đồ án môn học chi tiết máy

Đồ án môn học chi tiết máy
Đồ án môn học Chi Tiết Máy Đề số:4 Phương án số12



GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng Trang 1 - .

CHƯƠNG 1
TÌM HIỂU HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG MÁY
Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn đảm bảo yêu cầu công suất trên trục là
4kw số vòng quay trên trục thùng trộn là 52 vòng/phút, thời gian phục vụ là 7

năm, quay một chiều, làm việc một ca, tải trọng va đập nhẹ (một năm làm việc
300 ngày, một ca 8 giờ). Chế độ tải trọng cho như hình sau:
T
1
=T, T
2
=0,9T, t
1
=48, t
2
=15
Để thỏa mãn yêu cầu trên ta sử dụng hộp giảm tốc
đồng trục làm giảm vận tốc từ động cơ vào trục
thùng trộn. Hộp giảm tốc này có đặc điểm là đường
tâm của trục và và trục ra là trùng nhau. Do đó có
thể giảm bớt chiều dài hộp giảm tốc, giúp cho việc
bố trí cơ cấu gọn gàng. Tuy nhiên khi sử dụng hộp
giảm tốc đồng trụ
c ta nên chú ý đến một số khuyết
điểm của nó:
 Khả năng tải của cấp nhanh
không dùng hết vì tải trọng
tác dụng vào cấp chậm lớn
hơn cấp nhanh trong khi
khoảng cách của hai trục
bằng nhau.
 Phải bố trí các ổ của các trục
đồng tâm bên trong hộp
giảm tốc, làm phức tạp kết
cấu gối đỡ và gây khó khăn cho việc bôi trơn các ổ

này.
 Khoảng cách giữa các gối đỡ của trục trung gian lớn nên muốn đảm bảo
trục đủ bền và đủ cứng phải tăng đường kính trục
Đồ án môn học Chi Tiết Máy Đề số:4 Phương án số12



GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng Trang 2 - .

CHƯƠNG 2
XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
2.1 Chọn động cơ điện
2.1.1 Ý nghĩa của việc chọn động cơ.
Chọn động cơ điện để dẫn động máy móc hoặc các thiết bị công nghệ là
giai đoạn đầu tiên trong quá trình tính toán thiết kế máy. Trong trường hợp dùng
hộp giảm tốc và động cơ biệt lập, việ
c chọn đúng loại động cơ ảnh hưởng rất
nhiều đến việc lựa chọn và thiết kế hộp giảm tốc cũng như các bộ truyền ngoài
hộp. Do đó việc chọn động cơ có ý nghĩa kinh tế và kỹ thuật lớn. Nếu chọn đúng
động cơ thì động cơ có tính năng làm việc phù hợp với yêu cầu truyền động của
máy, phù hợ
p với môi trường bên ngoài, vận hành được an toàn và ổn định. Nếu
chọn công suất động cơ nhỏ hơn công suất phụ tải yêu cầu thì động cơ luôn làm
việc quá tải, nhiệt độ tăng quá nhiệt độ phát nóng cho phép. Động cơ chóng
hỏng. Nhưng nếu chọn công suất động cơ quá lớn thì sẽ làm tăng vốn đầu tư,
khuôn khổ cồng kềnh, động cơ luôn làm việc non tải, hi
ệu suất động cơ sẽ thấp.
khi chọn động cơ điện sao cho có thể lợi dụng được toàn bộ công suất động cơ.
Khi làm việc nó phải thỏa mãn ba điều kiện:
+ Động cơ không phát nóng quá nhiệt độ cho phép

+ Có khả năng quá tải trong thời gian ngắn
+ Có mômen mở máy đủ lớn để thắng mômen cản ban đầu của phụ
tải khi mới khởi động.

2.1.2 Chọn loại và kiểu động cơ
Hiện nay trong công nghiệp thường sử dụng hai loại động cơ đó là:
+ Động cơ một chiều
+ Động cơ xoay chiều
Đồ án môn học Chi Tiết Máy Đề số:4 Phương án số12



GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng Trang 3 - .

