Tải bản đầy đủ

Đồ án thiết kế hộp giảm tốc 2 cấp khai triển răng nghiêng

Trường Đại học Bách Khoa TP.HCM
Khoa Cơ Khí

Đồ án thiết kế: Đề số 4 – Phương án 27
GVHD: PSG.TS Bùi Trọng Hiếu

MỤC LỤC
Mục lục

1

Lời nói đầu

3

Lời cảm ơn

4

PHẦN I: Tính toán động học hệ dẫn động


5

1. Chọn động cơ điện
2. Phân phối tỉ số truyền
3. Tính toán các thông số động học
PHẦN II: Tính toán bộ truyền ngoài: Bộ truyền xích
1.
2.
3.
4.
5.

Chọn số răng đĩa xích
Xác định bước xích
Xác định khoảng cách trục và số mắt xích
Kiểm nghiệm độ bền xích
Các thông số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục

PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
1.
2.
3.
4.

5
6
7
9
9
9
9
10
11
13

Chọn vật liệu
Xác định ứng suất cho phép
Tính toán bộ truyền cấp nhanh
Tính toán bộ truyền cấp chậm


13
13
17
25

PHẦN IV: THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN Ổ LĂN

33

A. THIẾT KẾ TRỤC
1. Chọn vật liệu
2. Xác định sơ bộ đường kính trục
3. Xác định các khoảng cách
4. Xác định các lực và sơ đồ đặt lực
5. Tính chính xác các đường kính các đoạn trục
6. Tính mối ghép then
7. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Sinh viên: Nguyễn Tấn Huy
MSSV: 1711538

33
33
33
34
36
42
44
46

1


Trường Đại học Bách Khoa TP.HCM
Khoa Cơ Khí

Đồ án thiết kế: Đề số 4 – Phương án 27
GVHD: PSG.TS Bùi Trọng Hiếu

B. CHỌN Ổ LĂN CHO CÁC TRỤC
1. Chọn ổ lăn cho trục I
2. Chọn ổ lăn cho trục II
3. Chọn ổ lăn cho trục III

50
50
53
56

PHẦN V: THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC

59

1. Tính toán kết cấu vỏ hộp
2. Một số chi tiết khác
3. Bôi trơn cho hộp giảm tốc
4. Xác định và chọn kiểu lắp
Tài liệu tham khảo

59
61
64
65
67

Sinh viên: Nguyễn Tấn Huy
MSSV: 1711538

2


Trường Đại học Bách Khoa TP.HCM
Khoa Cơ Khí

Đồ án thiết kế: Đề số 4 – Phương án 27
GVHD: PSG.TS Bùi Trọng Hiếu

LỜI NÓI ĐẦU
Đồ án môn học thiết kế máy với nội dung thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí, cụ
thể ở đây là thiết kế hệ thống truyền động cho hệ thống băng tải, với hộp giảm tốc hai
cấp khai triển bánh răng trụ răng nghiêng với yêu cầu về vận tốc, lực, cũng như các
đặc trưng về lắp ghép và chế tạo.
Đồ án môn học thiết kế máy với công việc tính toán, thiết kế các chi tiết máy
trong lĩnh vực cơ khí nhằm nâng cao kĩ năng tính toán, hiểu sâu hơn các kiến thức đã
học về cơ khí, về chế tạo cũng như về lắp ghép.
Nội dung công việc thực hiện là:
 Phân tích phương án - chọn động cơ điện - phân phối tỉ số truyền.
 Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài, ở đây là bộ truyền xích.
 Tính toán, thiết kế các bộ truyền trong hộp giảm tốc.
 Vẽ sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền và tính giá trị các lực.
 Tính toán thiết kế trục và then.
 Tính chọn ổ lăn, ổ trượt trong hộp giảm tốc nối trục - mối ghép.
 Chọn thân máy, bu lông và các chi tiết phụ khác.
 Chọn dung sai lắp ghép.
Đồ án môn học thiết kế máy là một tài liệu dùng để chế tạo các hệ thống dẫn
động cơ khí, nhưng đây không phải là phương án tối ưu nhất trong thiết kế hệ thống
dẫn động băng tải do những hạn chế về hiểu biết và kinh nghiệm thực tế. Bài làm của
sinh viên được sự hướng dẫn rất nhiệt tình của giảng viên hướng dẫn, tuy nhiên trong
quá trình làm còn gặp một số vấn đề sai sót mong người đọc có thể bỏ qua.

