Thuyết minh đồ án Thiết kế sản phẩm với cad

§å ¸n m«n häc ThiÕt kÕ s¶n phÈm víi CAD
Lời Nói Đầu

Hiện nay khoa học kỹ thuật đang phát triển như vũ bão, mang lại những lợi ích
cho con người về tất cả nhữnh lĩnh vực tinh thần và vật chất. Để nâng cao đời sống
nhân dân, để hoà nhập vào sự phát triển chung của các nước trong khu vực cũng
như trên thế giới. Đảng và Nhà nước ta đã đề ra những mục tiêu trong những năm
tới là nước công nghiệp hoá hiện đại hoá
Muốn thực hiện được điều đó một trong những ngành cần quan tâm phát triển
nhất đó là ngành cơ khí chế tạo máy vì ngành cơ khí chế tạo máy đóng vai trò
quan trọng trong việc sản xuất ra các thiết bị công cụ
cho mọi ngành kinh tế quốc dân. Để thực hiện việc phát triển ngành cơ khí cần
đẩy mạnh đào tạo đội ngũ cán bộ kỹ thuật có trình độ chuyên môn cao, đồng thời
phải đáp ứng được các yêu cầu của công nghệ tiên tiến, công nghệ tự động hoá
theo dây truyền trong sản xuất
Nhằm thực hiện mục tiêu đó, chúng Em là sinh viên trường Đại Học Kỹ Thuật
Công Nghiệp - Thái Nguyên nói riêng và những sinh viên của các trường kỹ thuật
nói chung trong cả nước luôn cố gắng phấn đấu trong học tập và rèn luyện, trau dồi
những kiến thức đã được dạy trong trường để sau khi ra trường có thể đóng góp
một phần trí tuệ và sức lực của mình vào công cuộc đổi mới của đất nước trong thế
kỷ mới
Qua đồ án này Em đã tổng hợp được nhiều kiến thức chuyên môn, giúp Em hiểu
rõ hơn những công việc của một kỹ sư tương lai. Song với những hiểu biết còn hạn
chế cùng với kinh nghiệm thực tế chưa có nên đồ án của Em không tránh khỏi
những thiếu sót. Em rất mong được sự chỉ bảo của các thầy trong bộ môn và các
Thầy Cô giáo trong khoa để đồ án của Em được hoàn thiện hơn .
Cuối cùng Em xin chân thành cảm ơn sự quan tâm chỉ bảo của các Thầy Cô
trong khoa cơ khí và đặc biệt là thầy Nguyễn Văn Dự và thầy Đỗ Thế Vinh đã
hướng dẫn để em hoàn thành đồ án
Ngày tháng năm 2011
Sinh viên: Bùi Trường Giang

Nguyễn Hà Giang
Trần Văn Duy
Trêng §HKTCN Th¸i Nguyªn - 1 - Líp LT09A
§å ¸n m«n häc ThiÕt kÕ s¶n phÈm víi CAD
NHẬN XÉT
……………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………….
……………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………….
……………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………….
……………………………………………………………………………

……………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………….
Trêng §HKTCN Th¸i Nguyªn - 2 - Líp LT09A
§å ¸n m«n häc ThiÕt kÕ s¶n phÈm víi CAD
PHẦN I
TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
I. CHỌN LOẠI ĐỘNG CƠ ĐIỆN
1. Chọn động cơ
Động cơ ba pha đồng bộ và động cơ ba pha không đồng bộ kiểu rôto lồng sóc do
có kết cấu đơn giản,giá thành thấp,dễ bảo quản
2. Chọn công suất động cơ
Công suất làm việc trên trục công tác

1000
ct
t
lv
F v
P
×
=
(kw)
Trong đó:
F
t
là lực vòng trên trục công tác (N)
v là vận tốc vòng của băng tải (m/s)
Theo đề ta có:

3
3,2.10 .2,9
9,28
1000
ct
lv
P = =
(kw)
Công suất làm việc trên trục động cơ

ct
dc
lv
lv
P
P
η
Σ
=
(kw)
Trong đó:

η
Σ
là hiệu suất truyền động từ trục động cơ đến trục công tác

4 2
. .
o br k

η η η η
Σ
=
(1)

o
η
là hiệu suất của 1cặp ổ lăn

br
η
là hiệu suất của bộ truyền bánh răng

k
η
là hiệu suất của khớp nối
Theo bảng 2.3 [1] ta có
0,99
0,97
1
o
br
k
η
η
η
=


=



=

Thay vào (1)a có
Trêng §HKTCN Th¸i Nguyªn - 3 - Líp LT09A
§å ¸n m«n häc ThiÕt kÕ s¶n phÈm víi CAD

4 2
0,99 .0,97 .1 0,904
η
Σ
= =

9,28
10,27
0,904
dc
lv
P→ = =
(kw)
3. Chọn số vòng quay động cơ
Tính số vòng quay của trục công tác
- Với hệ dẫn động băng tải:
3
60.10
ct
v
n
D

π
=

Trong đó:
D - đường kính tang dẫn của băng tải (mm)
v - vận tốc vòng của băng tải (m/s)

3
60.10 2,9
153,93
3,14.360
ct
n = =
(v/p)
Tính số vòng quay đồng bộ nên dùng cho động cơ:
Chọn sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ n
đb
= 1500 v/p
Khi này tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống u
sb
được xác định:
db
sb
ct
n
u
n
=