Thông thường động cơ xoay chiều thường được sử dụng rộng rãi trong công
nghiệp vì có sức bền làm việc cao, moment khởi động lớn. Bên cạnh đó động cơ
một chiều có thể điều chỉnh êm tốc độ trong phạm vi rộng, động cơ bảo đảm
khởi động êm, hãm và đổi chiều dễ dàng. Nhưng giá thành đắt, khối lượng sữa
chữa lớn và mau hỏng hơn
động cơ xoay chiều và phải tăng thêm vốn đầu tư để
đặt các thiết bị chỉnh lưu.
Từ những ưu điểm trên ta chọn động cơ điện xoay chiều
2.2 Tính toán và phân phối tỷ số truyền
2.2.1 Chọn động cơ điện
Để chọn động cơ điện ta cần tính công suất cần thiết. Nếu gọi p là công suất trên
trục ,
η
là công suất chung, N
ct
là công suất cần thiết, thì

p
N
ct
η
=
[2.1]
Trong đó
24
12 3 4
η
ηη η η
=
1
η
= 0.96- hiệu suất bộ truyền xích
2
η
= 0.97- hiệu suất bộ truyền bánh răng
3
η
= 0.995- hiệu suất của một cặp ổ lăn
4
η
= 1- hiệu suất khớp nối

4
4,5
24
0,96.0,97 .0,995 .1
p

Nkw
ct
η
== =

Cần phải chọn động cơ điện có công suất lớn hơn N
ct.
Trong tiêu chuẩn có nhiều
loại động cơ điện thõa mãn điều kiện này.
Chọn sơ bộ loại động cơ che kín quạt gió ( theo bảng 2P- TL2) ký hiệu A02-42-2
công suất định mức 5,5kw, có số vòng quay là 2910vg/ph, A02-42-4 công suất
định mức 5,5kw, có số vòng quay là 1450vg/ph, A02-51-6, công suất định mức
Đồ án môn học Chi Tiết Máy Đề số:4 Phương án số12



GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng Trang 4 - .

5,5kw, có số vòng quay là 970vg/ph. Nếu chọn động cơ điện có số vòng quay
lớn thì tỷ số truyền động chung tăng, dẫn đến việc tăng khuôn khổ, kích thước
của máy và giá thành của thiết bị cũng tăng theo (trừ động cơ điện). Nhưng động
cơ có số vòng quay lớn thì giá thành hạ hơn và ngược lại. Nếu chọn số vòng
quay thấp thì tỷ số truyền động chung nh
ỏ do đó khuôn khổ của máy giảm và giá
thành hạ. Vì vậy cần tiến hành tính toán cụ thể để chọn động cơ điện có số vòng
quay sao cho giá thành của hệ thống dẫn động thùng trộn là nhỏ nhất. Đây là một
việc làm rất cần thiết trong đời sống kinh tế hiện nay.
Ở đây ta chọn động cơ A02-42-4 công suất động cơ P
dc
= 5,5kw, có số vòng

quay là n
dc
= 1450vg/ph.

2.2.2 Phân phối tỷ số truyền
Tỷ số truyền động chung
1450
27,88
52
n
dc
iiii
x
nh ch
n
t
====
[2.2]
Trong đó n
dc
số vòng quay của động cơ
n
t
=52 số vòng quay của thùng trộn
i
nh
tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ nghiêng cấp nhanh

i
ch

tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ nghiêng cấp chậm

i
x
tỷ số truyền của bộ truyền xích
Ta chọn
i
x
= 4 theo bảng 3.2 [1]
27,88
6,97
4
i
uii
nh ch
i
x
⇒= = = =
Để tạo điều kiện bôi trơn các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc bằng
phương pháp ngâm dầu ta lấy:
2,64ii u
nh ch
===

Đồ án môn học Chi Tiết Máy Đề số:4 Phương án số12



GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng Trang 5 - .