Sinh viên: Nguyễn Tấn Huy
MSSV: 1711538

3


Trường Đại học Bách Khoa TP.HCM
Khoa Cơ Khí

Đồ án thiết kế: Đề số 4 – Phương án 27
GVHD: PSG.TS Bùi Trọng Hiếu

LỜI CẢM ƠN
Trước hơn hết em xin cảm ơn PGS.TS Bùi Trọng Hiếu, người giảng viên nhiệt
huyết và tận tình đã giúp đỡ em rất nhiều, kể từ khi bắt đầu môn học Đồ án Thiết kế
này em nhận được mở mang thêm nhiều kiến thức về cách tính toán và thiết kế về các
loại truyền động, máy móc, hiểu sâu về lĩnh vực khoa học kỹ thuật hơn. Sau là em xin
cảm ơn đến các bạn trong lớp đã sẵn lòng giúp đỡ em trong các vấn đề khó khăn, chia
sẻ với em các tài liệu khoa học quý báo. Việc hoàn thành bài cáo có công của tất cả
mọi người, nhờ thầy tận tình giúp đỡ, nhờ bạn bè sẵn sàng hỗ trợ mà mới có được bài
bào cáo này. Do những bước đi đầu vào lĩnh vực nghiên cứu khoa học kỹ thuật nên
những thiếu sót là điều không thể tránh khỏi, nên em rất mong nhận được nhiều những
đóng góp ý kiến quý báo của thầy và các bạn cùng lớp để giúp em nâng tầm kiến thức
về khoa học kỹ thuật hơn.
Em kính chúc các thầy cô trong khoa cũng như trong trường có sức khỏe dồi
dào, niềm tin để truyền đạt kiến thức cho thế hệ mai sau. Và một lần nữa em xin cảm
ơn tất cả mọi người đã tận tình giúp em hoàn thành bài cáo này.

Sinh viên: Nguyễn Tấn Huy
MSSV: 1711538

4


Trường Đại học Bách Khoa TP.HCM
Khoa Cơ Khí

Đồ án thiết kế: Đề số 4 – Phương án 27
GVHD: PSG.TS Bùi Trọng Hiếu

I. THÔNG SỐ ĐỘNG HỌC CỦA HỆ DẪN ĐỘNG
1. Chọn động cơ điện
a. Xác định công suất
Từ các số liệu:

Lực vòng trên băng tải:

F = 2500 N

Vận tốc băng tải:

v = 1,2 m/s

Công suất trên trục công tác
Công suất trên trục công tác:

Pct 

Pct

F.v
2500.1, 2

 3 (kW)
1000
1000

Công suất của động cơ:

Pđc

Điều kiện:

Pđc > Ptđ

Công suất yêu cầu:

Pyc = Ptđ

Công suất tương đương:
Ptd  Pct

T
T
( 1 ) 2 .t1  ( 2 ) 2 .t 2
12.20  0,82.15
T
T
 3.
 2,76(kW)
t1  t 2
20  15

Hiệu suất bộ truyền:
n

  �i  k .3ol .br2 .x  1.0,993.0,97 2.0,92  0,84
i 1

Tra bảng 2.3 trang 19 [TL1] ta có hiệu suất của:
Khớp nối : ηk = 1
Cặp ổ lăn: ηol = 0,99
Bộ truyền bánh răng trụ: ηbr = 0,97
Bộ truyền xích: ηx = 0,92
Công suất yêu cầu của động cơ: Pyc 

Sinh viên: Nguyễn Tấn Huy
MSSV: 1711538

Ptd 2, 76

 3, 29(kW)
 0,84

5


Trường Đại học Bách Khoa TP.HCM
Khoa Cơ Khí

Đồ án thiết kế: Đề số 4 – Phương án 27
GVHD: PSG.TS Bùi Trọng Hiếu

b. Xác định tốc độ đồng bộ
Số vòng quay băng tải: n ct 

v.60000 1, 2.60000

 36 (v/p)
.D
.650

Với, v: vận tốc băng tải (m/s)
D: đường kính tang trống (mm)
Số vòng quay sơ bộ: n sb  n ct .u t  n ct .u sbh .u sbx  36.10.2  720 (v/p)
Trong đó, ta có tỉ số truyền của:
Hộp giảm tốc: u sbh  10 (bảng 3.1 trang 43 [TL1])
Bộ truyền xích: u sbx  2 (bảng 2.4 trang 21 [TL1])
Vậy chọn động cơ có tốc độ đồng bộ là 750 v/p
Từ bảng P1.3 trang 238 [TL1], chọn động cơ 4A132S8Y3 với các chỉ
Pdc  4kW

số như sau: �
n dc  720(v / p)

2. Phân phối tỷ số truyền
a. Xác định chung
u tr 

n dc 720

 20
n ct
36

b. Phân phối tỷ số truyền
Tra bảng 3.1 trang 43 [TL1] với u h  10 , ta có u1  3,83 và u 2  2,61
Ta có: u x  u 3 