1500

9,745
153,93
sb
u = =
(v/p)
∈
(8 – 40) (v/p)
4. Chọn động cơ thực tế
Căn cứ vào công suất đẳng trị đã tính tiến hành tra bảng chọn động cơ có công
suất định mức thoả mãn điều kiện

dc dc
P P
dm lv
n n
dc sb

≥


≈


Theo bảng P1.3 [1] ta chọn đông cơ có thông số sau:
Kiểu máy
Công
suất
(kW)
Tốc độ quay
(v/p)

cos
ϕ
%
η
max
dn
T
T
K
dn
T
T
4A132M4Y3 11 1458 0,87 87,5 2,2 2,0
Trêng §HKTCN Th¸i Nguyªn - 4 - Líp LT09A
§å ¸n m«n häc ThiÕt kÕ s¶n phÈm víi CAD
5. Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ
•
Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ
Khi khởi động, động cơ cần sinh ra một công suất đủ lớn để thắng sức ỳ của hệ
thống.Vì vậy cần kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ.
Điều kiện mở máy của động cơ thoả mãn nếu công thức sau đảm bảo
dc dc
mm bd
P P≥

Trong đó:
dc
mm
P
công suất mở máy của động cơ (kw)

.
dc dc
K
mm dm
dn
T
P P
T
=


2.11 22
dc
mm
P = =


dc
bd
P
- công suất cản ban đầu trên trục động cơ (kw)

.
dc dc
bd bd lv
P K P=


1,3.10,27 13,351

dc
bd
P = =
(kw)
Ta thấy
22( ) 13,351( )
dc dc
mm bd
P kw P kw= ≥ =
Vậy động cơ đã chọn thoả mãn điều kiện mở máy

•
Kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ
Với sơ đồ tải ổn định nên không cần kiểm tra quá tải cho động cơ
II. Phân phối tỉ số truyền
Tỉ số truyền chung của toàn hệ thống u
∑

xác định theo:
dc
ct
n
u
n
∑
=

Trong đó: n
đc
- số vòng quay của động cơ đã chọn (v/p)

n
ct
- số vòng quay của trục công tác (v/p)

1458
9,47
153,93
u
∑
= =
Mà
9,47
h
u u
∑
= =
Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng phân đôi cấp chậm xác định theo công thức
2 2
3
2
1
1,2776
C ba
h
ba
K
u u
ψ
ψ
×

≈ × ×

Trêng §HKTCN Th¸i Nguyªn - 5 - Líp LT09A
§å ¸n m«n häc ThiÕt kÕ s¶n phÈm víi CAD
Với
2
1 1,3
C
K = ÷
Chọn
K
C2
=1.2
2
1
1,3
ba
ba
ψ
ψ
=
=>
3
2
1,2776. 1,2.1,3.9,47 3,135u ≈ =
Mà
1 2
.
h
u u u=

=>
1
2
9,47
3,021
3,135
h
u
u
u
= = =
III. Xác định thông số trên các trục
1. Tính tốc dộ quay của các trục
Tốc độ quay của trục I :
1458
1458
1
dc
I
k
n
n
u
= = =
(v/p)
Tốc độ quay của trục II :
1
1458
482,62
3,021

I
II
n
n
u
= = =
(v/p)
Tốc độ quay của trục III :
2
482,62
153,95
3,135
II
III
n
n
u
= = =
(v/p)
Tốc độ quay của trục IV :
153,95
153,95
1
III
IV
k
n
n
u
= = =

(v/p)
2. Tính công suất danh nghĩa trên các trục
Công suất danh nghĩa trên trục I
( )
. . 10,27.1.0,99 10,17
dc
k ol
I lv
kw
p p
η η
= = =
Công suất danh nghĩa trên trục II
( )
. . 10,17.0,97.0,99 9,77
br ol
II I
kw
p p
η η
= = =
Công suất danh nghĩa trên trục III
( )
. . 9,77.0,97.0,99 9,38
II
br ol
III
kw
p
P

η η
= = =
Công suất danh nghĩa trên trục IV
( )
. . 9,38.1.0,99 9,29
III
k ol
IV
kw
p
P
η η
= = =
Trêng §HKTCN Th¸i Nguyªn - 6 - Líp LT09A
§å ¸n m«n häc ThiÕt kÕ s¶n phÈm víi CAD
3. Tính mô men xoắn trên các trục
Áp dụng công thức
6
9,55.10 .
i
i
i
p
T
n
=
Mô men xoắn trên trục động cơ
( )
6
6

9,55.10 .
10,27
9,55.10 . 67269,2 .
1458
dc
lv
dc
dc
dc
T
T N mm
p
n
=
= =
Mô men xoắn trên trục I:
( )
6
6
9,55.10 .
10,17
9,55.10 . 66614,2 .
1458
I
I
I
I
T
T N mm
p

n
=
= =
Mô men xoắn trên trục II :
( )
6
6
9,55.10 .
9,77
9,55.10 . 121863,41 .
765,64
II
II
II
II
T
T N mm
p
n
=
= =
Mô men xoắn trên trục III :
( )
6
6
9,55.10 .
9,38
9,55.10 . 581832,94 .
153,96
III

