmm)
 Đường kính tại các đoạn trục:
d30 = d31 = 35 (mm); d32 = 38 (mm); d33 = 32 (mm)
45772,65
87768
31189,95 87768
78117,88
78117,88
Mx
My
T
Fy30
Fx30
Ft4 Fr4
Fx31
Fy31
Fry
Frx

Page 35
3.3.4. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi
Kết cấu trục đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện
nguy hiểm thoả mãn điều kiện sau:
2 2
.
[ ]
j j
j
j j
s s
s s
s s
 
 
 

trong đó: [s] – hệ số an toàn cho phép, chọn [s]=2
sσj và sτj - hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an
toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j
1
aj
1
aj
. .
. .
j
dj mj
j
dj mj
s
K
s
K

 

 

  

  






Ta có vật liệu chế tạo trục là thép 45 có σb = 600 (MPa),
1 0,35 100 0,35.600 100 310 (MPa)b      
1 10,58. 0,58.310 179,8 (MPa)    
tra bảng 10.7[1] ta có: 0,05 0   
Các trục trong hộp giảm tốc đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ
đối xứng do đó:
aj max
0
W
mj
j
j
j
M

 

 
Vì trục quay một chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch
động, do đó: max /2 oj/ 2Wmj aj j jT    
Các tiết diện nguy hiểm:

Page 36
Trên trục I: tiết diện 13, tiết diện lắp ổ lăn 11
Trên trục II: tiết diện 22, tiết diện 23
Trên trục III: tiết diện 32, tiết diện lắp đĩa xích 33,
tiết diện lắp ổ lăn 31
Chọn lắp ghép: các ổ lăn lắp trên trục theo k6, lắp bánh vít, bánh đai theo
k6 kết hợp với lắp then
Momnen cản uốn và momen cản xoắn ứng với các tiết diện trên trục I:
Tại tiết diện 13: có d13 =20 (mm),
3 2 3 2
313 1 13 1
13
13
( ) .20 6.3,5(20 3,5)
W 642,5 (mm )
32 2 32 2.20
 
    
d bt d t
d
 
3 2 3 2
313 1 13 1
13
13
( ) .20 6.3,5(20 3,5)
W 1427,87 (mm )
16 2 16 2.20
 
    o
d bt d t
d
 
Tại tiết diện 11: có d11 = 25 (mm) lắp ổ lăn ta có:
3 3
311
11
.25
W 1533,98 (mm )
32 32
  
d 
3 3
311
11
.25
W 3067,96 (mm )
16 16
  o
d 
Momen cản uốn và cản xoắn ứng với các tiết diện trên trục II:
Tiết diện 22: có d22 = 35 (mm), có rãnh then nên ta có:
3 2 3 2
322 1 22 1
22
22
( ) .35 10.5(35 5)
W 3566,4 (mm )
32 2 32 2.35
d bt d t
d
  
    
3 2 3 2
322 1 22 1
22
22
( ) .35 10.5(35 5)
W 7775,63 (mm )
16 2 16 2.35
o
d bt d t
d
  
    
Tiết diện 23 có d23 = 32 (mm) ta có:

Page 37
3 2 3 2
323 1 23 1
23
23
( ) .32 10.5(32 5)
W 2077,9 (mm )
32 32 32
 
    
d bt d t
d
 
3 2 3 2
323 1 23 1
23
23
( ) .32 10.5(32 5)
W 5294,92 (mm )
16 16 32
 
    o
d bt d t
d
 
Momen cản uốn và cản xoắn ứng với các tiết diện trên trục III:
Tiết diện 31: có d31 = 35 (mm)
3 3
331
31
.35
W 4209,24 (mm )
32 32
  
d 
3 3
331
31
.35
W 8418,5 (mm )
16 16
  o
d 
Tiết diện 32 có d32 = 38, có rãnh then
3 2 3 2
332 1 32 1
32
32
( ) .38 10.5(38 5)
W 3954,15 (mm )
32 32 38
 