Sinh viên: Nguyễn Tấn Huy
MSSV: 1711538

u tr 20

2
u h 10

6


Trường Đại học Bách Khoa TP.HCM
Khoa Cơ Khí

Đồ án thiết kế: Đề số 4 – Phương án 27
GVHD: PSG.TS Bùi Trọng Hiếu

3. Tính toán các thông số động học
a. Công suất
Pct  3 (kW)
P3 

Pct
3

 3, 29(kW)
x .ol 0,92.0,99

P2 

P3
3, 29

 3, 43(kW)
ol .br 0,99.0,97

P1 

P2
3, 43

 3,57(kW)
ol .br 0,99.0,97

Pdc 

P1 3,57

 3,57(kW)
k
1

b. Tốc độ quay
n1  n dc  720 (v/p)
n2 

n1 720

 188 (v/p)
u1 3,83

n3 

n 2 188

 72 (v/p)
u 2 2,61

n ct  36 (v/p)
c. Mômen xoắn trên trục
Tdc  9,55.106

Pdc
3,57
 9,55.106
 47352  N.mm 
n dc
720

T1  9,55.106

P1
3,57
 9,55.106
 47352  N.mm 
n1
720

T2  9,55.106

P2
3, 43
 9,55.106
 174237  N.mm 
n2
188

T3  9,55.106

P3
3, 29
 9,55.106
 436382  N.mm 
n3
72

Tct  9,55.106

Pct
3
 9,55.106
 795833  N.mm 
n ct
37

Sinh viên: Nguyễn Tấn Huy
MSSV: 1711538

7


Trường Đại học Bách Khoa TP.HCM
Khoa Cơ Khí

Đồ án thiết kế: Đề số 4 – Phương án 27
GVHD: PSG.TS Bùi Trọng Hiếu

Bảng thông số động học
Công suất,
P (kW)
Tỉ số truyền, u
Số vòng quay, n
(v/p)
Moment xoắn,
T (N.mm)

Động cơ

1

2

3

Công tác

3,57

3,57

3,43

3,29

3,29

uk = 1

u1 = 3,83

u2 = 2,61

ux = 2

720

720

188

72

36

47352

47352

174237

436382

795833

Sinh viên: Nguyễn Tấn Huy
MSSV: 1711538

8


Trường Đại học Bách Khoa TP.HCM
Khoa Cơ Khí

Đồ án thiết kế: Đề số 4 – Phương án 27
GVHD: PSG.TS Bùi Trọng Hiếu

II. TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI
BỘ TRUYỀN XÍCH
Công suất trên trục III:

P3

= 3,29 (kW)

Tốc độ quay:

n3

= 72 (v/p)

Tỉ số truyền:

ux

=2

Mômen xoắn trên trục III:

T3

= 436382 (N.mm)

1. Chọn số răng đĩa xích
Z1 = 29 – 2.ux = 29 – 2.2 = 25 (răng)
Z2 = Z1.ux = 25.2 = 50 (răng)
2. Xác định bước xích
Công suất tính toán: Pt  P3 .k.k z .k n � P 
Với k = ko.ka.kdc.kb.kđ.klv = 1.1.1,1.1,5.1,12.1,5 = 2,772
Theo bảng 5.6 trang 82 [TL1], ta có:
ko = 1 (nối tâm 2 đĩa xích trùng với phương ngang)
ka = 1 (chọn a = 40.pc)
kdc =1,1 (trục không điều chỉnh được)
kb = 1,5 (bôi trơn gián đoạn)
klv = 1,12 (làm việc 2 ca)
kđ = 1,5 (va đập nhẹ)
kn 

n 03 200

 2,78
n3
72

kz 

z 01 25

1
z1 25

Do đó: Pt  3, 29.1.2,78.2,772  25,35(kW) � P 
Theo bảng 5.5 trang 81 [TL1] chọn  P  = 34,8(kW)
Vậy pc = 38,1 (mm)
3. Xác định khoảng cách trục và số mắt xích
Khoảng cách trục:
a = 40.pc = 40.38,1 = 1524 (mm)

Sinh viên: Nguyễn Tấn Huy
MSSV: 1711538

9


Trường Đại học Bách Khoa TP.HCM
Khoa Cơ Khí

Đồ án thiết kế: Đề số 4 – Phương án 27
GVHD: PSG.TS Bùi Trọng Hiếu

Số mắt xích:
x

2a Z1  Z2 (Z2  Z1 ) 2 .pc 2.1524 25  50 (50  25) 2 .38,1





pc
2
4.2 .a
38,1
2
4.2 .1524

= 117,9 (mm)
Làm tròn số mắt xích đến số nguyên và lấy theo số chẵn, nên:
xc = 118 (mm)
Tính lại khoảng cách trục:
2

2

Z  Z1
� Z2  Z1 � �Z2  Z1 �
a  0, 25.pc {x c  2
 �
xc 
� 2. �

2
2 � �  �

*

2

2

50  25
50  25 � �50  25 �

= 0, 25.38,1{118 
 �
118 
� 2. �

2
2 � �  �

= 1526 (mm)
Để xích không chịu một lực căng quá lớn, ta cần giảm một lượng ∆a:
∆a = (0,002…0,004)a = 3,052…6,104 (mm)
Lấy ∆a = 6 mm
Vậy a = 1520 mm
Số lần va đập bản lề trong 1s của xích:
i

Z1.n 3 25.72

 1,02 � i   20
15x c 15.118
Với  i  là số lần va đập cho phép của xích (bảng 5.9 trang 85
[TL1] ứng với pc = 38,1mm).