III
III
III
T
T N mm
p
n
=
= =
Mô men xoắn trên trục IV :
Trêng §HKTCN Th¸i Nguyªn - 7 - Líp LT09A
§å ¸n m«n häc ThiÕt kÕ s¶n phÈm víi CAD
( )
6
6
9,55.10 .
9,29
9,55.10 . 576250,32 .
153,96
IV
IV
IV
IV
T
T N mm
p
n
=
= =
4. Lập bảng thông số tính toán

Đ/cơ
Trục
Đ/cơ I II III Công tác
Công suất
P(kw)
10,27 10,17 9,77 9,38 9,29
Tỷ số truyền
u
1 3,021 3,135 1
Số vòng quay
n (v/ph)
1458 1458 482,62 153,95 153,95
Mô men
xoắn
T(Nmm)
67269,2 66614,2 193327,05 581870,74 576287,76
Trêng §HKTCN Th¸i Nguyªn - 8 - Líp LT09A
§å ¸n m«n häc ThiÕt kÕ s¶n phÈm víi CAD
PHẦN II
THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

I. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CẤP NHANH
1. Chọn vật liệu làm bánh răng
a. Bánh răng nhỏ
Theo bảng 6.1 [1] do yêu cầu của bánh răng không có gì đặc biệt nên ta chọn vật
liệu chế tạo bánh răng là thép C45 tôi cải thiện có:
Độ cứng
241 285HB = −
Giới hạn bền
1

850
b
MPa
σ
=
Giới hạn chảy
1
580
ch
MPa
σ
=
Ta chọn
1
245HB =
HB
b. Bánh răng lớn
Theo bảng 6.1 [1] do yêu cầu của bánh răng không có gì đặc biệt nên ta chọn vật
liệu chế tạo bánh răng là thép C45 tôi cải thiện có:
Độ cứng
192 240HB = −
Giới hạn bền
1
750
b
MPa
σ
=
Giới hạn chảy
1

450
ch
MPa
σ
=
Để tăng khả năng chạy mòn của răng ,nên nhiêt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn
thấp hơn độ rắn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị :

1 2
(10 15)HB HB HB≥ + ÷
Trêng §HKTCN Th¸i Nguyªn - 9 - Líp LT09A
§å ¸n m«n häc ThiÕt kÕ s¶n phÈm víi CAD
Ta chọn
2
230HB =
HB

2. Xác định ứng suất cho phép
Ta có:

[ ]
[ ]
0
lim
0
lim
. . . .
. . . . .
H
H R V xH HL

H
F
F R S xF FC FL
F
Z Z K K
S
Z Y K K K
S
σ
σ
σ
σ
=
=
Với :
Z
R
: Hệ số kể đến ảnh hưởng độ nhám bề mặt răng làm việc
Z
V
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
K
XH
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng
K
HL
, K
FL
: Hệ số tuổi thọ
Y

R
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng
Y
S
: Hệ số kể đến độ nhậy vủa vật liệu tới sự tập trung ứng suất
K
XF
: Hệ số kể đến ảnh hưởng kích thước bánh răng tới độ bền uốn
S
H
,S
F
: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc, uốn
K
FC
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc đặt tải
Khi thiết kế sơ bộ ta lấy
1
1
R V XH
R S XF
Z Z K
Y Y K
=


=


[ ]
lim
.
o
H
H HL
H
K
S
σ
σ
⇒ =


[ ]
lim
.
o
F
F FC FL
F
K K
S
σ
σ
⇒ =

Tra bảng 6.2 [1] ta xác định được trị số của
0
limH

σ
và
0
limF
σ
ứng với số chu kì
cơ sở ta chọn
Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở :
0
limH
σ
=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
σ
=1,8HB
Hệ số an toàn khi tính về uốn :
F
S
=1,75
Trêng §HKTCN Th¸i Nguyªn - 10 - Líp LT09A
§å ¸n m«n häc ThiÕt kÕ s¶n phÈm víi CAD
Khi đó :
• Bánh nhỏ :
( )

1
0
lim 1
2. 70 2.245 70 560
H
HB MPa
σ
= + = + =
( )
1
0
lim 1
1,8 1,8.245 441
F
HB MPa
σ
= = =
• Bánh lớn :
( )
2
0
lim 2
2. 70 2.230 70 530
H
HB MPa
σ
= + = + =
( )
2
0

lim 2
1,8. 1,8.230 414
F
HB MPa
σ
= = =
Bộ truyền quay một chiều và tải trọng đặt một phía nên hệ số xét đến ảnh hưởng
đặt tải
FC
K
=1
Các hệ số K
HL
, K
FL
tính theo công thức

H
F
HO
m
HL
HE
FO
m
FL
FE
N
K
N

N
K
N
=
=

Với: m
H
, m
F
: Là bậc của đường cong tiếp xúc, đường cong uốn.
Vì HB ≤ 350 nên ta có m
H
= m
F
= 6
HO
N
: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi tính về tiếp xúc

2,4
30
HO HB
N H=

Với H
HB
là độ rắn Brinen

1

2,4 6
30.245 16,25.10
HO
N
= =

2
2,4 6
30.230 13,97.10
HO
N = =

FO
N
: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi tính về uốn.

6
4.10
FO
N =
Với tất cả các loại thép

,
HE FE
N N
: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương
Với bộ truyên tải trọng tĩnh không đổi

⇒
60. . .

