ĐỒ ÁN TỐT NGHIỆP
THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC 2 CẤP
ĐỘNG TRỤC – BÁNH RĂNG NGHIÊNG
Đồ án Chi Tiết Máy
SVTH: Đặng Danh Huân Trang 1 Trường ĐHKT-KTCN
LỜI NÓI ĐẦU
Đồ án chi tiết máy là một trong những đồ án quan trọng nhất của sinh viên ngành cơ khí chế tạo
máy. Đồ án thể hiện những kiến thức cơ bản của sinh viên về vẽ kĩ thuật, dung sai lắp ghép và cơ sở thiểt
kế máy, giúp sinh viên làm quen với cách thực hiện đồ án một cách khoa học và tạo cơ sở cho các đồ án
tiếp theo.
Hộp giảm tốc là một cơ cấu đƣợc sử dụng rộng rãi trong ngành cơ khí nói riêng và công nghiệp nói
chung .
Trong môi trƣờng công nghiệp hiện đại ngày nay, việc thiết kế hộp giảm tốc sao cho tiết kiệm mà
vẫn đáp ứng độ bền là hết sức quan trọng.
Đƣợc sự phân công của Thầy, em thực hiện đồ án Thiết kế hộp giảm tốc đồng trục để ôn lại kiến
thức và để tổng hợp lý thuyết đã học vào một hệ thống cơ khí hoàn chỉnh.
Do yếu tố thời gian, kiến thức và các yếu tố khác nên chắc chắn có nhiều sai sót, rất mong nhận
đƣợc những nhận xét quý báu của các thầy.
Xin cám ơn các thầy hứơng dẫn và các thầy trong Khoa Cơ khí đã giúp đỡ chúng em hoàn thành đồ
án này!
SVTH: Đặng Danh Huân
Đồ án Chi Tiết Máy
SVTH: Đặng Danh Huân Trang 2 Trường ĐHKT-KTCN
THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC 2 CẤP ĐỒNG TRỤC -BÁNH RĂNG NGHIÊNG
1.Động cơ điện
2. Bộ truyền đai thang
3. Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục
4. Nối trục đàn hồi
5. Xích tải
Số liệu thiết kế:
Lực vòng trên xích tải: F = 5000N
Vận tốc xích tải: v = 0,5715 m/s
Số răng đĩa xích tải dẫn: z = 27
Bƣớc xích tải: p = 25,4 mm
Thời gian phục vụ: L = 24000 (h)
Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ
(1 năm làm việc 300 ngày, 1ca làm việc 8 giờ)
Chế độ tải: T1 = T; T2 = 0,9T; T3 = 0,75T
t1= 15s ; t2 = 48s ; t3 = 12s
Đồ án Chi Tiết Máy
SVTH: Đặng Danh Huân Trang 3 Trường ĐHKT-KTCN
MỤC LỤC
PHẦN I : TÌM HIỂU VỀ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI ………………………………….
PHẦN II : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN …………………..
1. Chọn động cơ ……………………………………………………………………………………..
2. Phân phối tỉ số truyền ………………………………………………………………………….
PHẦN III : TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG
1. Chọn dạng đai ………………………………………………………………………………………..
2. Tính đƣờng kính bánh đai nhỏ
………………………………………………………………….
3. Tính đƣờng kính bánh đai lớn
…………………………………………………………………..
4. Xác định khoảng cách trục a và chiều dài đai l
………………………………………….
5. Tính góc ôm đai nhỏ ……………………………………………………………………………….
6. Tính số đai z …………………………………………………………………………………………
7. Kích thƣớc chủ yếu của bánh đai
………………………………………………………………
8. Lực tác dụng lên trục Fr và lực căng ban đầu Fo
………………………………………….
9. Đánh giá đai …………………………………………………………………………………………
10. Tuổi thọ đai …………………………………………………………………………………………
PHẦN IV : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
1. Tính toán cấp chậm
…………………………………………………………………………………..
2. tính toán cấp nhanh …………………………………………………………………………………..
PHẦN V : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN THEN
…………………………
1. Thiết kế trục
…………………………………………………………………………………………
2. Tính then
…………………………………………………………………………………………
PHẦN VI : CHỌN Ổ LĂN VÀ KHỚP NỐI TRỤC ………………………………………….
1. Chọn ổ lăn
…………………………………………………………………………………………
2. Khớp nối trục …………………………………………………………………………………………
PHẦN VII : THIẾT KẾ VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP
1.Thiết kế vỏ hộp giảm tốc ………………………………………………………………………….