    
d bt d t
d
 
3 2 3 2
332 1 32 1
32
32
( ) .38 10.5(38 5)
W 9341,2 (mm )
16 16 38
 
    o
d bt d t
d
 
Tiết diện 33 có d33 = 32, lắp rãnh then:
3 2 3 2
333 1 33 1
33
32
( ) .32 10.5(32 5)
W 2077,9 (mm )
32 32 32
 
    
d t d t
d
 
3 2 3 2
333 1 33 1
33
32
( ) .32 10.5(32 5)
W 5294,9 (mm )
16 16 32
 
    o
d bt d t
d
 
Ta có bảng kích thước then, giá trị momen cản uốn, momen cản xoắn ứng
với các tiết diện:
Tiết
diện
Đường
kính trục
b x h t1 W (mm3
)
Wo
(mm3
)
σa τm =τa
11 25 - - 1533,98 3067,96 26,3 2,5

Page 38
13 20 6 x 6 3,5 642,5 1427,87 0 5,4
22 35 10 x 8 5 3566,4 7775,63 13,1 3,3
23 32 10 x 8 5 2077,9 5294,92 4,1 4,9
31 35 - - 4209,24 8418,5 29,5 9,3
32 38 10 x 8 5 3954,15 9341,2 14 8,4
33 32 10 x 8 5 2077,9 5294,9 0 14,8
Ta có:
( / 1)dj x yK K K K    
( / 1)dj x yK K K K    
với: Kx = 1,06; Ky = 1,5
Tra bảng 10.12[1], Kσ =1,76; Kτ =1,54
Tra bảng 10.10[1], ta có hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích
thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi là:
ԑσ13 = 0,83; ԑτ13 = 0,89; ԑσ11 = 0,77; ԑτ11 =0,81; ԑσ22 = 0,75; ԑτ22 = 0,795
ԑσ23 = 0,73; ԑτ23 = 0,78; ԑσ31 = 0,69; ԑτ31 = 0,75; ԑσ32 = 0,68; ԑτ32 = 0,745
ԑσ33 = 0,7; ԑτ33 = 0,76
Tiết diện d (mm) Kσd Kτd Sσ Sτ S
11 25 3,5 2,94 3,4 24,5 3,4
13 20 3,3 2,7 - 12,3 12,3
22 35 3,6 3 6,6 18,2 6,2
23 32 3,7 3,1 20,4 11,8 10,2
31 35 3,9 3,44 2,7 5,6 2,43
32 38 3,97 3,2 5,6 6,7 4,3
33 32 3,9 3,1 - 3,9 3,9
Hệ số an toàn cho phép thông thường [s] = 1,5…2,5, từ bảng trên ta thấy

Page 39
các giá trị hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm đều thoả mãn điều kiện
về độ bền mỏi.
3.3.5. Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh
Để đề phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải
đột ngột (như khi mở máy) cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh.
Điều kiện kiểm tra độ bền tĩnh:
2 2
3 [ ]td     
trong đó:
3
max / (0,1d )M  3
max / (0,2 )T d 
[ ] 0,8 0,8.100 80 (MPa)ch   
với σch – giới hạn chảy của vật liệu chế tạo trục nhỏ nhất là σch = 100 (MPa)
Mmax và Tmax – momen uốn lớn nhất và momen xoắn lớn nhất tại
các tiết diện nguy hiểm lúc quá tải.
Ta có bảng giá trị và kết quả tính toán:
Tiết diện
Đường
kính d
Mmax Tmax σ τ σtd
10 25 19795 9238,3 12,7 2,96 13,7
12 30 71555,22 9238,3 26,5 1,71 26,7
22 35 47561,6 69933,83 11,1 8,16 17,98
23 40 64013,4 69933,83 10 5,5 13,8
31 55 483000 585450,76 29 17,6 42,1
32 60 702814,8 585450,76 32,5 13,6 40,14
33 50 0 585450,76 0 23,4 40,53
Từ bảng trên ta thấy tại các tiết diện đều đảm bảo điều kiện về độ bền tĩnh.
3.3.6. Kiểm nghiệm trục về độ cứng
Vì kích thước trục được xác định theo độ bền không phải bao giờ cũng
đảm bảo độ cứng cần thiết cho sự làm việc bình thường của các bộ truyền và