HE FE
N N N c n t
∑
= = =

Trong đó :
c : là số lần ăn khớp trong môt vòng quay c = 1
n : số vòng quay trong 1 phút n = 1458 (v/ph)
t : là số thời gian làm việc của bánh răng đang xét

1
5.365.0,75. .24 10950( )
3
t h
∑
= =

Trêng §HKTCN Th¸i Nguyªn - 11 - Líp LT09A
§å ¸n m«n häc ThiÕt kÕ s¶n phÈm víi CAD

6
60.1.1458.10950 957,906.10
HE FE
N N
= = =
⇒
Do vậy
HE
N
>

0H
N

⇒
chọn
1
HL
K
=

FE
N
>
0F
N

⇒
chọn
1
FL
K
=

•
Ứng suất tiếp xúc cho phép
[ ]
lim
.
o
H

H HL
H
K
S
σ
σ
=

Đối với bánh nhỏ
[ ]
( )
lim
1
0
1
560
. .1 509
1,1
H
H HL
H
K MPa
S
σ
σ
= = =
Đối với bánh lớn
[ ]
2
0

lim
2
530
. .1 481,8( )
1,1
H
H HL
H
K MPa
S
σ
σ
= = =
Với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng theo công thức 6.12 [1] ta có

( )
min
1,25.[ ] 1,25.481,8 602,25
H
MPa
σ
= =

( )
min
[ ] 495,4 [ ] 602,25( )
H H
MPa MPa
σ σ
= ≤ =

Do vậy ta chọn độ cứng cho cặp bánh răng là hợp lý
Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép là
( )
[ ] 481,8
H
MPa
σ
=

•
Ứng suất uốn cho phép
[ ]
lim
.
o
F
F FC FL
F
K K
S
σ
σ
=
(2.11)
Đối với bánh nhỏ
[ ]
( )
1
lim
1

441
. . .1.1 252
1,75
o
F
F FC FL
F
K K MPa
S
σ
σ
= = =
Đối với bánh lớn
[ ]
( )
2
lim
2
414
. . .1.1 236,5
1,75
o
F
F FC FL
F
K K MPa
S
σ
σ
= = =

•
Ứng suất cho phép khi quá tải
Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải
[ ]
max
2,8.
H ch
σ σ
=
Đối với bánh nhỏ
[ ]
1 1
max
2,8. 2,8.580 1624( )
H ch
MPa
σ σ
= = =
Đối vơi bánh lớn
[ ]
2 2
max
2,8. 2,8.450 1260( )
H ch
MPa
σ σ
= = =
Trêng §HKTCN Th¸i Nguyªn - 12 - Líp LT09A
§å ¸n m«n häc ThiÕt kÕ s¶n phÈm víi CAD

Ứng suất uốn cho phép khi quá tải
[ ]
ax
0.8
F ch
m
σ σ
=
Đối với bánh nhỏ
[ ]
( )
1 1
ax
0,8. 0,8.580 464
F ch
m
MPa
σ σ
= = =
Đối vơi bánh lớn
[ ]
( )
2 2
ax
0,8. 0,8.450 360
F ch
m
MPa
σ σ
= = =

3. Tính toán bộ truyền cấp nhanh
a. Xác định sơ bộ khoảng cách trục

1
3
1 1
2
2 1 1
.
( 1).
[ ] . .
H
w a
H ba
T K
a K u
u
β
σ ψ
= +
Tong đó :

ba
ψ
: H số, là tỉ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục
Tra bảng 6.6 ta chọn
1
0,3
ba
ψ

=


a
K
: Hsố phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng
Tra bảng 6.5[1] ta có
a
K
= 49,5

H
K
β
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi
tính về tiếp xúc.Với hệ số

( )
1 1
0,5. . u 1
bd ba
ψ ψ
= +


( )
0,5.0,3. 3,021 1 0.6
bd
ψ
= + =

tra bảng 6.7 [1] ta chọn
1,07
H
K
β
=
(sơ đồ 3).
3
1
2
66614,2.1,07
49,5.(3,021 1). 138,76( )
481,8 .3,021.0,3
w
a mm= + =

=> lấy
1
123( )
w
a mm=

b. Xác định các thông số ăn khớp
Môđun
1
(0,01 0,02). (0,01 0,02).125 1.23 2.46
w
m a m= ÷ ⇒ = ÷ = ÷

Tra bảng 6.8 [1] ta chọn môđun m=2

Trêng §HKTCN Th¸i Nguyªn - 13 - Líp LT09A
§å ¸n m«n häc ThiÕt kÕ s¶n phÈm víi CAD
Với hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm thì bộ truyền cấp nhanh là bánh răng trụ
thẳng nên có
0
0
β
=
Số răng bánh nhỏ
0
1
1
1
2. .cos 2.123.cos0
30,59
( 1) 2.(3,021 1)
w
a
z
m u
β
= = =
+ +
(răng)
=> lấy
1
31z =
(răng)
Số răng bánh lớn

2 1 1
. 3,021.31 93,7z u z= = =
(răng)
=> lấy
2
94z =
(răng)
Do đó, tỉ số truyền thực sẽ là
2
1
1
94
3,032
31
m
z
u
z
= = =