Thử lại số vòng quay của trục thùng trộn:
1450
52 /
2,64.2,64.4
nvgph==
đúng với
yêu cầu đặt ra.
2.3 Kiểm tra điều kiện mở máy và quá tải của động cơ đã chọn
- Mômen định mức của động cơ
5,5
dmdc
9550 9550 36,22
dmdc
n1450
dc
p
TNm===

Trong đó

dmdc
p
công suất định mức của động cơ

n
dc
số vòng quay của động cơ.
- Mômen mở máy của động cơ
1, 4 50, 08
dmdc

TT Nm
mm
==

- Mômen lớn nhất trên trục động cơ
2,2 79,684
ax
dmdc
TT Nm
m
==

- Mômen nhỏ nhất trên trục động cơ
0,5 18,11
min dcdm
TT Nm==

- Mômen cho phép của động cơ
0,81 64,54
max
cp
TT Nm==
- Mômen cản của động cơ
9550 29,76
p
lv
TNm
can
n
dc

η
==

- Mômen quá tải cực đại của động cơ
1, 4 41, 66
ax qt
TT
can
m
==

Như vậy ta có:
Đồ án môn học Chi Tiết Máy Đề số:4 Phương án số12



GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng Trang 6 - .

5,5w 4,5w
dmdc
T 29,76 50,08
can
41,66 64,54
ax qt
pkNk
ct
Nm T Nm
mm
TNmTNm
cp

m
=>=
=<=
=<=

Kết Luận: Động cơ đã chọn thỏa mãn các điều kiện làm việc của hệ thống.
Đảm bảo vận hành hệ thống dẫn động thùng trộn tốt.
2.4 Xác định các thông số động học và lực học trên các trục
2.4.1 Tính toán tốc độ quay của trục

1450( / )
1450( / )
1
4
1450
1
549,24( / )
2
2,64
549,24
2
208,04( / )
3
2,64
nvgph
dc
n
dc
nvgph
n

nvgph
i
nh
n
nvgph
i
ch
η
=
==
== =
== =

Trong đó
n
dc
số vòng quay của động cơ
1
n
số vòng quay của trục 1
n
2
số vòng quay của trục 2
n
3
số vòng quay của trục 3

2.4.2 Tính công suất trên các trục
-Công suất danh nghĩa trên trục động cơ
4,5 w

dc ct
pN k==

-Công suất danh nghĩa trên trục 1
134
4,5.0,995 4,48 w
dc
pp k
η
η
== =

-Công suất danh nghĩa trên trục 2
2123
4,48.0,995.0,97 4,32 wpp k
η
η
== =

Đồ án môn học Chi Tiết Máy Đề số:4 Phương án số12



GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng Trang 7 - .

-Công suất danh nghĩa trên trục 3
3223
4,32.0,995.0,97 4,17 wpp k
η
η

== =

2.4.3 Tính mômen xoắn trên các trục
1
1
1
2
2
2
3
3
3
4,5
9550 9550 29,64
1450
4,48
9550 9550 29,50
1450
4,32
9550 9550 75,11
549,24
4,17
9550 9550 191,05
208,44
ct
dc
dc
N
TNm
n

p
TNm
n
p
TNm
n
p
TNm
n
== =
== =
== =
== =

Đồ án môn học Chi Tiết Máy Đề số:4 Phương án số12



GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng Trang 8 - .



Bảng số liệu động học và động lực học trên các trục tính được của hệ thống



Trục

Tỉ số truyền
Tốc độ quay
(vg/ph)
Công suất
(kw)
Mômen xoắn
(Nm)
Trục động cơ

1



2,64

2,64


1450 4,5 29,64
Trục 1


1450 4,48 29,50
Trục 2


549,24 4,32 75,11
Trục 3


208,44 4,17 191,05







Thôn
g
số
Đồ án môn học Chi Tiết Máy Đề số:4 Phương án số12

GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng Trang 9 - .