2.Các chi tiết phụ ………………………………………………………………………………………
3. Dung sai lắp ghép……………………………………………………………………………………
PHẦN VIII : XÍCH TẢI ………………………………………………………………………………..
Đồ án Chi Tiết Máy
SVTH: Đặng Danh Huân Trang 4 Trường ĐHKT-KTCN
PHẦN I: TÌM HIỂU VỀ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
Xích tải là một loại của bộ truyền xích nó được sử dụng rất rộng rãi trong cuộc sống và trong sản
xuất với hiệu suất cao, không sảy ra hiện tượng trượt, khả năng tải cao, có thể chịu được quá tải khi
làm việc chính vì thế nó rất được ưa chuộn trong các băng chuyền trong sản xuất. Dưới đây là hình
ảnh về ứng dụng xích tải trong sản xuất:
Đồ án Chi Tiết Máy
SVTH: Đặng Danh Huân Trang 5 Trường ĐHKT-KTCN
Phần II: Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền.
1. Chọn động cơ
1.1. Xác định tải trọng tương đương
Gọi : P là công suất trên xích tải.
là hiệu suất chung của hệ thống dẫn động
t
P là công suất tinh toán tren trục máy công tác
Ta có :
t
ct
P
P
(kW) Theo (2.8)TL1
Công suất tƣơng đƣơng: (Trƣờng hợp tải trog thay đổi )
=
3
2
1
3
2
3
2
2
2
2
2
1
.
.
.
t
t
t
t
P
t
P
t
P
Theo (.12 & 2.13)L1
Với:
3
1
2
1 ;
0,9
0,75
T
T
T
T
T
T
=>
P
P
1
P
P
9
,
0
2
P
P
75
,
0
3
Trong đó : P = (F.v)/1000 = (5000.0,5715) / 1000 = 2,86 (KW)
Thay số vào ta đƣợc:kn
=
3
2
1
3
2
3
2
2
2
2
2
1
.
.
.
t
t
t
t
P
t
P
t
P
= 2,57 (KW)
1.2. Xác định công suất cần thiết
Hiệu suất bộ truyền theo bảng 3.3
1
Chọn:
– Hiệu suất của bộ truyền đai (để hở):
96
.
0
d
– Hiệu suất của cặp bánh răng trụ (đƣợc che kín) :
98
.
0
br
Đồ án Chi Tiết Máy
SVTH: Đặng Danh Huân Trang 6 Trường ĐHKT-KTCN
– Hiệu suất của cặp ổ lăn:
0,99
ol
η =
5
– Hiệu suất của khớp nối trục:
99
.
0
kn
– Hiệu suất của toàn bộ hệ thống η :
kn
ol
br
d
.
.
.
5
2
=
99
,
0
.
995
,
0
.
98
,
0
.
96
.
0
5
2
= 0,89
Công suất cần thiết:
=
89
,
2
89
.
0
57
,
2
(KW)
Số vòng quay của xích tải khi làm việc:
50
4
,
25
.
27
5715
,
0
.
60000
.
.
60000
p
z
v
nlv
vòng/phút
Theo (2.17) TL1
Số vòng quay sơ bộ của động cơ:
t
lv
sb
u
n
n
.
Theo (2.18) TL1
Theo bảng 2.4TL1 ta có :
– Bộ truyền đai = 4
– Bộ truyền bánh răng = 14
Ta chọn đuợc tỉ số truyền sơ bộ là:
br
d
t
u
u
u
.
= 4.14 = 56
Vậy
2800
56
.
50
sb
n
(v/ph)
Với những ĐK :
dn
k
mm
sb
db
ct
dc
T
T
T
T
n
n
p
P
Theo bảng (P.1.3 Tl1)
Chọn động cơ có số vòng quay đồng bộ nđb = 2838 (vòng/phút) (2p = 2 )
Động cơ loại 4A90L2Y3 (Do lien xô cũ chế tạo)
Ta chọn đƣợc động cơ với các thông số sau:
Đồ án Chi Tiết Máy
SVTH: Đặng Danh Huân Trang 7 Trường ĐHKT-KTCN
Kiểu động cơ
Công suất
Vận tốc
quay
%
k
dn
T
T
cos
4A90L2Y3
3 KW
2838
84,5
2,2
0,88
2. Phân phối tỷ số truyền
Tỷ số truyền chung: (Theo 3.23) TL1
76
,
56
50
2838
lv
dc
t
n
n
u
Mà
ut = ud.uh
Với
ud là tỉ số truyền của đai
uh là tỉ số truyền của hộp giảm tốc
Chọn
4
d
u
,
19
,
14
4
76
,
56
d
t
h
u
u
u
uh = u1.u2 ( u1,u2 là tỉ số truyền cấp nhanh và cấp chậm)
Đối với hộp giảm tốc đồng trục, để sử dụng hết khả năng tải của cặp bánh răng cấp nhanh ta chọn u1 theo
công thức:
u1 =
2
3
a1
2
3
a1
1
ba
h
h
b
ba
h
b
u
u
u
Theo 3.21 [Tài liệu cơ sở TK Máy ĐHBKĐHQGTPHCM)
giá trị
2
a1
ba
b
thông thƣờng bằng 1,5 hoặc 1,6 ở đây ta chọn bằng 1,5
suy ra
u1 =
187
,
4
1
5
,
1
.