4. Kiểm nghiệm độ bền xích
s

Q
� s 
k đ .Ft  Fo  Fv

Trong đó:
Q = 127 kN: tải trọng phá hủy (bảng 5.2 trang 78 [TL1])
kđ = 1,2: hệ số tải trọng động (máy làm việc trung bình)
Ft: lực vòng
v

Sinh viên: Nguyễn Tấn Huy
MSSV: 1711538

Z1.n 3 .p c 25.72.38,1

 1,143 (m/s)
60000
60000
10


Trường Đại học Bách Khoa TP.HCM
Khoa Cơ Khí

Ft 

Đồ án thiết kế: Đề số 4 – Phương án 27
GVHD: PSG.TS Bùi Trọng Hiếu

1000P3 1000.3, 29

 2878,39(N)
v
1,143

Fo: lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra
Fo = g.kf.q.a = 9,81.6.5,5.1,52 = 492,07(N)
Với, kf: hệ số phụ thuộc độ võng f của xích và vị trí bộ truyền
kf = 6 (bộ truyền nằm ngang)
q = 5,5 (kg): khối lương 1m xích (bảng 5.2 trang 78 [TL1])
a: khoảng cách trục (m)
Fv: lực căng do lực ly tâm sinh ra
Fv = q.v2 = 5,5.1,1432 = 7,19(N)
Do đó: s 

127.103
 32,12 � s   8,5
1, 2.2878,39  492,07  7,19

Với  s  : hệ số an toàn cho phép (bảng 5.10 trang 86)
Vậy bộ truyền xích đảm bảo độ bền.
5. Các thông số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục
a. Xác định các thông số của đĩa xích
Đường kính vòng chia của đĩa xích:
d1 

pc
sin


Z1



38,1
 304(mm)

sin
25

d2 = ux.d1 = 2.304 = 608(mm)
b. Kiểm nghiệm độ bền theo ứng suất tiếp
H  0, 47.
Trong đó,

k r .E.(Ft .k đ  Fvđ )
�  H 
A. k d
kr: hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích:
kr = 0,42 (với Z1 = 25)
kd = 1: hệ số tải trọng phân bố không đều
E = 2,15.105(MPa): modul đàn hồi
Fvđ: lực va đập trên m dãy xích
Fvđ = 13.10-7.n3.pc3.m = 13.10-7.72.38,13.1
= 5,18(N)

Sinh viên: Nguyễn Tấn Huy
MSSV: 1711538

11


Trường Đại học Bách Khoa TP.HCM
Khoa Cơ Khí

Đồ án thiết kế: Đề số 4 – Phương án 27
GVHD: PSG.TS Bùi Trọng Hiếu

A: diện tích bản lề (mm2)
A = 395(mm2) (bảng 5.12 trang 87 [TL1])
Do đó: H  0, 47.

0, 42.2,15.105.(2878,39.1, 2  5,18)
 417,96(MPa)
395.1

Tra bảng 5.11 trang 86 [TL1], chọn vật liệu làm xích là Thép 45, HB170
có   H   500(MPa) .
Vậy H �  H  nên xích đảm bảo bền theo ứng suất tiếp.
c. Xác định lực tác dụng lên trục
Fr = kx.Ft = 1,15.2878,39 = 3310,1(N)
Với

Fr: lực tác dụng lên trục (N)
kx: hệ số kể đến trọng lượng xích
kx = 1,15 (bộ truyền nằm ngang)

d. Thông số và kích thước bộ truyền
Các thông số
Số răng đĩa xích
Bước xích
Khoảng cách trục
Số mắt xích
Đường kính vòng chia
Lực tác dụng lên trục

Sinh viên: Nguyễn Tấn Huy
MSSV: 1711538

Ký hiệu
Đĩa nhỏ, Z1
Đĩa lớn, Z2
pc
a
x
Đĩa nhỏ, d1
Đĩa lớn, d2
Fr

Kết quả
25
50
38,1
1520
118
304
608
3310,1

Đơn vị
Răng
mm
mm
mm
N

12


Trường Đại học Bách Khoa TP.HCM
Khoa Cơ Khí

Đồ án thiết kế: Đề số 4 – Phương án 27
GVHD: PSG.TS Bùi Trọng Hiếu

III. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
1. Chọn vật liệu
Với đặc tính của động cơ đã chọn cùng yêu cầu của đầu bài ra và quan điểm
thống nhất hóa trong thiết kế nên ta chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như nhau
Cụ thể theo bảng 6.1 trang 92 [TL1] ta chọn :
Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241...285 có
b1  850MPa, ch1  580MPa
Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB1 = 255
Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192...240 có
b2  750MPa, ch 2  450MPa
Do tốc độ quay và cường độ làm việc nhỏ hơn bánh nhỏ nên chọn
độ rắn bánh lớn thấp hơn 10-15 .Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là
HB2 = 240
2. Xác định ứng suất cho phép
Theo bảng 6.2 trang 94 [TL1], với Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn 180...350 ta
có:
oH lim  2HB  70 ; SH = 1,1;
Trong đó

oF lim  1,8HB ;