CHƯƠNG 3
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRUYỀN ĐỘNG XÍCH
3.1 Tìm hiểu và chọn truyền động xích
Xích truyền chuyển động và tải trọng từ trục dẫn sang trục bị dẫn nhờ sự
ăn khớp giữa các mắt xích với răng của đĩa xích. So với bộ truyền đai bộ
truyền xích cơ những ưu điểm sau:
-
Không có hiện tượng trượt, hiệu suất cao hơn, có thể làm việc khi có quá
tải đột ngột
-
Không đòi hỏi phải căng xích, lực tác dụng lên trục và ổ nhỏ hơn
-
Kích thứơc bộ truyền nhỏ hơn bộ truyền đai nếu truyền cùng công suất và
số vòng quay.
-
Bộ truyền xích truyền công suất nhờ vào sự ăn khớp giữa xích và bánh
xích, do đó góc ôm không có vị trí quan trọng như trong bộ truyền đai và
đo đó có thể truyền công suất và chuyển động cho nhiều đĩa xích bị dẫn.
Tuy nhiên bộ truyền xích có những nhược điểm là do sự phân bố của các
nhánh xích trên đĩa xích không theo đường tròn mà theo hình đa giác, do đó
khi vào và ra khớp, các mắt xích xoay tương đối với nhau và bản lề xích bị
mòn gây nên tải trọng động phụ, ồn khi làm việc, có tỷ số truyền tức thời thay

đổi, vận tốc tức thời của xích và bánh xích thay đổi, cần phải bôi trơn thường
xuyên và phải có bộ phận điều chỉnh xích.
Có 3 loại xích chính là xích ống, xích ống con lăn và xích răng.
Xích ống đơn giản, giá thành hạ và khối lượng giảm vì không dùng con lăn,
nhưng cũng vì thế mà bản lề mòn nhanh. Vì vậy chỉ dùng xích ống đối với
các bộ truyền không quan trọng mặc khác yêu cầu khối lượng nhỏ.
Đồ án môn học Chi Tiết Máy Đề số:4 Phương án số12



GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng Trang 10 - .

Xích ống con lăn gọi tắt là xích con lăn, về kết cấu giống như xích ống chỉ
khác ngoài ống lắp thêm thêm con lăn, nhờ đó có thể thay thế ma sát trượt
giữa ống và răng đĩa bằng ma sát lăn giữa con lăn và răng đĩa. Kết quả là độ
bền của xích con lăn cao hơn xích ống, chê tạo không phức tạp bằng xích
răng, do đó xích con lăn được dùng khá rộng rải.
Xích răng có khả năng tải lớn, làm việc êm, nhưng chế tạo phức tạp và giá
thành đắt hơn xích con lăn.
Từ những ưu điểm trên và do bộ truyền tải không lớn nên ta chon xích
ống con lăn.
3.2 Chọn số răng đĩa xích

-
Chọn số răng của đĩa xích dẫn
1
29 2 29 2.4 21
x
zi=− =− =

-
Tính số răng đĩa xích bị dẫn
21
4.21 84
x
zzi== =


3.3 Xác định bước xích
-
Xác định các hệ số điều kiện sử dụng xích
theo công thức (5.22) [1]
0da dcblv
kkkkkkk=
(3.1)
Trong đó
K
d
=1 hệ số tải trọng động
K
a
=1 hệ số xét đến ảnh hưởng của khoảng cách trục
K
0
=1,25 hệ số xét đến ảnh hưởng của cách bố trí bộ truyền
K
dc
=1,25 hệ số xét đến ảnh hưởng của khả năng điều chỉnh lực căng
xích (không có bộ phận căng xích)
K

b
=1 hệ số xét đến bôi trơn (nhỏ giọt)
K
lv
=1 hệ số xét đến chế độ làm việc (1 ca)
1.1.1.1,25.1,25.1 1,56k⇒= =

Đồ án môn học Chi Tiết Máy Đề số:4 Phương án số12



GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng Trang 11 - .

- Tính công suất tính toán
-
Theo công thức (5.25) [1]
3
X
kk k p
z
n
p
t
K
= (3.2)
Chọn xích một dãy nên K
x
=1
Trong đó
K

z
hệ số răng đĩa xích
K
n
hệ số vòng quay
P
3
=4.17kw công suất cần truyền
25 25
1,19
21
1
400
01
1, 92
208,44
3
k
z
z
n
k
n
n
===
== =

3
1,56.1,19.1,92.4,17 14,86
x

kk k p
z
n
p
kw
t
k
== =
Dựa vào bảng 5.4 [1] theo cột n
01
=400vg/ph ta chọn bước xích p
c
=25,4, đường
kính chốt d
o
=7,95mm, chiều dài ống b
o
=22,61 và [p]=19.
Dựa vào bảng 5.2 số vòng quay tới hạn ứng với bước xích 25,4mm là
n
th
=800vg/ph, nên điều kiện n<n
th
được thỏa.
-
Xác định vận tốc trung bình của xích
Theo công thức 5-10 [1]
3
208,44.21.25,4
1, 85 /

60000 60000
c
nzp
vms== =
Trong đó
n số vòng quay của đĩa xích
z số răng của đĩa xích
p
c
bước xích
Đồ án môn học Chi Tiết Máy Đề số:4 Phương án số12



GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng Trang 12 - .