19
,
14
5
,
1
.
19
,
14
19
,
14
3
3
; u2 = 14,19 / 4,187 = 3,389
Công suất trên các trục:
Đồ án Chi Tiết Máy
SVTH: Đặng Danh Huân Trang 8 Trường ĐHKT-KTCN
)
(
609
,
2
99
,
0
.
995
,
0
57
,
2
.
3
KW
P
P
kn
ol
td
)
(
676
,
2
98
,
0
.
995
,
0
609
,
2
.
3
2
KW
P
P
br
ol
)
(
744
,
2
98
,
0
.
995
,
0
676
,
2
.
2
1
KW
P
P
br
ol
)
(
873
,
2
96
,
0
.
995
,
0
744
,
2
.
1
KW
P
P
d
ol
dc
Số vòng quay trên các trục:
)
/
(
50
389
,
3
453
,
169
)
/
(
453
,
169
187
,
4
5
,
709
)
/
(
5
,
709
4
2838
2
2
3
1
1
2
1
ph
vg
u
n
n
ph
vg
u
n
n
ph
vg
u
n
n
d
dc
Mômen xoắn trên các trục:
Ta có :
)
.
(
10095
2838
3
.
10
.
55
,
9
.
10
.
55
,
9
6
6
mm
N
T
n
P
T
dc
i
i
i
Tƣơng tự
1
T = 36934,7 (N.mm)
2
T = 150813,4 (N.mm)
3
T = 498319 (N.mm)
Đồ án Chi Tiết Máy
SVTH: Đặng Danh Huân Trang 9 Trường ĐHKT-KTCN
Bảng thông số
Trục
Thông số
Động cơ
I
II
III
Tỷ số truyền
4
4,187
3,389
Công suất (kW)
2,873
2,744
2,676
2,609
Số vòng quay (vg/ph)
2838
709,5
169,453
50
Mômen T (Nmm)
10095
36934,7
150813,4
498319
Phần III: Tính toán, thiết kế bộ truyền đai thang.
1. Chọn dạng đai:
Các thông số của động cơ và tỷ số của bộ truyền đai:
)
/
(
2838
ph
v
ndc
4
)
(
3
d
dc
u
KW
P
Theo sơ đồ hình 4.2[TL1]
ta chọn loại đai là đai hình thang thƣờng loại A, ta chọn nhƣ sau:
(L = 560 – 4000, d1 = 100 – 200)
Đồ án Chi Tiết Máy
SVTH: Đặng Danh Huân Trang 10 Trường ĐHKT-KTCN
Thông số cơ bản của bánh đai
Loại đai
Kích thƣớc mặt cắt, (mm)
Diện tích
A1 (mm2)
bt
b
H
y0
Thang, A
11
13
8
2,8
81
2. Tính đường kính bánh đai nhỏ
3
3
1
1
10095
)
4
,
6
…
2
,
5
(
).
4
,
6
….
2
,
5
(
T
d
Theo 4.1 TL1
Với
1
d = (102,4 …128,3)
Theo tiêu chuẩn chọn
1
125
d
mm
=
Vận tốc dài của đai:
)
/
(
56
,
18
60000
1
1
s
m
n
d
v
Vận tốc đai nhỏ hơn vận tốc cho phép:
max
25
/
v
m s
=
3. Đường kính bánh đai lớn
Đƣờng kính bánh đai lớn
2
1
. (1
)
d
d
u d
ξ
=
–
Theo 4.2 TL1
)
(
6
,
507
)
015
,
0
1
/(
4
.
125
mm
(Do sự trƣợt đàn hồi giữa đai và bánh đai.Trong đó là hệ số trƣợt tƣơng đối, thƣờng = 0,01 0,02 ta
chon
0,015
ξ =
)
Theo tiêu chuẩn của bánh đai hình thang ta chọn
2
500
d
mm
=
-Tỷ số truyền thực tế của bộ truyền đai là:
Đồ án Chi Tiết Máy
SVTH: Đặng Danh Huân Trang 11 Trường ĐHKT-KTCN
2
1
500
4
125
ttd
d
u
d
=
=
=
= ud
Không co sai số của bộ truyền vậy các thông số bánh đai đƣợc thỏa mãn.
