Thiết kế Chi tiết máy GVHD: Vũ Ngọc Tùng
ThiÕt kÕ m«n häc
Chi tiÕt m¸y
I – TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC
1- Xác định công suất động cơ
Do tải trọng thay đổi nên ta có công suất tính toán P
t
P
t
= P
td
=
∑
=
+
2
1
2
2
21
2
1
..
i
i
t
tPtP
= P
1
∑
∑

=
1000
6,0.2300
= 1,38 (KW)
Nên, ta có :
P
t
= 1,38
8
3.7,05.1
22
+
= 1,24 (KW)
Hiệu suất của cơ cấu
η
:
η
=
η
br
.
η
tv

η
4
ol
.
η
2

P
=
73,0
22,1
= 1,67 (KW)
Số vòng quay đồng bộ của động cơ
Ta có : V=
4
10.6
..
lv
nd
π

⇒

lv
n
=
d
v
.
.10.6
4
π
=
325.
6,0.10.6
4
π

U
h
max = 40.5 = 200
Như vậy : n
sb
= n
lv
. U
h

⇒
n
sb
min = 35,26 . 30 = 1057,8 (v/ph)
n
sb
max = 35,26 . 200 = 7052 (v/ph)
ta chọn n
sb
của động cơ là 3000 (v/ph)
SV thực hiện : Ngô Tuấn Linh Cơ khí ô tô B – k48
1
Thiết kế Chi tiết máy GVHD: Vũ Ngọc Tùng
Dựa vào bảng P1.1 , chọn động cơ điện K112M2 có:
+ P
dc
= 3 kw
+ n
dc
= 2890 (v/ph)

n
n
= 2890/35,26 = 81,96
Đối với hộp giảm tốc bánh răng trục vít ta có :
2.U
2
1
(U
1
+1) - C
3
2
.
3
θ
.
3
2
λ
.
η
. U
h
= 0
Với :
U
1
là tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng
η
là hiệu suất của bộ truyền trục vít

= 1,38 kw
P
3
= P
lv
/
kol
ηη
.
2
= 1,38/ 0,99
2
.1= 1,41kw
P
2
= P
3
/
tvol
ηη
.
= 1,41/0,99.0,8 = 1,78 kw
P
1
= P
2
/
brol
ηη
.

T
n
=
-Trên trục bánh răng 1:

( )
mmN
n
P
T .3,6113
2890
85,1
10.55,910.55,9
6
1
1
6
1
===
-Trên trục 2(bánh răng trục vít).

( )
mmN
n
P
T .9,15057
91,1128
78,1
10.55,910.55,9
6

Công suất
P (Kw)
Momen xoắn
T( Nmm)
Trục động
cơ
2890
Trục 1 2890
1
3
1,85
6113,3
Trục 2 1128,91
2,56
1,78 15057,9
Trục 3 35,261
32
1,41 381891,7
Ta cú sai s vn tc
%4%10.8,2%100.
26,35
26,35261,35
3
<=

=


l hp lý
II THIấT Kấ CHI TIấT MAY

2
2
=
=


1.2 - Xác định ứng suất cho phép.
Công thức:

[ ]
HLxHVR
H
o
Hlim
H
KKZ.Z
S


=

[ ]
FLFCxFSR
F
o
F
F
KKKYY
S
.

,S
F
: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc, uốn
K
FC
: Hệ số kể đến ảnh hởng của việc đặt tải.
Khi thiết kế sơ bộ ta lấy



=
=
1
1
xFSR
xHVR
KYY
KZZ
Công thức (2.1) sẽ là:
[ ]
HL
H
o
H
H
K
S
.
lim


limH

= 2HB + 70
hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc :
H
S
= 1,1
ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở :
0
limF

= 1,8HB
hệ số an toàn khi tính về uốn :
F
S
= 1,75
chọn độ rắn bánh răng nhỏ : HB
1
= 245
chọn độ rắn bánh răng lớn : HB
2
= 230
Nh vậy :

0
1limH

= 2HB
1
+ 70 = 2.245 + 70 = 560 (MPa)

= 30.245
4,2
= 1,626.10
7
N
2HO
= 30.230
4,2
= 1,397. 10
7
- Sụ chu ky lam viờc tng ng
+ N
HE
=60c
ii
m
i
tn
T
T
H
..
2
max















+

ii
t
t
t
t
2
3
1
3
.7,01
= 60.1.2890.12000.(1.5+0,7
3
.3)/8
= 156,814.10
7
N
2HE
=
br
HE