SF = 1,75

oH lim và oF lim là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn
cho phép ứng với số chu kì cơ sở
SH , SF là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn

Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB1 = 255
Chọn độ rắn bánh răng lớn là HB2 = 240
o
Vậy: H lim1  2HB1  70  2.255  70  580(MPa)

oF lim1  1,8HB1  1,8.255  459(MPa)
oH lim 2  2HB2  70  2.240  70  550(MPa)
oF lim 2  1,8HB2  1,8.240  432(MPa)

Sinh viên: Nguyễn Tấn Huy
MSSV: 1711538

13


Trường Đại học Bách Khoa TP.HCM
Khoa Cơ Khí

Đồ án thiết kế: Đề số 4 – Phương án 27
GVHD: PSG.TS Bùi Trọng Hiếu

Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:
2,4
Theo công thức 6.5 trang 93 [TL1]: N H0  30H HB

N Ho1  30.2452,4  16.106

Do đó:

N Ho2  30.2302,4  13,9.106
Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn:
N Fo  4.106 (Vì chọn vật liệu là thép)
Xác định hệ số tuổi thọ:
k HL =

mH

m H0
N HE

k FL =

mF

m F0
N FE

mH,mF:bậc của đường cong mỏi khi thu về tiếp xúc và uốn.
Do chọn độ rắn mặt răng HB < 350 nên mH = 6;mF = 6.
Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
Vì bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc nên NHE, NHF được tính
theo công thức 6.7 và 6.8 trang 93 [TL1]:
N HE =60.c.�(

N FE =60.c.�(
Với

Ti 3
) n i .t i
Tmax

Ti mF
n
T
) .n i .t i  60.c. 1 .�( i ) mF .t i
Tmax
u1
Tmax

Ti

là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét.

ni

là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét.

ti

tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.

c

số lần ăn khớp trong 1 vòng quay

Tính bánh răng bị động:
N HE2 = 60.c.�(
= 60.1.

Ti 3 n1
t
) . .�t i . i
Tmax u1
�t i

720
15 �
�3 20
.(7.250.2.8). �
1 .  0,83. �
3,83
35 �
� 35

= 25,79.107
NHE2 > NHo2 do đó lấy hệ số tuổi thọ KHL2 = 1; Lấy NHE2 = NHo2

Sinh viên: Nguyễn Tấn Huy
MSSV: 1711538

14


Trường Đại học Bách Khoa TP.HCM
Khoa Cơ Khí

N FE2 = 60.c.�(
= 60.1.

Đồ án thiết kế: Đề số 4 – Phương án 27
GVHD: PSG.TS Bùi Trọng Hiếu

Ti mF
) .n i .t i
Tmax

720
15 �
�6 20
.(7.250.2.8) �
1 .  0,86. �
3,83
35 �
� 35

= 22,47.107
NFE2 > NFo2 do đó lấy hệ số tuổi thọ KFL2 = 1, tương tự KFL1 = 1
Tính bánh răng chủ động:
NHE1 > NHE2 > NHo1
NFE1 > NFE2 > NFo1
Nên lấy hệ số tuổi thọ KHL1 = 1; KFL1 = 1
Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức 6.1 và
6.2 trang 91 [TL1]

 H 

oH lim

.ZR .ZV .K xH .K HL
SH

 F  

oF lim
.YR .Ys .K xF .K FC .K FL
SF
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
( Độ rắn mặt răng HB < 350, ZV = 0,85.v0,1)

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 ảnh hưởng của vật liệu đối với tập trung ứng

suất.
KxF

Hệ số xét đến kích thước của bánh răng ảnh hưởng đối với

độ bền uốn.
KFC

Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải. Bộ truyền quay 1 chiều =>

KFC = 1
KHL; KFL

Hệ số tuổi thọ

SH ; SF Hệ số an toàn khi tính tiếp xúc bền uốn.
Hlim Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở
Sinh viên: Nguyễn Tấn Huy
MSSV: 1711538

15


Trường Đại học Bách Khoa TP.HCM
Khoa Cơ Khí

Flim

Đồ án thiết kế: Đề số 4 – Phương án 27
GVHD: PSG.TS Bùi Trọng Hiếu

Ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở

Khi thiết kế sơ bộ ta lấy ZR.ZV.KxH = 1 và YR.Ys.KxF = 1
Vậy ta có:

 H  

 H lim
.K HL
SH

 F 

F lim
.K FL .K FC
SF

Thay số

 H  1 

H lim1
580
.K HL1 
.1  527.27  MPa 
SH
1,1

 H  2 

H lim 2
550
.K HL2 
.1  500  MPa 
SH
1,1

 F  1 

 F lim1
459
.K FL1.K Fc 
.1.1  262, 29  MPa 
SF
1,75

 F  2 

F lim 2
432
.K FL2 .K Fc 
.1.1  246,86  MPa 
SF
1,75

Bộ truyền cấp là bộ truyền bánh trụ răng nghiêng nên theo công thức
6.12 trang 95 [TL1], ta có:

 H  

 H  1   H  2
2



527, 27  500
 513,64(MPa)
2

Ứng suất quá tải cho phép:

 H  max  2,8.ch 2  2,8.450  1260  MPa 
 F1  max  0,8.ch1  0,8.580  464  MPa 
 F2  max  0,8.ch 2  0,8.450  360  MPa 

Sinh viên: Nguyễn Tấn Huy
MSSV: 1711538

16


Trường Đại học Bách Khoa TP.HCM
Khoa Cơ Khí

Đồ án thiết kế: Đề số 4 – Phương án 27
GVHD: PSG.TS Bùi Trọng Hiếu

3. Tính toán bộ truyền cấp nhanh
P1  3,57kW


u1  3,83


n1  720v / p


T1  47352N.mm

a. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Theo công thức 6.15a trang 96 [TL1]
a w  K a  u  1 . 3

T1.K Hβ

 σH 

2

.u.ψ ba

Trong đó
aw

khoảng cách trục

Ka

hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng:



Tra bảng 6.5 trang 96 [TL1] ta được K a  43 Mpa

1

3



T1

Mômen xoắn trên trục bánh chủ động T1 = 47352N.mm

 H 

Ứng suất tiếp xúc cho phép   H   513,64MPa

u

Tỉ số truyền u = 3,83

ψ ba 

bw
aw

bw là chiều rộng vành răng. Hộp khai triển nên

ψ ba  0,3 �0,5

Chọn ψ ba  0,3

� ψ bd  0,5.ψba . u  1  0,5.0,3. 3,83  1  0,7245
K Hβ

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

răng khi tính về tiếp xúc
Tra bảng 6.7 sơ đồ 3 trang 98 [TL1] => K Hβ  1,1
Do đó aw  43.  3,83  1 . 3

47352.1,1
 115,5 (mm)
513,642.3,83.0,3

Lấy tròn aw = 120 mm

Sinh viên: Nguyễn Tấn Huy
MSSV: 1711538

17


Trường Đại học Bách Khoa TP.HCM
Khoa Cơ Khí

Đồ án thiết kế: Đề số 4 – Phương án 27
GVHD: PSG.TS Bùi Trọng Hiếu

b. Xác định các thông số ăn khớp
Theo 6.17 trang 97 [TL1] ta có m = (0,01 �0,02).aw = 1,2 �2,4
Theo tiêu chuẩn bảng 6.8 trang 99 [TL1] chọn m = 1,5mm
Chọn sơ bộ góc nghiêng răng β = 10o, do đó cosβ = 0,9848
Theo 6.31 trang 103 [TL1]
Số bánh răng nhỏ:
z1 

2.a w .cos  2.120.cos10

 32,6
m.  u1  1 1,5  3,83  1

Lấy z1 = 32

Số bánh răng lớn:
z 2  z1.u  32.3,83  122,6

Lấy z2 = 122

Tỉ số truyền thực tế sẽ là:
um 

z 2 122

 3,8125
z1 32

Tính lại góc nghiêng răng β:
cos 

m  z1  z 2  1,5(32  122)

 0,9625
2a w
2.120

44'25,97 ''  15,74�
Suy ra β = 15�

Sinh viên: Nguyễn Tấn Huy
MSSV: 1711538

18


Trường Đại học Bách Khoa TP.HCM
Khoa Cơ Khí

Đồ án thiết kế: Đề số 4 – Phương án 27
GVHD: PSG.TS Bùi Trọng Hiếu

c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo 6.33 trang 105 [TL1]
σ H  ZM .ZHε.Z .

2.T1.K H .  u m  1
�Hσ
b w .u m .d 2w1



Trong đó:
ZM

Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp,



trị số ZM tra trong bảng 6.5 trang 96 [TL1]. ZM = 274 Mpa
ZH

1

3



Hệ số kể đến hình dáng bề mặt tiếp xúc
Tra bảng 6.12 trang 106 [TL1] ứng với β = 15,74 �
nên ZH = 1,704



Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng

Theo 6.37 trang 105 [TL1], hệ số trùng khớp dọc
 =

b w.sin 0,3.120.sin (15,74)
=
= 2,07 > 1
1,5
m

Do đó theo 6.36 trang 105 [TL1], ta có
Z 

1
1

 0,77

1,688



�1 1 �
1,88  3, 2 �  �
cos 
Trong đó   = �

z
z
�1 2 �



1 �

�1
�
1,88  3, 2 � 

�0,9625 1, 688
�32 122 �



dw1

Đường kính vòng lăn bánh nhỏ
dw1 =

2.a w
2.120

 49,87 (mm)
u m  1 3,8125  1

Theo 6.40 trang 106 [TL1], vận tốc vòng
v=
KH

π.d w1.n1 .49,87.720

1,88 (m/s)
60000
60000

Hệ số tải trọng động khi tính về tiếp xúc

Theo 6.39 trang 106 [TL1]: KH = KHβ.KHα.KHv
Tra bảng 6.13 trang 106 [TL1] chọn cấp chính xác 9
Sinh viên: Nguyễn Tấn Huy
MSSV: 1711538