- Lực vòng có ích
1000 1000.4,17
2254
1, 85
t
p
F
N
v
== =

-
Tính toán kiểm nghiệm bước xích theo công thức 5-26 [1]
3

3
3
13 o
4,17.1,56
600 600 23,11
[p ] 21.208,44.26
c
pk
p
zn
≥= =

Theo bảng 5.3 [1] ta chọn [p
o
]=26
Do p
c
=25,4 nên diều kiện bài toán được thỏa
-
chọn khoảng cách trục sơ bộ
a=(30-50)p
c
=40.25,4=1016
Số mắc xích theo công thức 5-8 [1]
2
12 12
2
2
22
2.1016 21 84 84 21 25,4

135
25,4 2 2.3,14 1016
c
c
azz zz p
X
pa
π
+−
⎛⎞
=+ +
⎜⎟
⎝⎠
+−
⎛⎞
=++ =
⎜⎟
⎝⎠

Chiều dài xích
L=p
c
X=25,4.135=3429mm
Tính chính xác khoảng cách trục theo công thức 5-9 [1]
22
12 12 12
2
2
0,25 8
222

21 84 21 84 84 21
0,25.25,4 135 135 8
2 2 2.3,14
1016
c
zz zz zz
apX X
mm
π
⎡⎤
++−
⎛⎞⎛⎞
⎢⎥
=−+−−
⎜⎟⎜⎟
⎢⎥
⎝⎠⎝⎠
⎣⎦
⎡⎤
++−
⎛⎞
⎛⎞
⎢⎥
=−+−−
⎜⎟
⎜⎟
⎢⎥
⎝⎠
⎝⎠
⎣⎦

=

Ta chọn a=1012mm (vì giảm khoảng cách trục (0,002-0,004)a)
- Số lần va đâp xích trong 1giây

13
21.208,44
11,48 [i]=20
15 15.135
zn
u
X
== = ≤
Đồ án môn học Chi Tiết Máy Đề số:4 Phương án số12



GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng Trang 13 - .

Tra bảng 5.6 [1] với bước xích p
c
=25,4 ta chọn [i]=20

3.4 Kiểm nghiệm độ bền xích
Theo công thức 5-28 [1]
1
50000
21,84 [s]
2254 25,81 8,90
vo

Q
s
FFF
== =≥
++ + +

Trong đó
Q=50000N tải trọng phá hỏng tra theo bảng 5.1
[s] hệ số an toàn cho phép dựa vào số vòng quay và bước xích ta
chọn [s]= (76-8,9)
F
1
=F
t
=2254N lực trên nhánh căng
F
v
lực căng do lực ly tâm gây nên theo công thức 5-16 [1]
22
2,6.1,85 8,90
vm
Fqv N== =
q
m
=2,6(kg/m) khối lượng của một mét xích tra theo bảng 5.1 [1]
F
0
lực căng ban đầu của xích theo công thức 5-17 [1]
1.1012.2,6.9,81 25,81
ofm

FKaqg N== =

3.5 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích
- Đường kính vòng chia theo công thức 5-1 [1]
1
1
2
2
25,4.21
170
3,14
25,4.84
679
3,14
c
c
pz
dmm
pz
dmm
π
π
== =
== =

-
Đường kính vòng đỉnh theo công thức 5-7 [1]
11
22
0,7 188

0,7 697
ac
ac
dd p mm
dd p mm
=+ =
=+ =

-
Kiểm nghiệm độ bền của đĩa xích 1 theo công thức 5-28 [3]
1d 1
1
dd
().
0,47 [ ]
k
rt vd
H
H
kFk F E
A
σ
σ
+
=≤

Đồ án môn học Chi Tiết Máy Đề số:4 Phương án số12

GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng Trang 14 - .