K
0
lim

[
H

]
1
= 560.1/1,1 = 509,1 Mpa
[
H

]
2
= 530.1/1,1 = 481,82 Mpa
Vi bụ truyờn la banh rng thng nờn :
[
H

] = min([
H

]
1
,[
H

]
2




Co m
F
= 6
N
1FE
= 60.c.n
1
.

i
t








+

ii
t
t
t
t
2

= 1
Võy , [
F

]
1
= 441.1/1,75 = 252 Mpa
[
F

]
2
= 414.1/1,75 = 236,57 Mpa
ng suõt qua tai cho phep
[
H

] max = 2,8 .
2ch

= 2,8.450 = 1260 Mpa
[
F

]
1
max = 0,8 .
1ch

= 0,8 . 580 = 464 Mpa

H
ba
+
.Vì hai bánh răng ăn khớp ngoài.
+ka hệ số phụ thuộc vào vật liêu của cặp bánh răng và loại răng.vì là bánh răng thẳng
nên ta lấy ka= 49,5 (bảng 6.5/94).
+T
1
mô men xoắn trên trục bánh chủ động T
1
=6113,3 Nmm
+ [
H
]= 481,82 [MPa]
+U= 2,56
+Tra bảng 6.6 ta đợc
0,3.
ba

=
( bỏnh rng i xng vi cỏc trong hp)

bd

= 0,53.
ba


= 18,9 (mm)
Vi b
w
la chiờu rụng vanh rng .
ng kinh vong ln banh rng nho la:
d
1w
= 2.
a
w
/(u+1)= 2.63/(2,56+1) = 35,4 (mm)
1- 4.Xác định các thông số ăn khớp.
a .xác định mô đun (m).
Ta có m = (0,01
ữ
0,02 )
a
w
=(0,01
ữ
0,02 ) .63 = 0,63
ữ
1,26
Tra theo dãy tiêu chuẩn 6.8 ta chọn m=1,25 (mm).
b.Xác định số răng .
-Bánh răng thẳng -=0.
Có
a
w
=

1
= 28 < 30 nờn phai dịch chỉnh để đảm bảo về khoảng cách trục cho trớc.
+ y là hệ số dịch chỉnh tâm: y=
m
a
w
- 0,5
)(
21
ZZ +
= 0,4 (mm)
+Hệ số k
y
=
)(4
)2872(
4,0.1000.1000
mm
Z
y
t
=
+
=
Theo bang 6.10a thi co k
x
= 1,22
Mà
y
=





=
Va banh 2 co x
2
= x
t
-x
1
=0,522-0,173=0,349 (mm)
SV thc hin : Ngụ Tun Linh C khớ ụ tụ B k48
7
Thiết kế Chi tiết máy GVHD: Vũ Ngọc Tùng
Góc ăn khớp
0
0
21,2193,0
63.2
20cos.25,1).2872(
2
cos..
cos =⇒=
+
==
tw
w
t
tw

M
Z
hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của bánh răng ăn khớp.Tra bảng 6.5 ta có
M
Z
= 274 (MPa)
3/1
+
H
Z
hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.Tra bảng 6.12 :
Với
71,100522,0
7228
522,0
21
21
=⇒=
+
=
+
+
H
Z
zz
xx
+
ε
Z
hệ số kể đến sự trùng khớp của răng ,xác định như sau:


+−=
εα
βε
Z
ZZ
+
H
K
là hệ số quá tải khi tính vể tiếp xúc

HVHHH
KKKK ..
αβ
=
- K
β
H
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng .Tra
bảng 6.7 : K
β
H
= 1,0183
-K
α
H
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn
khớp .Vì là bánh rảng thẳng nên K
α
H

10.6
..
4
11
sm
nd
V
w
==
π
* theo bảng 6.13 có cấp chính xác là cấp 8 nên:

H
δ
tra bảng 6.15 thì
H
δ
= 0,006

0
g
tra bảng 6.16 , do bánh răng có cấp chính xác là 8 ,
m = 1,25 < 3,5 nên
0
g
= 56
SV thực hiện : Ngô Tuấn Linh Cơ khí ô tô B – k48
8
Thiết kế Chi tiết máy GVHD: Vũ Ngọc Tùng
Ta có