4. Xác định khoảng cách trục a và chiều dài đai l
4.1 Chọn khoảng cách trục a .
1
2
1
2
2
0,55
d
d
a
d
d
h
Theo 4.14 TL1
2 125 500
0,55 125 500
8
a
(h chiều cao tiết diện đai)
1250
75
,
351
a
Theo tiêu chuẩn ta chọn a = 475 mm (a/d2 = 0,95)
4.2 Chiều dài đai L
1
2
2
1
(
)
2.
2
4
d
d
d
d
L
a
π
a
+
–
=
+
+
4.4[TL1]
)
(
2005
475
.
4
)
125
500
(
2
)
125
500
(
14
,
3
475
.
2
2
mm
Theo tiêu chuẩn chọn L = 2000 (mm)
Xác định lại khoảng cách trục a
4
8
2
2
a
4.5a[1]
Với
1018
2
)
(
2
1
d
d
L
2
1
500 125
187,5
2
2
d
d
mm
)
(
475
8
,
471
4
/
)
5
,
187
.
8
1018
1018
(
2
2
mm
a
Vậy a =475 (mm) đƣợc chọn thõa
5. Tính góc ôm đai nhỏ
Vì góc ôm bánh đai nhỏ trong trƣờng hợp này luôn nhỏ hơn góc ôm bánh đai lớn nên nếu góc ôm bánh đai
nhỏ thõa thì góc ôm bánh đai lớn cũng đƣợc thõa
Theo 4.7 TL1
0
1
2
0
0
1
135
/
)
(
57
180
a
d
d
Đồ án Chi Tiết Máy
SVTH: Đặng Danh Huân Trang 12 Trường ĐHKT-KTCN
Vì
1
min
120o
α
α
>
=
thỏa mãn điều kiện không trƣợt trơn.
6. Tính số đai z
Ta có:
z
u
l
d
C
C
C
C
P
K
P
Z
.
.
.
].
[
.
0
1
Theo 4.16 TL1
Với:
dc
P
: công suất trên trục bánh dẫn trƣờng hợp này cũng chính là công suất động cơ, kW(
dc
P
=3kW)
p
: công suất có ích cho phép đƣợc xác định theo đồ thị hình 4.19[TL1] [po] = 2,4kw
C : Hệ số xét đến ảnh hƣởng của góc ôm . Tra bảng 4.15 TL1
C =1 – 0,0025(180 –
1
) = 0,875
u
C : Hệ số xét đến ảnh hƣởng của tỉ số truyền, chọn
1,14
u
C =
( tra bảng 4.17 [TL1])
L
C : hệ số xét đến ảnh hƣởng của chiều dài đai L
Ta có
17
,
1
1700
2000
0
l
l
Với L0 là chiều dài thực nghiệm L0 = 1700mm
Tra bảng 4.16 [TL1] =>
L
C = 1
z
C : hệ số ảnh hƣởng đến sự phân bố không đều của tải trọng giữa các dây đai
Z
2 3
4 6
Z >6
Cz
0,95
0,9
0,85
Chọn Cz = 0,95 ( P1/[P] = 3/2,4 = 1,25 )
d
K : Hệ số xét đến ảnh hƣởng tải trọng, theo bảng 4.7[TL1]
Chọn
d
K = 1,35 (do cơ cấu phải làm việc 2 ca )
Thay các thông số vào ta có:
8
,
1
95
,
0
.
14
,
1
.
1
.
875
,
0
.
4
,
2
35
,
1
.
3
Z
chọn Z = 2
7. Định các kích thước chủ yếu của bánh đai
7.1 Chiều rộng bánh đai
Đồ án Chi Tiết Máy
SVTH: Đặng Danh Huân Trang 13 Trường ĐHKT-KTCN
Chiều rộng bánh đai:
(
1)
2
B
z
t
e
=
–
+
4.17[2]
Với t và e tra bảng 4.21[TL1]
t = 15mm
e = 10mm
3,3
o
h =
mm
thay số vào ta đƣợc:
B = (2 – 1 ).15 + 2.10 = 35mm
7.2 Đường kính ngoài hai bánh đai:
Theo 4.16 [TL1]
Bánh dẫn :
6
,
506
3
,
3
.
2
500
2 0
1
1
h
d
da
Bánh bị dẫn :
)
(
6
,
131
3
,
3
.