Page 40
các ổ, cũng như độ chính xác của cơ cấu.
a) Độ cứng võng
Khi độ võng f quá lớn sẽ làm cho các bánh răng ăn khớp bị nghiêng, làm
tăng sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, còn khi góc
xoay θ quá lớn sẽ làm kẹt các con lăn trong các ổ, vì vậy điều kiện đảm bảo độ
cứng uốn sẽ là: f ≤ [f]
θ ≤ [θ]
trong đó: [f] – độ võng cho phép
[θ] – góc xoay cho phép, [θ] = 0,005 rad
f1 = 0,018 < [f1] = 0,02; f2 = 0,0231 < [f2] = 0,0315; f3 = 0,024 < [f3] = 0,0315
Góc xoay luôn nhỏ hơn góc xoay cho phép
Do đó các trục đảm bảo độ cứng võng
b) Độ cứng xoắn
Độ cứng xoắn có ý nghĩa quan trọng đối với các cơ cấu phân độ, máy
phay răng, vì chuyển vị góc làm giảm độ chính xác chế tạo và nhiều tác hại
khác, vì vậy cần hạn chế biến dạng xoắn.
/ ( ) [ ]oTlk GJ  
trong đó:
G – môđun đàn hồi trượt, G = 8.104
MPa
Jo – momen quán tính độc cực, Jo = ᴨd4
/32 (mm4
)
l – chiều dài đoạn trục đang tính
k = 1/[1 - 4γh/d] dùng cho trục có rãnh then
[φ] – góc xoắn cho phép
Bảng kết quả tính toán:

Page 41
Tiết
diện
Đường
kính d
Jo k φ [φ]
11 25 38350 1 0,21’ 10,125’
12 20 15708 1,7 0,15’ 10,125’
22 35 147324 1,84 0,27’ 8,52’
23 32 102944 1,73 0,13’ 8,52’
31 35 147324 1 0,39’ 10,62’
32 38 204708 1,58 0,15’ 10,62’
33 32 102944 1,56 0,42’ 10,62’
Kết luận: các tiết diện trên các trục đảm bảo độ cứng xoắn.
Vậy các trục trong hộp giảm tốc đảm bảo đủ độ cứng.
3.4. Tính chọn ổ lăn
3.4.1. Tính chọn ổ lăn cho trục 1
Các thông số đầu vào:
Số vòng quay: n = 2880 (v/ph)
Thời gian sử dụng 16800 giờ
Phản lực tại các gối: Fr1 = 1535 (N)
Đường kính ngõng trục: d = 25 (mm)
Lực dọc trục: Fa1 = 74,8 (N)
Ta có: 1 1/ 74,8/1535 0,05 0,3  a rF F , 12o
 
Vì có lực dọc trục nhỏ và tải trọng tác dụng lên ổ là lớn nên ta dùng ổ đũa
trụ ngắn đỡ.
Với kết cấu trục và đường kính ngõng trục d = 25 (mm) ta chọn ổ đũa trụ ngắn
đỡ cỡ trung hẹp có kí hiệu 2305 với các thông số như sau:
Đường kính trong của ổ: d = 25 (mm)
Đường kính ngoài của ổ: D = 62 (mm)
Khả năng tải động: C = 22,6 (kN)