=⇒
σ
Có
)(4,425)(82,481][ MPaMPa
HH
=>=
σσ
thỏa mãn
b.Kiểm tra về độ bền uốn
 Bánh răng 1
Để đảm bảo thì :
][
..
....2
1
1
11
1 F
ww
FF
F
mdb
YYYKT
σσ
βε
≤=
581,072,1/1
1
===
α

= 1,0466 (tra bảng 6.7)
•
α
F
K
= 1, vì là răng thẳng
•
αβ
FF
wwF
FV
KKT
dbV
K
..2
..
1
1
1
+=
với
u
a
VgV
w
FF
..
0
δ
=

FF
=<==⇒
σσ
. Thỏa mãn
 Bánh răng 2

1
21
2
.
F
FF
F
Y
Y
σ
σ
=
Với
2F
Y
là hệ số dạng răng của bánh 2 , tra bảng 6.18
Với
52,3349,0;72
222
=⇒==
F
YmmxZ
[ ]
)(57,236)(3,70

==
σσ
[ ]
max
max
max
)(5704,1.82,481
4,1
HH
qt
MPa
T
T
K
σσ
≤==⇒
==
thỏa mãn
Đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng thì cần có :
[ ]
[ ]
max
22max2
max
11max1
.
.
FqtFF
FqtFF
K

<==
<==
⇒
max
1max1
max
2max2
)(74,1034,1.1,74
)(42,984,1.3,70
FF
FF
MPa
MPa
σσ
σσ
Vậy đều thỏa mãn điều kiện bền về quá tải
1.6 Các lực trong bộ truyền bánh răng
Lực vòng :
)(4,345
4,35
3,6113.2
.2
1
1
21
N
d
T
FF
w

aa
FF
1.7 Bảng thống kê bộ truyền
SV thực hiện : Ngô Tuấn Linh Cơ khí ô tô B – k48
10
Thiết kế Chi tiết máy GVHD: Vũ Ngọc Tùng
2- Truyền động trục vít
SV thực hiện : Ngô Tuấn Linh Cơ khí ô tô B – k48
STT Thông số Ký hiệu Kích thước
1 Số răng Z
72;28
21
== ZZ
2 Khoảng cách trục chia a 62,5 mm
3 Khoảng cách trục
a
w
63 mm
4 Đường kính chia d
mmd
mmd
90
35
2
1
=
=
5 Đường kính lăn
w
d

75,87
31,32
2
1
=
=
8 Đường kính cơ sở
b
d
mmd
mmd
b
b
46,88
89,32
2
1
=
=
9 Góc profin gốc
α
20
0
10 Góc ẳn khớp
wt
α
0
21,21
11 Góc profin răng
t

số vòng quay của trục vít
)(7,381891
3
NmmT =
Momem xoắn trên trục bánh vít
)/(69,37,381891.91.1128.10.5,4
3
5
smV
sb
==⇒
−
< 5m/s
Nên chọn vật liệu làm bánh vít là Đồng thanh không thiếc và đồng thau.Cụ thể là
nên dung Đồng thanh Nhôm- Sắt – Niken
10_4_4 pAMH
σ
Áp dụng đúc ly tâm
)(200);(600 MPaMPa
chb
==
σσ
Theo bảng 7.1
Tải trọng trung bình nên chọn vật liệu làm trục vít là thép C45, tôi bề mặt đạt độ rắn
HRC = 45
2.2- Xác định ứng suất cho phép
a.Úng suất tiếp xúc cho phép
)/(69,3 smV
sb
=

9
6
10
FE
FL
N
K =
Với
699
2
1
9
max3
3
2
1
3
3
9
max3
3
10.25,16
8
3
.7,0
8
5
.1.12000.261,35.60....60
...60
=

i
ii
i
FE
t
t
T
T
tn
tn
T
T
N
73,0=⇒
FL
K
Vậy
[ ]
)(18,12173,0.166 MPa
F
==
σ
Úng suất quá tải
Vì bánh vít làm đồng thanh không thiếc nên :
[ ]
[ ]
)(160200.8,0.8,0
)(400200.2.2
max
max

.
170
)(
q
KT
Z
qZa
H
H
w








+=
σ
+ Z
2
là số răng bánh vít.Chọn só mối răng trục vít
Z
1
= 2
6432.2.
12
===⇒ ZUZ
Răng

)1664(
3
2
mma
w
=






+=
Theo tiêu chuẩn SEV 229-75 phần 6.3.2 ta chọn
)(125 mma
w
=
- Tính modun trục vít
)(125,3
1664
125.2
.2
2
mm
qZ
a
m
w
=
+