2
125
2 0
2
2
mm
h
d
da
8. Lực tác dụng lên trục Fr, và lực căng ban đầu Fo.
Lực căng trên 1 đai:
0
1
780
.
.
.
dc
d
v
α
p
k
F
F
v C Z
=
+
Với Kd : hệ số tải trọng động tra bảng 4.7[2] với loại truyền động xích tải lam việc 1ca ta chọn
1
P = 3
Kd = 1,35 trƣờng hợp này làm việc 2 ca nên
C = 0,875 (đã tính ở trên)
V = 18,56
Z = 2
Fv : lực căng do lực li tâm sinh ra.
2
1
v
m
F
q v
4.20[2]
qm : khối lƣợng trên 1m chiều dài đai tra bảng 4.22[2] ta đƣợc
qm = 0,105 kg/m
Fv = 0,105.18,562 = 36,17 kgm/s2
Đồ án Chi Tiết Máy
SVTH: Đặng Danh Huân Trang 14 Trường ĐHKT-KTCN
)
(
230
17
,
36
2
.
875
,
0
.
56
,
18
35
,
1
.
3
.
780
0
N
F
Lực tác dụng lên trục: trục đƣợc tính nhƣ sau:
r
F
2F0.Z.sin(
)
2
/
1
= 850 (N)
Phần IV :Thiết kế bộ truyền bánh răng.
1. Tính toán cấp chậm.
1.1 Chọn vật liệu:
Đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ, hai cấp, chịu công suất nhỏ (Pdc =3KW), chỉ cần chọn vật liệu
nhóm I. Vì nhóm I có độ rắn HB<350, bánh răng đƣợc tôi cải thiện. Nhờ có độ rắn thấp nên có thể cắt răng
chính xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn. Dựa theo bảng 3.8 ( [1] ) chọn
45X và 40X Thép loại thép này rất thông dụng , rẻ tiền.Với phƣơng pháp tôi cải thiện tra bảng 6.1 ta đƣợc
các thông số sau:
Vật
liệu
Nhiệt
luyện
Giới hạn
bền
2
b N/mm
Giới hạn
chảy
N/mm2
ch
Độ cứng
HB
Bánh
chủ
động
Thép
45
X
Tôi cải
thiện
850
650
230…280
Bánh bị
động
Thép
40X
Tôi cải
thiện
850
550
230…260
Đồ án Chi Tiết Máy
SVTH: Đặng Danh Huân Trang 15 Trường ĐHKT-KTCN
1.2 Xác định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uốn cho phép:
1.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép:
Chọn độ cứng HBcđ = 260 và HBbđ = 250.
Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép: CT 6.1 và 6.2[TL1tr91]
[σH] = ( σ0
Hlim / SH) ZRZVKxHKHL [σF] = ( σ0
Flim / SF) YRYVKxFKFCKFL.
Trong tính toán sơ bộ nên ta chọn ZRZVKxH = 1 và YRYVKxF = 1 do
đó chỉ còn :
[σH] = ( σ0
Hlim / SH) KHL
[σF] = ( σ0
Flim / SF) KFC KFL
Đồ án Chi Tiết Máy
SVTH: Đặng Danh Huân Trang 16
Trường ĐHKT-KTCN
Với σ0
Hlim, σ0
Flim : lần lƣợc là ứng suất tiếp cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với
số chu kì cơ sở.Tra bảng 6.2 [TL1 tr94]
ta đƣợc :σ0
Hlim = 2HB+70= 2x260+70 = 590 và
σ0
Flim = 1.8HB = 1.8x 260 = 468 (với bánh chủ động).
SH và SF là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. Tra bảng
6.2 [TL1 tr 94] ta đƣợc SH = 1.1 và SF = 1.75 (với bánh chủ động).
KFC hệ số xét đến ảnh hƣởng đặt tải.KFL = 1 khi đặt tải một chiều.
KHL và KFL hệ số tuổi thọ đƣợc tính
CT 6.3 và 6.4 [Tl1 tr 93]:
H
m
HE
HO
HL
N
N
K
/
Và
F
m
FE
FO
FL
N
N
K
/
ở đây : mH và mF – bậc của đƣờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn
trong trƣờng hợp này mH = 6 và mF = 6 vì độ cứng mặt răng HB < 350.
NHO số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử tiếp xúc :
Theo 6.5 TL1 tr93 :
4
,
2
4
,
2
260
.
30
.
30
HB
HO
H
N
=18752418
NFO = 4.106 đối với tất cả các loại thép.