Page 42
Khả năng tải tĩnh của ổ: Co = 14,3 (kN)
a) Chọn ổ theo khả năng tải động
Khả năng tải động dC được tính theo công thức:
.m
dC Q L
trong đó:
Q – tải trọng quy ước, kN
L – tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay
m – bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, ta chọn ổ đũa nên
m = 10/3
gọi hL là tuổi thọ của ổ tính bằng giờ:
6
10 . / (60 )hL L n 6 6
.60 /10 16800.60.2880 /10 2903,04   hL L n
Xác định tải trọng động quy ước
Ta có: 1 1( YF ). r a t dQ XVF k k
trong đó:
Fr1 và 1aF - tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục, kN
V – hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay nên V=1
kt - hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, ở đây kt = 1
dk - hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tra bảng 11.3[1] ta được dk =1
X và Y - hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục, ta
có: 0iF / 1.0,0748/14,3 0,005 a C 0,19 e
1/ 0,0748 / (1.1,535) 0,05  a rF VF e
tra bảng 11.4 ta được X = 1, Y = 0
(1.1.1,535 0.0,0748).1.1 1,535 (kN)   Q

Page 43
10/31,535. 2903,04 16,8 (kN) < 22,6 (kN)  dC
Như vậy ổ ta chọn ban đầu là thoả mãn khả năng tải động
b) Chọn ổ theo khă năng tải tĩnh
Điều kiện tải tĩnh của ổ: t oQ C
trong đó: 1t o r o aQ X F Y F 
tra bảng 11.6 ta được 0,5 Y 1 o oX
0,5.1,535 1.0,0748 0,8423   tQ
mà 0,8423 < 14,3 (kN) t oQ C
Nên điều kiện về khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo.
3.4.2. Chọn ổ cho trục 2
Số vòng quay: n = 829,97 (v/ph)
Phản lực tại các gối: Fr2 = 939 (N)
Lực dọc trục: Fa2 = 261,2 (N)
Ta có: 2 2/ 261,2 / 939 0,278 0,3  a rF F nên 12 o

Với kết cấu trục và đường kính ngõng trục d = 30 (mm) ta chọn ổ đũa trụ
ngắn đỡ cỡ trung hẹp có kí hiệu 2306 với các thông số như sau:

Page 44
.m
dC Q L
trong đó:
m – bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, ta chọn ổ đũa nên m = 10/3
6
10 . / (60 )hL L n 6 6
.60 /10 16800.60.829,97 /10 836,6   hL L n
trong đó:
X và Y - hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục,
(1.1.0,939 0.0,2612).1.1 0,939 (kN)   Q
10/30,939. 836,6 7,1 (kN) < 30,2 = C (kN)  dC

Page 45
trong đó: 2 2 t o r o aQ X F Y F
0,5.0,939 1.0,2612 0,7307   tQ
mà 0,7307 < 20,6 (kN) t oQ C
nên điều kiện về khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo.
3.4.3. Chọn ổ cho trục 3
Số vòng quay: n = 267,73 (v/ph)
Phản lực tại các gối: Fr3 = 2992,5
Với kết cấu trục và đường kính ngõng trục d = 35 (mm) ta chọn ổ đũa trụ ngắn
đỡ cỡ trung hẹp có kí hiệu 2307 với các thông số như sau:
.m
dC Q L
trong đó:
m – bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, ta chọn ổ đũa nên m = 10/3

Page 46
6
10 . / (60 )hL L n 6 6
.60 /10 16800.60.267,73/10 269,9   hL L n
trong đó:
X và Y - hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục,
(1.1.2,9925 0.0).1.1 2,9925 (kN)   Q
10/32,9925. 269,9 16,05 (kN) < 34,1 = C (kN)  dC
trong đó: 3 3 t o r o aQ X F Y F
0,5.2,9925 1.0 1,5   tQ
mà 1,5 < 23,2 (kN) t oQ C
Nên điều kiện về khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo.