•
Các thông số cơ bản của bộ truyền
Góc prôfin gốc :
α
=
0
20
(theo TCVN 1065-71).
Góc nghiêng răng :.
0

0
β
=
0
cos0 1⇒ =
Đường kính chia :
1
1
31
. 2. 62( )
cos( ) 1
z
d m mm
β
= = =

2
2
94
. 2. 188( )
cos( ) 1
z
d m mm
β
= = =
Đường kính cơ sở :
0
1 1
.cos 62.cos20 58,26( )
b

d d mm
α
= = =

0
2 2
.cos 188.cos20 176,66( )
b
d d mm
α
= = =

Đường kính lăn :
1
1
2.
61,01( )
3,032 1
w
w
a
d mm= =
+

2 1
. 61,01.3,032 184,98( )
w w m
d d u mm= = =
Đường kính đỉnh răng :
1 1

2. 62 2.2 66( )
a
d d m mm= + = + =
Trêng §HKTCN Th¸i Nguyªn - 14 - Líp LT09A
§å ¸n m«n häc ThiÕt kÕ s¶n phÈm víi CAD

2 2
2. 188 2.2 192( )
a
d d m mm= + = + =
Đường kính đáy răng :
1 1
2,5. 62 2,5.2 57( )
f
d d m mm= − = − =

2 2
2,5. 188 2,5.2 183( )
f
d d m mm= − = − =
Chiều rộng vành răng :
1
. 0,3.123 36,9( )
w ba w
b a mm
ψ
= = =
Hệ số trùng khớp ngang :

1 2

1 1 1 1
1,88 3,2 cos 1,88 3,2 .1 1,74
31 94z z
α
ε β
 
 
 
 
= − + = − + =
 
 ÷
 ÷
 
 
 
 
 
4. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều
kiện

1 1
2
1 1 1
2. . .( 1)
. . .
. .
H m
H M H

w m w
T K u
Z Z Z
b u d
ε
σ
+
=
≤
[σ
H
]
Z
M
: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp tra trong bảng 6.5 [1]
được

M
Z
=274(MP
1
3
)a
.
Z
H
: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
0
H
0

2.cos
2.cos0
Z 1,76
sin 2
sin 2.20
b
tw
β
α
= = =
Z
ε
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng với v > 1 ta có
1 1
Z 0,76
1,74
ε
α
ε
= = =
K
H
: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:

. .
H H H H
K K K K
β α ν
=
Trêng §HKTCN Th¸i Nguyªn - 15 - Líp LT09A

§å ¸n m«n häc ThiÕt kÕ s¶n phÈm víi CAD
K
H
β
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng,tra bảng 6.7 [1] ta có
1,07
H
K
β
=


H
K
α
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp,do bánh răng thẳng nên
1
H
K
α
=

Với vận tốc vòng của bánh răng :

1 1
. . .61,01.1458
4,6( / )
60000 60000

w
d n
v m s
π π
= = =
Tra bảng 6.13 HDĐCK: Chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng với
v < 6 (m/s) ⇒ cấp chính xác của bánh răng là 8
Tra Bảng 6.14 [1]: Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng của các đôi răng
đồng thời ăn khớp ta được
K
Hv
: là hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp
1 1
1
. .
1
2. . .
H W w
HV
H H
b d
K
T K K
β α
ν
= +
với
1
1
. . .

w
H H o
m
a
g v
u
υ δ
=

Trong đó:
δ
H
là hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp tra bảng 6.15[1] :
δ
H
=0,004
g
0
là hệ số kể đến sự ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và bánh 2 tra
bảng 6.16 [1]với cấp chính xác 8 ta có g
0
=56
=>
123
0,004.56.4,6. 6,56
3,032
H
ν
= =

6,56.36,9.61,01
1 1,1
2.66614,2.1,07.1
HV
K = + =

Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
Trêng §HKTCN Th¸i Nguyªn - 16 - Líp LT09A
§å ¸n m«n häc ThiÕt kÕ s¶n phÈm víi CAD
. . 1,07.1.1,1 1,18
H H H Hv
K K K K
β α
= = =
Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc
1 1
2 2
1 1 1
2. . .( 1) 2.66614,2.1,17.(3,032 1)
. . . 274.0,76.1,76.
. . 36,9.3,032.61,01
452,17( )
H
H M H
w w
H
T K u
Z Z Z
b u d
MPa

ε
σ
σ
+ +
= =
=
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :

[ ] [ ]. . .
H cx H V R xH
Z Z K
σ σ
=
Trong đó :
[ ] 481,8
H
σ
=
(MPa)
với
( ) ( )
v 3,7 m / s 5 m / s = <
⇒ lấy
Z 1
V
=
đường kính vòng đỉnh d
a
< 700 (mm) ⇒ lấy
xH

K 1=
Z
R
là hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc ⇒ lấy Z
R
= 0,95 (tương
ứng với Ra = 2,5 1,25
m
µ
)
⇒
[ ] 481,8.1.0,95.1 457,71( )
H cx
MPa
σ
= =
Ta có :
[ ] 457,17( ) 452,17( )
H cx H
MPa MPa
σ σ
= > =