NFE và NHE số chu kì thay đổi ứng suất tƣơng đƣơng :
Ta xét tải trọng thay đổi :
i
i
HE
t
n
T
Ti
C
N
.
.
max)
/
(
.
.
60
3
i
i
m
FE
t
n
T
Ti
C
N
F
.
.
max)
/
(
.
.
60
Với c:số lần ăn khớp của rằng trong một vòng.Ở đây c = 1
n:số vòng quay bánh răng trong một phút ,ncđ = 169,6, nbđ =50
Ti : mô men xoắn.
L=5 năm, mỗi năm 300 ngày, mỗi ngày 2 ca, mỗi ca 8h nên
Tổng số giờ làm việc :t =5
. 300
. 2
. 8 = 24000 (giờ)
Đồ án Chi Tiết Máy
SVTH: Đặng Danh Huân Trang 17
Trường ĐHKT-KTCN
Suy ra với bánh chủ động
207815322
)
75
12
.
75
,
0
75
48
.
9
,
0
75
15
.
1
.(
24000
.
5
,
169
.
1
.
60
3
3
3
HE
N
138865474
)
75
12
.
75
,
0
75
48
.
9
,
0
75
15
.
1
.(
24000
.
5
,
169
.
1
.
60
6
6
6
FE
N
Vì NHecđ > NHOcđ và NEFcđ > NFOcđ nên KHLcđ =KFLcđ =1. Suy
ra với bánh chủ động:
[σH]cđ =590/1,1 = 536,4 Mpa
Đối với bánh bị động tương tự ta có :
σ0
Hlim = 2HB+70= 2.250+70=570 và
σ0
Flim = 1.8HB = 1,8.250 = 450
SH = 1.1 và SF = 1.75
Có
52852320
)
75
12
.
75
,
0
75
48
.
9
,
0
75
15
.
1
.(
24000
.
50
.
1
.
60
3
3
3
HE
N
40939114
)
75
12
.
75
,
0
75
48
.
9
,
0
75
15
.
1
.(
24000
.
50
.
1
.
60
6
6
6
FE
N
Vì NHebđ > NHObđ và NEFbđ > NFObđ nên KHLbđ =KFLbđ =1.
Suy ra [σH]bđ =570/1,1 = 518,2 MPa
[σF]bđ = 450 / 1,75 = 257,1 MPa (N/mm2).Vậy : [σH]cp
)
(
3
,
527
2
4
,
536
2
,
518
2
]
[
]
[
MPa
bd
H
cd
H
Vậy thỏa mãn yêu cầu 6.12 TL1
Đồ án Chi Tiết Máy
SVTH: Đặng Danh Huân Trang 18
Trường ĐHKT-KTCN
1.3 Xác định khoảng cách trục aw
Ta xác định độ bền tiếp xúc theo độ bền tiếp xúc của bánh chủ động.
3
2
1
.
.
]
[
.
)
1
(
ba
H
H
a
W
u
K
T
u
K
a
Theo 6.15a TL1
trong đó : dấu + khi ăn khớp ngoài, – khi ăn khớp trong.
Ka :hệ số phụ thuộc vật liệu cặp bánh răng và loại răng. Tra
bảng 6.5 [TL1 tr 96] đƣợc Ka = 43 (Mpa).
Ψba :hệ số, tra bảng 6.6 [ 1 tr 97] và chọn 0,3.
Suy ra Ψbd = 0,53 Ψba (u 1) = 0,53 .0,3(3.389 + 1)=0.698
(CT 6.16 [TL1 tr 97].
Tra bảng 6.7 với Ψbd = 0.698 và ở sơ đồ 5 ta đƣợc KHβ = 1,05.
T1 momen xoắn trên trục bánh chủ động T1= 150813 Nmm.
[σH] ứng suất tiếp cho phép [σH] = 527,3 Mpa.
U tỉ số truyền u = 3.389
Thay số vào => aW = 155,07
Theo tiêu chuẩn ta chọn aw = 150 mm
1.4 Môđun bánh răng.
Theo CT 6.17 TL12
m = (0,01…0,02)aW = 1,5 … 3,0
chọn m = 2 mm theo tiêu chuẩn
1.5 Số răng của bánh răng.
Vì răng nghiêng ta chọn = 15 0
Theo CT 6.31 TL1:
01
,
33
)
1
389
,
3
(
2
15
cos
.
150
.
2
)
1
(
cos
.