19


Trường Đại học Bách Khoa TP.HCM
Khoa Cơ Khí

Đồ án thiết kế: Đề số 4 – Phương án 27
GVHD: PSG.TS Bùi Trọng Hiếu

Với cấp chính xác 9 tra bảng 6.14 trang 107 [TL1] có
KHα = 1,13
Theo 6.42 trang 107 [TL1]
v H  H .g 0 .v.

aw
120
 0,002.73.1,88.
1,54
u
3,8125

Trong đó,
Tra bảng 6.15 trang 107 [TL1]

δH = 0,002

Tra bảng 6.16 trang 107 [TL1]

go = 73

Theo 6.41 trang 107 [TL1] :
K HV  1 

ν H .b w .d w1
1,536.0,3.120.49,87
1 
1,023
2.T1.K Hβ .K Hα
2.47352.1,1.1,13

Vậy KH = 1,1.1,13.1,023 = 1,272
Do đó σ H  274.1,704.0,77.

2.47352.1,272.(3,8125 1)
 468,52 (MPa)
0,3.120.3,8125.49,87 2

Xác định các ứng suất tiếp xúc cho phép: [σH]’ = [σH].Zv.ZR.KxH
Với v = 1,88 < 5 m/s

Zv = 1

Với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp
xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5…1,25 μm.
Do đó ZR = 0,95;
Với da < 700 mm, KxH = 1
Do đó [σH]’ = [σH]. ZvZRKxH = 513,64.1.0,95.1 = 487,96 (MPa)
Ta có

σH   σH  '

Vậy độ bền tiếp xúc được đảm bảo.

Sinh viên: Nguyễn Tấn Huy
MSSV: 1711538

20


Trường Đại học Bách Khoa TP.HCM
Khoa Cơ Khí

Đồ án thiết kế: Đề số 4 – Phương án 27
GVHD: PSG.TS Bùi Trọng Hiếu

d. Kiểm nghiệm độ bền uốn
Theo công thức 6.43 trang 108 [TL1] ta có
σF 

2.T1.K Fε.Y β.Y F.Y
b w .d w1.m

� σ F  '

Trong đó:
T1

Mômen xoắn trên trục chủ động T1= 47352 N.mm

m

modun pháp m = 1,5 mm

bw

Chiều rộng vành răng bw = 36 mm

dw1

đường kính vòng lăn bánh chủ động dw1 = 49,87 mm



Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Y 

1
1

 0,592
 1,688

Với   = 1,688 là hệ số trùng khớp ngang


Hệ số kể đến độ nghiêng của răng
Y  1 

YF1, YF2


15,74
 1
 0,888
140
140

Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2

Theo 6.18/109[TL1] ta có
ZV1 

z1
32

3
cosβ 0,9625

3

 35,88 , ZV 2 

z2
122

3
cosβ 0,9625

3

 136,82

Lấy ZV1 = 35 và ZV2 = 135
Tra bảng 6.18 trang 109 [TL1] được YF1 = 3,75 và YF2 = 3,6
KF

Hệ số tải trọng khi tính về uốn KF = KFβ.KFα.KFv

Trong đó:
Tra bảng 6.7 sơ đồ 3 trang 98 [TL1] với ψ bd=0,7245, ta có:
KFβ = 1,214
Với cấp chính xác 9 tra bảng 6.14 trang 107 [TL1]
KFα = 1,37
Theo 6.42 trang 107 [TL1]
v F  F .g 0 .v.
Sinh viên: Nguyễn Tấn Huy
MSSV: 1711538

aw
120
 0,006.73.1,88.
 4,62
u
3,8125
21


Trường Đại học Bách Khoa TP.HCM
Khoa Cơ Khí

Đồ án thiết kế: Đề số 4 – Phương án 27
GVHD: PSG.TS Bùi Trọng Hiếu

Trong đó,
Tra bảng 6.15 trang 107 [TL1]

δF = 0,006

Tra bảng 6.16 trang 107 [TL1]

go = 73

Theo 6.46 trang 109 [TL1] :
K Fv  1 

ν F .b w .d w1
4,62.36.49,87
 1
 1,053
2T1.K Fβ .K Fα
2.47352.1, 214.1,37

Vậy KF = 1,214.1,37.1,053 = 1,751
Do đó F1 

2.47352.1,751.0,592.0,888.3,75
 121,39(MPa)
36.49,87.1,5

σ F2  σ F1.

YF2
3,6
 121,39.
 116,53(MPa)
YF1
3,75

Xác định các ứng suất uốn cho phép: [σF]’ = [σF].YR.YS.KxF
Trong đó:
Ys

Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đến tập trung ứng suất
Ys = 1,08 - 0,0695 .ln(m) = 1,08 – 0,0695.ln1,5 = 1,0518

YR

Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng,
chọn YR = 1 ( bánh răng phay )

YxF

Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền
uốn. YxF = 1 do da < 400

Do đó   F  1  262, 29.1.1,0518.1  275,88  MPa 
'

 F  2  246,86.1.1,0518.1  259,65  MPa 
'

Ta có

F1 <   F  1
'



F2 <   F  2
'

Vậy độ bền uốn được đảm bảo.