Page 47
CHƯƠNG 4: THIẾT KẾ VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ CHỌN
CHẾ ĐỘ LẮP TRONG HỘP
4.1. Thiết kế các kích thước của vỏ hộp
4.1.1. Chọn bề mặt ghép nắp và thân
Bề mặt ghép của vỏ hộp là đường thẳng đi qua tâm các trục, vì như thế
thì việc lắp ghép các chi tiết sẽ thuận tiện hơn. Bề mặt ghép ta chọn không
song song với mặt đế, nhờ đó giảm được trọng lượng và kích thước của hộp và
tạo điều kiện bôi trơn tốt cho các cặp bánh răng.
4.1.2. Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp
Tên gọi Biểu thức tính toán Giá trị
Chiều
dày
Thân hộp,  0,03. 3 6a    7,5
Nắp hộp, 1 1 0,9.  7
Gân
tăng
cường
Chiều dày, e (0,8 1).e   6
Chiều cao, h 58h  50
Độ dốc 0
2 20
Đường
kính
Bulông nền, d1 1 0,04. 10 12d a mm   16 (M16)
Bulông cạnh ổ, d2 2 1(0,7 0,8).d d  12 (M12)
Bulông ghép bích nắp
và thân, d3
3 2(0,8 0,9).d d  10 (M10)
Vít ghép nắp ổ, d4 4 2(0,6 0,7).d d  8 (M8)
Vít ghép nắp cửa thăm,
d5
5 2(0,5 0,6).d d  6 (M6)
Mặt
bích
ghép
nắp và
thân
Chiều dày bích thân
hộp, S3
3 3(1,4 1,8)S d  16
Chiều dày bích nắp hộp,
S4
4 3(0,9 1).S S  15
Bề rộng bích nắp và
thân, K3
3 2 (3 5)K K mm   36
Kích
thước
gối trục
Đường kính ngoài và
tâm lỗ vít: D3, D2
Xác định theo kích thước nắp
ổ hoặc tra bảng 18.2
Bề rộng mặt ghép
bulông cạnh ổ: K2
2 2 2 (3 5)K E R mm    40
Tâm lỗ bulông cạnh ổ:
E2 và C (k là khoảng
cách từ tâm bulông đến
mép lỗ)
2 21,6.E d (không kể chiều
dày thành hộp) và 2 21,3R d
3 2C D nhưng phải đảm
E2 = 19
R2 =16

Page 48
bảo k 1,2d2
Chiều cao, h
Xác định theo kết cấu, phụ
thuộc tâm lỗ bulông và kích
thước mặt tựa
h=30
(mm)
Mặt đế
hộp
Chiều dày: khi không có
phần lồi S1
S1=(1,41,7)d1 25
Chiều dày: khi có phần
lồi Dd, S1 và S2
Dd xác định theo đường kính
dao khoét
S1 = (1,41,7)d1
S2 = (11,1)d1
S1 = 25
S2 = 17
Bề rộng mặt đế hộp, K1
và q
K1 = 3d1
và q  K1 + 2
K1 = 48
q = 64
Khe hở
giữa
các chi
tiết
Giữa bánh răng với
thành trong hộp
(1 1,2)  
10
Giữa đỉnh răng lớn và
đáy hộp
(3 5)   và phụ thuộc
loại hộp giảm tốc, lượng dầu
bôi trơn trong hộp
38
Giữa mặt bên các bánh
răng với nhau
  10
Số lượng bulông nền Z
( ) / (200 300)Z L B  
L. B: chiều dài và chiều rộng
của hộp
Z = 6
4.1.3. Một số chi tiết phụ
a) Bulông vòng hoặc móc vòng
Ta chọn bulông vòng với các thông số sau:
Ren,
d
d1 d2 d3 d4 d5 h h1 h2 l≥ f b c x r r1 r2
Trọng lượng
nâng được
M10 45 25 10 25 15 22 8 6 21 2 12 1,5 3 2 5 4 250(kG)
b) Cửa thăm
Để kiểm tra, quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu
vào hộp, trên đỉnh hộp ta thiết kế một cửa thăm, được đậy bằng nắp, trên nắp ta
lắp thêm nút thông hơi. Ta chọn cửa thăm có các kích thước như sau :
A B A1 B1 C C1 K R Vít Số lượng
100 75 150 100 125 - 87 12 M8x22 4