2
0
1
u
m
a
Z
W
Vậy ta chọn số răng bánh dẫn là 33
Vậy số răng bánh bị dẫn là
2
Z = u.Z1 = 3,389.33 = 111,8
Đồ án Chi Tiết Máy
SVTH: Đặng Danh Huân Trang 19
Trường ĐHKT-KTCN
Ta chọn
2
Z = 112
Tỉ số truyền sau khi chọn răng:
394
,
3
33
112
1
2
Z
Z
Ut
Sai số tỉ số truyền:
,…
0
100
.
389
,
3
)
389
,
3
394
,
3
(
U
Vậy số răng cặp bánh răng đƣợc thõa.
Tính lại góc : ta có Cos = m
t
a
Z
2
/
= 2.145/2.150 = 0,946
Vậy = 14,8
0
0
20
Thỏa mãn với đk
]
20
;
8
[
1.6 Góc ăn khớp :
Theo ct 6.27 TL1
W
t
tW
a
m
Z
Cos
2
/
cos
.
.
(Có
0
20
) =>
889
.
0
150
.
2
/
20
cos
.
2
.
145
0
tW
Cos
=>
0
7
,
24
tW
1.7 Kích thước bộ truyền bánh răng
Chiều rộng bánh răng :
45
150
.
3
,
0
.
1
W
W
a
b
mm
Đƣờng kính vòng chia:
1
d = Z1.m /cos = 68,3 mm
2
d = Z2.m /cos = 231,7mm
Đƣờng kính lăn :
d
1
w = 2aW/(u+1) = 68,3 mm
2
W
d
= d
1
w .u = 68,3.3,394 = 231,8 mm
Đƣờng kính đỉnh răng :
d 1
a = dw1 + 2.m = 72,3 mm
d
2
a = dw2 + 2.m = 235,7 mm
Đƣờng kính vòng chân răng :
Đồ án Chi Tiết Máy
SVTH: Đặng Danh Huân Trang 20
Trường ĐHKT-KTCN
df1 = dw1 – 2,5m = 63,3 mm
df2 = dw2 – 2,5m = 226,7 mm
vận tốc bánh răng:
606
,
0
60000
.
.
1
1
n
d
v
W
Theo bảng 6.13[TL2] ta chọn cấp chính xác của cặp bánh răng là cấp 9
1.8 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc.
]
[
)
.
.
/(
)
1
.(
.
.
2
.
.
.
1
2
1
H
W
W
H
H
M
H
d
u
b
u
K
T
Z
Z
Z
theo 6.33 TL1
Với :
*
274
m
Z
: hệ số kể đến vật liệu của bánh răng ăn khớp. Tra bảng 6.5
TL1
* ZH – Hệ số xét đến ảnh hƣởng của hình dạng bề mặt tiếp xúc
ZH =
tW
b
2
sin
/
cos
2
Theo 6.34 TL1
Với
b
góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở.
tg
b
= cos
tg
t.
(
t
=
0
7
,
24
tW
Vì bánh răng ko dịch chỉnh)
tg
b
= cos24,7.tg14,8=0,24 Vậy
b
= 13,5
ZH =
7
,
24
.
2
sin
/
5
,
13
cos
2
= 1,6
* Z - Hệ số xét đến sự trùng khớp răng.
Theo 6.37 TL1
)
/(
m
Sin
b
W
= 45Sin14,8/
2
= 1,83
1 Theo 6.36c TL1 Z =
/
1
Áp dụng 6.38b TL1
=
s
Z
Z
cos
)]
/
1
/
1
(
2
,
3
88
,
1
[
2
1
= 1,696
=> Z =
696
,
1
/
1
= 0,769
K H – Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc.
Đồ án Chi Tiết Máy
SVTH: Đặng Danh Huân Trang 21
Trường ĐHKT-KTCN
Hv
H
H
H
K
K
K
K
.
.
Trong đó
05
,
1
H
K
H
K
= 1,13 : hệ số phân bố ko đều tải trọng . Tra bảng 6.14 TL1
Hv
K
=
H
H
W
H
K
K
T
d
b
v
.
.
.
2
.
.
1
1
1
Trong đó
u
a
v
g
v
W
o
H
H
/
.
.
.
Tra bảng 6.15 TL1
73
002
,
0
o
g
H
=>
394
,
3
/
150
606
,
0
.
73
.
002
,
0
H
v
= 0,58 (m/s)
Hv
K
=
05
,
1
.
13
,
1
.
150813
.
2
3
,
68
.
45
.
58
,
0
1
= 1,005
=> K H = 1,005.1,05.1,13 = 1,192
Vậy
)
3
,
68
.
394
,
3
.
45
/(
394
,
4
.
192
,
1
.
150813
.
2
769
,
0
.
6
,
1
.
274
2
H
= 502
MPa
=>
]
[
H
H
Vậy độ bền tiếp xúc đƣợc thõa mãn.