σσ
≤








+
=
.3
3
2
2
.
170
Tính chính xác lại
[ ]
H
σ
Ta có :
w
w
s
nd
V
γ
π


+
=
ww
artg
xq
Z
arctg
γγ
+
( )
)(4,48..2
1
mmmxqd
w
=+=
SV thực hiện : Ngô Tuấn Linh Cơ khí ô tô B – k48
13
Thiết kế Chi tiết máy GVHD: Vũ Ngọc Tùng
Vậy
)/(9,2 smV
s
≈
Tra bảng 7.2 .vật liệu làm bánh vít là Đồng thanh không thiếc nên có
[ ]
)(223 MPa
H
=
σ
Hiệu suất của bộ truyền trục vít







−






+=
max3
3
3
2
11
T
TZ
K
m
H
θ
β
- là hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng .
•
θ

T
T
Vậy :
1
≈
β
H
K
Dựa vào bảng 7.6 , cấp độ chính xác cho bộ truyền là 8
Dựa vào bảng 7.7 , Chọn
2,1
≈
HV
K
Nên :
2,12,1.1
==
H
K
Momen xoắn trên bánh vít
)(33392432.7,0.99,0.9,15057..99,0.
23
NmmUTT
===
η
Vậy
[ ]
⇒=<=



22
3
SV thực hiện : Ngô Tuấn Linh Cơ khí ô tô B – k48
14
HVHH
KKK .
β
=
Thiết kế Chi tiết máy GVHD: Vũ Ngọc Tùng
+
n
m
là modun pháp của răng :
)(18,3
42,7cos
15,3
cos
mm
m
m
n
≈==
γ
+
F
K
là hệ số tải trọng :
FVFF
KKK .
β

db .75,0
2
≤
⇒=≤⇒
=+=+=
5,427,56.75,0
)(7,56)216.(15,3)2(
2
b
mmqmd
a
Chọn
)(42
2
mmb =
+
6,65
42,7cos
64
cos
33
2
===
γ
Z
Z
V
.
Tra bảng 7.8 ta có
38,1

4,1
215
400
max
qt
H
H
K
MPa
MPa
σ
σ
Nên ta có ;
[ ]
MPa
HH
4004,254
max
max
=≤=
σσ
Thỏa mãn
- Để tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh chân răng bánh vít , ứng suất uốn max
phải thỏa mãn.

[ ]
max
max FqtFF
K
σσσ

mmd
mmd
6,201
4,50
2
1
=
=
4 Đường kính vòng đỉnh
a
d
mmd
mmd
a
a
206
7,56
2
1
=
=
5 Đường kính vòng đáy
f
d
mmd
mmd
f
f
04,192
48,42

γγ
13 Hiệu suất bộ truyền
η
7,0
2.5- Tính nhiệt trong truyền động trục vít
Diện tích bề mặt thoát nhiệt của hộp giảm tốc

[ ]
[ ]
)0
1
()1(.7,0
).1.(1000
ttKK
P
A
dtqt
−++
−
≥
βψ
η
kwP 78,1
1
=
là công suất trên trục vít
7,0
=
η
13

t
ii
CK

21
=
tq
K
l h s ta nhit cun phn b mt hp c qut ng vi tc quay ca
qut l 930 v/p
Tha nhn
[ ]
ct
d
0
90
=
, trc vớt t phớa di bỏnh vớt ,
ct
0
0
20=

Vy
A
0,376 (m
2
)
2.6- Tớnh lc trong b truyn vớt
Lc vũng F

a
rr
1,138742,7cos.20
)6,242,7cos(
6,2cos.6,3788
cos.
)cos(
cos.
1
21
=
+
=
+
==



2.7-iu kin bụi trn luụn c m bo do trc vớt nm di

B-TNH TON TRC
Trục I : Mang bánh răng trụ răng thẳng nhỏ cấp nhanh.
Trục II : Mang bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm và trục vít liền trục
Trục III: Mang bánh vít
1- chọn vật liệu
Do cú tải trọng trung bình nên ta chọn vật liệu là thép C45 thờng hoá và tôi cải thiện
cho cả 3 trục có
b
=600(MPa),ứng suất xoấn cho phép
[ ]

I
sb
d
= 20mm
b.Đờng kính trục II
SV thc hin : Ngụ Tun Linh C khớ ụ tụ B k48
17