[ ]
457,71 452,17
% .100 1,2% 4%
452,17
H
σ
−

∆ = = <

Vậy thoả mãn điều kiên bền của ứng suất tiếp xúc
Do
[ ]
H cx H
σ σ
>
chênh lệch không nhiều nên ta co thể giảm bề rộng vành
răng :
2
1 1 1
452,17
. . 0,3.123. 36,01( )
[ ] 457,71
H
w ba w
H
b a mm
σ
ψ
σ
 
 
= = =
 ÷
 ÷
 
 
=> Chọn

2
36( )
w
b mm=
Để đảm bảo ăn khớp chọn
1
45( )
w
b mm=
5. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Trêng §HKTCN Th¸i Nguyªn - 17 - Líp LT09A
§å ¸n m«n häc ThiÕt kÕ s¶n phÈm víi CAD
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng ,ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được
vượt quá một giá trị cho phép

[ ]
1 1
1 1
1
2. . . . .
. .
F F
F F
w w
T K Y Y Y
b d m
ε β
σ σ
= ≤

[ ]
1 2
2 2
1
.
F F
F F
F
Y
Y
σ
σ σ
= ≤
T
1
: Mômen xoắn trên bánh chủ động,Nmm
m : môdun pháp,mm
b
w
: chiều rộng vành răng, mm
d
w1
: đường kính vòng lăn bánh chủ động, mm

Y
ε
Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng với
α
ε
:

1 1
0,575
1,74
Y
ε
α
ε
= = =

Y
β
Hệ số kể đến độ nghiêng của răng :
0
0
1 1 1
140 140
Y
β
β
= − = − =

1F
Y
và
2F
Y
là hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2,phụ thuộc vào số răng
tương đương .Số răng tương đương :
1
1

3 3 0
31
31
cos cos 0
v
z
z
β
= = =

2
2
3 3 0
94
94
cos cos 0
v
z
z
β
= = =
Vì ta dùng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x = 0
Tra bảng 6.18 [1] ta được :
1
3,80
F
Y =

2
3,60

F
Y =
K
F
: là hệ số tảI trọng khi tính về uốn :
. .
F F F FV
K K K K
β α
=
Với
F
K
β
là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
tra bảng 6.7 [1] =>
1,17
F
K
β
=
Trêng §HKTCN Th¸i Nguyªn - 18 - Líp LT09A
§å ¸n m«n häc ThiÕt kÕ s¶n phÈm víi CAD

F
K
α
là hệ số kể đến sư phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn
khớp. Do là bánh răng thẳng nên
1

F
K
α
=
Fv
K
là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn

1 1
. .
1
2. . .
F w w
FV
F F
b d
K
T K K
β α
υ
= +
Với
1
1
. .
w
F F o
m
a
g v

u
υ δ
=
Tra bảng 6.15[1] và 6.16 [1]ta có
0,011
F
δ
=
và
56
o
g =
123
0,011.56.4,6. 18,05
3,032
F
υ
= =
18,05.36.61,01
1 1,25
2.66614,2.1,17.1
FV
K = + =
Hệ số tải trọng khi tính về uốn :
. . 1,17.1.1,25 1,46
F F F Fv
K K K K
β α
= = =
Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh chủ động:

1 1
1
1 1
2. . . . .
2.66614,2.1,46.0,575.1.3,80
96,75( )
. . 36.61,01.2
F F
F
w w
T K Y Y Y
MPa
b d m
ε β
σ
= = =
Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh bị động:
1 2
2
1
. 96,75.3,60
91,66( )
3,80
F F
F
F
Y
MPa
Y
σ

σ
= = =
Tính chính xác ứng suất uốn cho phép
[ ]
F
cx
σ

[ ]
1 1
[ ] . . .
F cx F R s xF
sb
Y Y K
σ σ
=

[ ]
2 2
[ ] . . .
F cx F R s xF
sb
Y Y K
σ σ
=

R
Y
là hệ số xét đến sự ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng
Chọn

R
Y 1 =

S
Y

là hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng xuất
Trêng §HKTCN Th¸i Nguyªn - 19 - Líp LT09A
§å ¸n m«n häc ThiÕt kÕ s¶n phÈm víi CAD

1,08 0,0695.ln( ) 1,08 0,0695.ln2 1,03
S
Y m= − = − =
(m là mô đun)

xF
K

hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn
Với d
a
<400(mm) nên
xF
K 1=
Vậy
[ ]
1 1
[ ] . . .
F cx F R s xF
Y Y K

σ σ
=

1 1
[ ] 252.1.1,03.1 259,56( ) 96,75( )
F cx F
MPa MPa
σ σ
= = > =

[ ]
2 2
[ ] . . .
F cx F R s xF
Y Y K
σ σ
=
2 2
[ ] 236,5.1.1,03.1 243.6( ) 91,66( )
F cx F
MPa MPa
σ σ
= = > =
Vậy bộ truyền thoả mãn độ bền uốn
6. Kiểm nghiệm răng về quá tải
Khi làm việc răng có thể bị quá tải(thí dụ như mở máy, hãm máy…) với hệ số quá
tải
1,3
qt bd
K K= =

Ứng suất tiếp xúc cực đại
max
.
H H qt
K
σ σ
=
[ ]
max
max
457,71. 1,3 521,87( ) 1260( )
H H
MPa MPa
σ σ
= = < =
Ứng suất uốn cực đại
1max 1 1 max
. 96,75.1,3 125,78( ) [ ] 464( )
F F qt F
K MPa MPa
σ σ σ
= = = < =
2max 2 2 max
. 91,66.1,3 119,16( ) [ ] 360( )
F F qt F
K MPa MPa
σ σ σ
= = = < =