Page 49
c) Nút thông hơi
Để giảm áp suất và điều hoà không khí bên trong và bên ngoài hộp. Được
lắp trên nắp cửa thăm
Ta chọn nút thông hơi với các thông số kích thước như sau :
A B C D E G H I K L M N O P Q R S
M27x2 15 30 15 45 36 32 6 4 10 8 22 6 32 18 36 32
d) Que thăm dầu
Que thăm dầu dùng để kiểm tra mức dầu bôi trơn trong hộp giảm tốc, nếu mức
dầu nhỏ hơn giá trị cho phép ta phải tiến hành thay dầu hoặc bù lại lại đã hao
hụt.
Ta dùng que thăm dầu với các thông số và kích thước như sau:
ØG
O
P
N
C
E
D
R M
L
I
ØA
R
H
B
ØQ
ØA
6
5
12
18
63
3
12
3090
0,5x45o
1x45o
M12

Page 50
4.1.4. Chọn các chế độ lắp trong hộp giảm tốc
Bảng thống kê các kiểu lắp trong hộp giảm tốc:
Stt Tên chi tiết – bộ phận Kiểu lắp
Sai lệch giới hạn (µm)
Hệ lỗ Hệ trục
1 Bánh răng lắp trên trục
7
20
6
H
k

+25
0
+15
+2
7
32
6
H
k

+30
0
+18
+2
7
35
6
H
k

+30
0
+18
+2
7
38
6
H
k

+35
0
+20
0
2 Trục lắp với ổ lăn
25 6k 0
+15
+2
30 6k 0
+18
+2
35 6k 0
+8
+2
3 ổ lăn lắp với vỏ hộp
H7
62
11d
 +30
0
-100
-290
H7
72
11d
 +30
0
-100
-290
H7
80
11d
 +35
0
-120
-340
4 Then lắp trên trục
9
6
8
E
h
+61
+25
0
-27
9
10
8
E
h
+75
+32
0
-27
5
Vòng chắn dầu lắp trên
trục
8
20
6
D
k
 +98
+65
+15
+2
8
30
6
D
k
 +119
+80
+18
+2
8
35
6
D
k

+119
+80
+18
+2
6 Nối trục vòng đàn hồi 25 6k 0
+15
+2
7 Trục lắp bánh đai 32 6k +25 +18

Page 51
0 +2
8 Bạc lót trục
8
20
6
F
k
 +53
+20
+15
+2
8
32
6
F
k

+64
+25
+18
+2

52
KẾT LUẬN
Hộp giảm tốc là một cơ cấu truyền động quan trọng trong nhiều ngành,
nhiều mô hình, nhiều phương thức truyền động, ví dụ như là dùng trong các cơ
cấu băng tải, dây chuyền trong các phân xưởng, xí nghiệp hay trong nông
nghiệp…nó giúp đảm bảo sự vận hành êm cho các cơ cấu khác đằng sau nó.
Thiết kế hệ dẫn động băng tải nói riêng và thiết kế các hệ dẫn động cơ khí
nói chung giúp sinh viên nhớ lại kiến thức, củng cố nâng cao kiến thức và tư
duy tính toán trong việc thiết kế, cũng như trong việc chế tạo các chi tiết các bộ
phận để hợp thành một cơ cấu máy hoàn chỉnh và hoạt động được.

Đề tài: Thiết kế hệ thống truyền động cơ khí, HAY, 9đ

Recommandé

Recommandé

Contenu connexe

Tendances

Tendances (20)

Similaire à Đề tài: Thiết kế hệ thống truyền động cơ khí, HAY, 9đ

Similaire à Đề tài: Thiết kế hệ thống truyền động cơ khí, HAY, 9đ (20)

Plus de Dịch vụ viết bài trọn gói ZALO: 0909232620

Plus de Dịch vụ viết bài trọn gói ZALO: 0909232620 (20)

Dernier

Dernier (20)

Đề tài: Thiết kế hệ thống truyền động cơ khí, HAY, 9đ