Sinh viên: Nguyễn Tấn Huy
MSSV: 1711538

22


Trường Đại học Bách Khoa TP.HCM
Khoa Cơ Khí

Đồ án thiết kế: Đề số 4 – Phương án 27
GVHD: PSG.TS Bùi Trọng Hiếu

e. Kiểm nghiệm răng về quá tải
Điều kiện về quá tải theo công thức 6.48 và 6.49 trang 110 [TL1] với
K qt 

Tmax
1

 1, 25
T
0,8

σ H max  σ H K qt  468,3 1, 25  523,58(MPa)   σ H  max  1260(MPa)
σ F1max  σ F1K qt  121,39.1, 25  151,74(MPa)   σ F1  max  464(MPa)
σ F2 max  σ F2 K qt  116,53.1, 25  145,66(MPa)   σ F2  max  360(MPa)
Vậy khả năng quá tải được đảm bảo.

Sinh viên: Nguyễn Tấn Huy
MSSV: 1711538

23


Trường Đại học Bách Khoa TP.HCM
Khoa Cơ Khí

Đồ án thiết kế: Đề số 4 – Phương án 27
GVHD: PSG.TS Bùi Trọng Hiếu

f. Thông số và kích thước bộ truyền
Thông số
Khoảng cách trục
chia


hiệu
a

Công thức tính
a = 0,5(d2 + d1) = 0,5m(z2 + z1)/cosβ

Kết

Đơn

quả

vị

120

mm
mm

Mô đun

m

1,5

Tỉ số truyền

u

3,8125

Khoảng cách trục

aw

aw = acosαt/cosαtw

120

mm

bw

bw = ψba.aw

36

mm

d1 = m.z1/cosβ

49,9

d2 = m.z2/cosβ

190

dw1 = 2.aw/(u+1)

49,7

dw2 = dw1.u

190,4

da1 = d1 + 2(1+x1-∆y).m

52,9

da2 = d2 + 2(1+x2-∆y).m

193,1

df1 = d1 - (2,5 - 2x1).m

46,2

df2 = d2 - (2,5 - 2x2).m

186,4

db1 = d1cosα

46,9

db2 = d2cosα

178,6

Chiều rộng vành
răng
Đường kính chia

d

Đường kính lăn

dw

Đường kính đỉnh
răng
Đường kính đáy
răng
Đường kính cơ sở
Góc nghiêng của
răng

da
df
db
β

mm
mm
mm
mm
mm

15,74

Độ

Góc prôfin gốc

α

Theo TCVN1065-71

20

Độ

Góc prôfin răng

αt

αt=arctg(tgα/cosβ)

20,71

Độ

Góc ăn khớp

αtw

αtw=arccos(a.cosαt/aw)

20,71

Độ

z1

32

Răng

z2

122

Răng

Số bánh răng
Hệ số trùng khớp
ngang

Sinh viên: Nguyễn Tấn Huy
MSSV: 1711538

εα

   z1.tga1  z 2 .tga 2  (z 2  z1 ).tg tw  / (2)

1,688

24


Trường Đại học Bách Khoa TP.HCM
Khoa Cơ Khí

Đồ án thiết kế: Đề số 4 – Phương án 27
GVHD: PSG.TS Bùi Trọng Hiếu

4. Tính toán cấp chậm
P2  3, 43kW


u 2  2,61


n 2  188v / p


T2  174237N.mm

a. Xác định sơ bộ khoảng cách trục
Theo công thức 6.15a trang 96 [TL1]
a w  K a  u  1 . 3

T2 .K Hβ

 σH 

2

.u.ψ ba

Trong đó
aw

khoảng cách trục

Ka

hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng:



Tra bảng 6.5 trang 96 [TL1] ta được K a  43 Mpa

1

3



T1

Mômen xoắn trên trục bánh chủ động T1 = 174237N.mm

 H 

Ứng suất tiếp xúc cho phép   H   513,64MPa

u

Tỉ số truyền u = 2,61

ψ ba 

bw
aw

bw là chiều rộng vành răng. Hộp khai triển nên

ψ ba  0,3 �0,5

Chọn ψ ba  0,3

� ψ bd  0,5.ψ ba .  u  1  0,5.0,3.  2,61  1  0,5415
K Hβ

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

răng khi tính về tiếp xúc
Tra bảng 6.7 sơ đồ 5 trang 98 [TL1] => K Hβ = 1,027
Do đó aw  43.  2,61  1 . 3

174237.1,027
 147,98 (mm)
513,642.2,61.0,3

Lấy aw = 155 mm

Sinh viên: Nguyễn Tấn Huy
MSSV: 1711538

25


Tài liệu bạn tìm kiếm đã sẵn sàng tải về

Tải bản đầy đủ ngay

×