Vậy răng đảm bảo quá tải

7. Các thông số và kích thước bộ truyền
Khoảng cách trục
1
123( )
w
a mm=
Môdun pháp
2( )m mm=
Chiều rộng vành răng
1
45( )
w
b mm=

2
36( )
w
b mm=
Tỷ số truyền
3,032( )
m
u mm=
Góc nghiêng của răng
0
β
=
Số răng bánh răng
1
31( )z mm=

2
94( )z mm=
Trêng §HKTCN Th¸i Nguyªn - 20 - Líp LT09A
§å ¸n m«n häc ThiÕt kÕ s¶n phÈm víi CAD
Đường kính vòng chia
1
62( )d mm=

2
188( )d mm=
Đường kính đỉnh răng
1
66( )
a
d mm=

2
192( )
a
d mm=
Đường kính chân răng
1
57( )
f
d mm=

2
183( )
f
d mm=

II. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG NGHIÊNG CẤP CHẬM
1. Chọn vật liệu bánh răng
a. Bánh răng nhỏ
Theo bảng 6.1 [1] do yêu cầu của bánh răng không có gì đặc biệt nên ta chọn vật
liệu chế tạo bánh răng là thép C45 tôi cải thiện có:
Độ cứng
192 240HB = −
Giới hạn bền
3
750
b
MPa
σ
=
Giới hạn chảy
3
450
ch
MPa
σ
=
Ta chọn
3
230HB =
HB
b. Bánh răng lớn
Theo bảng 6.1 [1] do yêu cầu của bánh răng không có gì đặc biệt nên ta chọn vật
liệu chế tạo bánh răng là thép C45 tôi cải thiện có
Độ cứng

170 217HB = −
Giới hạn bền
4
600
b
MPa
σ
=
Giới hạn chảy
4
340
ch
MPa
σ
=
Để tăng khả năng chạy mòn của răng ,nên nhiêt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn
thấp hơn độ rắn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị :

1 2
(10 15)HB HB HB≥ + ÷
Ta chọn
4
215HB =
HB
2. Xác định ứng suất cho phép
Ta có:
[ ]
0
lim
. . . .

H
H R V xH HL
H
Z Z K K
S
σ
σ
=

Trêng §HKTCN Th¸i Nguyªn - 21 - Líp LT09A
§å ¸n m«n häc ThiÕt kÕ s¶n phÈm víi CAD

[ ]
0
lim
. . . . .
F
F R S xF FC FL
F
Z Y K K K
S
σ
σ
=

Với :
Z
R
: Hệ số kể đến ảnh hưởng độ nhám bề mặt răng làm việc.
Z

V
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
K
XH
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng .
K
HL
, K
FL
: Hệ số tuổi thọ.
Y
R
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.
Y
S
: Hệ số kể đến độ nhậy vủa vật liệu tới sự tập trung ứng suất.
K
XF
: Hệ số kể đến ảnh hưởng kích thước bánh răng tới độ bền uốn.
S
H
,S
F
: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc, uốn.
K
FC
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc đặt tải.
Khi thiết kế sơ bộ ta lấy
1
1

R V XH
R S XF
Z Z K
Y Y K
=


=



[ ]
lim
.
o
H
H HL
H
K
S
σ
σ
⇒ =


[ ]
lim
.
o
F

F FC FL
F
K K
S
σ
σ
⇒ =

Tra bảng 6.2 [1] ta xác định được trị số của
0
limH
σ
và
0
limF
σ
ứng với số chu kì
cơ sở ta chọn
Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở :
0
limH
σ
=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

σ
=1,8HB
Hệ số an toàn khi tính về uốn :
F
S
=1,75
Khi đó :
• Bánh nhỏ :
( )
3
0
lim 3
2. 70 2.230 70 530
H
HB MPa
σ
= + = + =
( )
3
0
lim 3
1,8 1,8.230 414
F
HB MPa
σ
= = =
• Bánh lớn :
( )
4
0

lim 4
2. 70 2.215 70 500
H
HB MPa
σ
= + = + =
( )
4
0
lim 4
1,8. 1,8.215 387
F
HB MPa
σ
= = =
Bộ truyền quay một chiều và tải trọng đặt một phía nên hệ số xét đến ảnh hưởng
đặt tải
FC
K
=1.
Trêng §HKTCN Th¸i Nguyªn - 22 - Líp LT09A
§å ¸n m«n häc ThiÕt kÕ s¶n phÈm víi CAD
Các hệ số K
HL
, K
FL
tính theo công thức:

H
F

HO
m
HL
HE
FO
m
FL
FE
N
K
N
N
K
N
=
=

Với: m
H
, m
F
: Là bậc của đường cong tiếp xúc, đường cong uốn.
Vì HB ≤ 350 nên ta có m
H
= m
F
= 6
HO
N
: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi tính về tiếp xúc.

2,4
30
HO HB
N H=

Với H
HB
là độ rắn Brinen

3
2,4 6
30.230 13,97.10
HO
N
= =

4
2,4 6
30.215 11,88.10
HO
N = =

FO
N
: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi tính về uốn.