Đồ án Chi Tiết Máy
SVTH: Đặng Danh Huân Trang 22
Trường ĐHKT-KTCN
1.9 Tính toán kiểm tra giá trị ứng suất uốn
CT 6.43.và 6.44 [TL1tr108]:
σFcđ = 2T1KFYεYβYF1/(bwdw1m) [σF]cd.
σFbđ = σF1YF2/YF1 [ σF2]bd.
Trong đó : Yε = 1/ εα = 1/1.696 = 0.59:hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
Với :
Yβ = 1-β/140 = 1- 14,8/140 =0,894.
YF1 ,YF2 hệ số dạng răng của bánh chủ động và bị động.
Tra bảng 6.18 với hệ số dịch chỉnh x1=0, x2 =0 và zv1=z1/
3
cos
=36,5 ; zv2= z2/
3
cos
= 124 và suy ra đƣợc YF1= 3,7; YF2= 3,6.
KF = KFβKFαKFv CT 6.45 TL1
KFβ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều
rộng vành răng, tra bảng 6.7 [TL1 tr 98] với sơ đồ 4 suy ta có KFβ = 1,12.
KFα : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp khi tính về uốn, với bánh răng nghiêng. Tra bảng 6.14 TL1
KFα = 1,37
KFv hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về
uốn: Theo CT 6.46 TL1
F
F
W
F
Fv
K
K
T
d
b
v
K
.
.
.
2
.
.
1
1
1
Với
u
a
v
g
v
W
o
F
F
/
.
.
.
006
,
0
73
606
,
0
F
o
g
v
Đồ án Chi Tiết Máy
SVTH: Đặng Danh Huân Trang 23 Trường ĐHKT-KTCN
394
,
3
/
150
606
,
0
.
73
.
006
,
0
F
v
= 1,75
01
,
1
37
,
1
.
12
,
1
.
150813
.
2
3
,
68
.
45
.
75
,
1
1
Fv
K
Suy ra KF = 1,01.1,12.1,37 = 1,55
Suy ra σFcđ = 2.150813.1,55.0,59.0,894.3,42/(45.68,3.2) = 148 MPa
MPa [σFcđ] = 267,4 MPa.
σFbđ = 148.3,6/3,7=144 [σFbđ] =257 Mpa.
Vậy bánh răng cấp chậm đạt yêu cầu về độ bền uốn và độ bền tiếp xúc.
1.10 Kiểm nghiệm quá tải :
Adct 6.48 TL1
max
max
]
[
.
H
qt
H
H
K
Theo CT 6.13TL1
1820
650
.
8
,
2
.
8
,
2
]
[
max
ch
H
2
,
2
/
max
T
T
Kqt
=>
max
max
]
[
744
2
,
2
.
502
H
H
Vậy thỏa mãn quá tải về tiếp xúc.
Adct 6.49 TL1
max
max
]
[
.
F
qt
F
F
K
Theo CT 6.14 TL1
520
650
.
8
,
0
.
8
,
0
]
[
max
ch
F
=>
max
max
]
[
8
,
316
2
,
2
.
144
F
F
Vậy thỏa mãn quá tải về uốn.
2 : Tính toán cấp nhanh.
2.1 Chọn vật liệu:
So với bộ truyền bánh răng cấp chậm, bộ truyền cấp chậm có tỉ số truyền cao hơn, nhƣng chênh lệch
không lớn nên ta chọn vật liệu cấp nhanh giống cấp chậm.
Đồ án Chi Tiết Máy
SVTH: Đặng Danh Huân Trang 24 Trường ĐHKT-KTCN
Vật
liệu
Nhiệt
luyện
Giới hạn
bền
2
b N/mm
Giới hạn
chảy
N/mm2
ch
Độ cứng
HB
Bánh
chủ
động
Thép
45
X
Tôi cải
thiện
850
650
230…280
Bánh bị
động
Thép
40X
Tôi cải
thiện
850
550
230…260
2.2 Xác định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uốn cho phép:
2.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép:
Chọn độ cứng HBcđ = 260 và HBbđ = 250.
Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép: CT 6.1 và 6.2[TL1tr91]
[σH] = ( σ0
Hlim / SH) ZRZVKxHKHL [σF] = ( σ0
Flim / SF) YRYVKxFKFCKFL.
Trong tính toán sơ bộ nên ta chọn ZRZVKxH = 1 và YRYVKxF = 1 do
đó chỉ còn :
[σH] = ( σ0
Hlim / SH) KHL
[σF] = ( σ0
Flim / SF) KFC KF