6
4.10
FO

N =
Với tất cả các loại thép

,
HE FE
N N
: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương
Với bộ truyên tải trọng tĩnh không đổi

⇒
60. . .
HE FE
N N N c n t
∑
= = =

Trong đó :
c : là số lần ăn khớp trong môt vòng quay c = 1
n : số vòng quay trong 1 phút n = 1458 (v/ph)
t : là số thời gian làm việc của bánh răng đang xét

1
5.365.0,75. .24 10950( )
3
t h
∑
= =


6

60.1.1458.10950 957,906.10
HE FE
N N
= = =
⇒
Do vậy
HE
N
>
0H
N

⇒
chọn
1
HL
K
=

FE
N
>
0F
N

⇒
chọn
1
FL
K

=

•
Ứng suất tiếp xúc cho phép
[ ]
lim
.
o
H
H HL
H
K
S
σ
σ
=

Đối với bánh nhỏ

[ ]
( )
lim
3
0
3
530
. .1 481,8
1,1
H
H HL

H
K MPa
S
σ
σ
= = =

Đối với bánh lớn
Trêng §HKTCN Th¸i Nguyªn - 23 - Líp LT09A
§å ¸n m«n häc ThiÕt kÕ s¶n phÈm víi CAD
[ ]
4
0
lim
4
500
. .1 454,5( )
1,1
H
H HL
H
K MPa
S
σ
σ
= = =
Với cấp bánh răng nghiêng theo công thức 6.12 [1] ta có

( )
3 4

[ ]+[ ]
481,8 454,5
[ ]= 468,15
2 2
H H
H
MPa
σ σ
σ
+
= =
Ta có
( )
min
1,25.[ ] 1,25.454,5 568,125
H
MPa
σ
= =

( )
min
[ ] 468,15 [ ] 568,125( )
H H
MPa MPa
σ σ
= ≤ =
Do vậy ta chọn độ cứng cho cặp bánh răng là hợp lý
Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép là
( )

[ ] 468,15
H
MPa
σ
=

•
Ứng suất uốn cho phép
[ ]
lim
.
o
F
F FC FL
F
K K
S
σ
σ
=
(2.11)
Đối với bánh nhỏ
[ ]
( )
3
lim
3
414
. . .1.1 236,5
1,75

o
F
F FC FL
F
K K MPa
S
σ
σ
= = =
Đối với bánh lớn
[ ]
( )
4
lim
4
378
. . .1.1 216
1,75
o
F
F FC FL
F
K K MPa
S
σ
σ
= = =

•
Ứng suất cho phép khi quá tải

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải

[ ]
max
2,8.
H ch
σ σ
=

Đối với bánh nhỏ
[ ]
3 3
max
2,8. 2,8.450 1260( )
H ch
MPa
σ σ
= = =
Đối vơi bánh lớn
[ ]
4 4
max
2,8. 2,8.340 952( )
H ch
MPa
σ σ
= = =
Ứng suất uốn cho phép khi quá tải
[ ]
ax

0.8
F ch
m
σ σ
=
Đối với bánh nhỏ
[ ]
( )
3 3
ax
0,8. 0,8.450 360
F ch
m
MPa
σ σ
= = =
Đối vơi bánh lớn
[ ]
( )
4 4
ax
0,8. 0,8.450 272
F ch
m
MPa
σ σ
= = =
3. Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền
a. Xác định sơ bộ khoảng cách trục

'
2
3
2 2
2
2 2
.
( 1).
[ ] . .
H
w a
H ba
T K
a K u
u
β
σ ψ
= +
Trêng §HKTCN Th¸i Nguyªn - 24 - Líp LT09A
§å ¸n m«n häc ThiÕt kÕ s¶n phÈm víi CAD
trong đó :
'
2
2
193327,05
96663,525( )
2 2
T
T Nmm= = =
ba

ψ
: hệ số, là tỉ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục.Tra bảng 6.6[1]
chọn
2
0,4
ba
ψ
=

a
K
: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng. Tra bảng ta chọn
1
3
43( )
a
K MPa=
H
K
β
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi
tính về tiếp xúc.
Với hệ số
2 2
0,5. .( 1) 0,5.0,4.(3,135 1) 0,827
bd ba
u
ψ ψ
= + = + =
tra bảng 6.7[1]ta chọn

1,124
H
K
β
=
(sơ đồ 3).
3
2
2
96663,525.1,124
43.(3,135 1). 130,5( )
468,15 .3,135.0,4
w
a mm= + =

=> Chọn
2
132( )
w
a mm=

b. Xác định các thông số ăn khớp
Môđun
2
(0,01 0,02). (0,01 0,02).132 1,32 2,64
w
a÷ = ÷ = ÷

=> tra bảng 6.8[1] ta chọn môđun m = 1,5
Với hộp giảm tốc phân đôi nên góc nghiêng của bộ cấp chậm là

0
30 40
β
= ÷
=> Chọn sơ bộ
0
30
β
=
Số răng bánh nhỏ
0
2
3
2
2. . os 2.132. os30
36,86
( 1) 1,5.(3,135 1)
w
a c c
z
m u
β
= = =
+ +

=> Chọn
3
36z =
răng
Số răng bánh lớn

4 2 3
. 3,135.36 112,86z u z= = =

Trêng §HKTCN Th¸i Nguyªn - 25 - Líp LT09A