F
vd1
lực va đập trên m( ở đây m=1) dãy xích theo công thức 5-19 [3]
73
13
13.10 . 4,44
vd c
FnpN
−
==
K
r1
hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích. Chọn k
r1
=0.372
K
d
=1 hệ số tải trọng động
K
đ
=1 hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy

Z 15 20 30 40 50 60
K
r
0,59 0,48 0,36 0,29 0,24 0.22

E=2,1.10

5
Mpa môđun đàn hồi
A diện tích hình chiếu của bản lề. theo bảng 5.1 [1] với bước xích
25,4 ta chọn A=180mm
[
σ
] ứng suất tiếp xúc cho phép tra theo bảng 5.11 [3]
5
1
1
0,372(2254.1 4,44).2,1.10
0,47 465
180.1
465 [ ]=600
H
H
M
pa
Mpa Mpa
σ
σσ
+
==
=<

Như vậy có thể dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB=210 sẽ đạt được ứng
suất cho phép [
σ
]=600Mpa đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho đĩa răng 1
-

Kiểm nghiệm độ bền của đĩa xích 2 theo công thức 5-28 [3]
2d 2
2
dd
().
0,47 [ ]
k
rt vd
H
H
kFk F E
A
σ
σ
+
=≤

Trong đó
K
r2
=0,22

73
24
13.10 . 1,36
vd c
FnpN
−
==

5
2
0,22.(2254.1 1,36).2,1.10
0,47 358
180.1
H
N
σ
+
⇒= =
Đồ án môn học Chi Tiết Máy Đề số:4 Phương án số12



GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng Trang 15 - .

2
358 [ ]=600
H
M
pa Mpa
σ
σ
=<

Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB=210 ứng suất cho phép cho
phép
- Xác định lực tác dụng lên trục theo công thức 5-20 [3]
1,05.2254 2366,7
xt

FkF N== =

Các đại lượng Các thông số
Khoảng cách trục A=1012mm
Số răng đĩa dẫn Z
1
=21
Số răng đĩa bị dẫn Z
2
=84
Tỷ số truyền I
x
=4
Số mắt của xích X=135
Đường kính vòng chia của xích
- đĩa dẫn: d
1
=170
- đĩa bị dẫn d
2
=679
Đường kính vòng đỉnh của xích
- đĩa dẫn: d
1a
=188
- đĩa bị dẫn d
2a
=697
Bước xích P
c

=25,4









Đồ án môn học Chi Tiết Máy Đề số:4 Phương án số12



GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng Trang 16 - .


CHƯƠNG 4
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
4.1 Tính chọn vật liệu cho cấp nhanh và chậm.
Nguyên tắc chọn vật liệu để thiết kế bộ truyền bánh răng cho hộp giảm tốc
là: chọn vật liệu đảm bảo cho răng không bị gãy do quá tải đột ngột dưới tác
dụng của tải trọng va đập, răng không bị tróc vì mỏi do ứng suất tiếp xúc thay
đổi gây ra.
Thép nhiệt luyện là loại vật liệu chủ yếu để chế tạo bánh răng. Ngoài ra còn dùng
gang và chất d
ẻo.
Đối với các bộ truyền chịu tải trọng nhỏ và trung bình có thể dùng thép tôi
cải thiện, thép thường hóa hoặc thép đúc để chế tạo bánh răng. Độ rắn của bề
mặt răng HB<350.

Đối với các bộ truyền chịu tải trọng lớn và yêu cầu kích thước nhỏ gọn thì
dùng thép cácbon hoặc thép hợp kim nhiệt luyện để đạt độ rắn bề mặt HB>350.
Đối với các b
ộ truyền bánh răng hở, làm việc với vận tốc thấp, không có
yêu cầu kích thước phải nhỏ gọn, có thể dùng vật liệu gang.
Chất dẻo thường được dùng trong các bộ truyền bánh răng chịu tải trọng
nhỏ, yêu cầu làm việc ít kêu và cần giảm tải trọng động.
Dựa vào sơ đồ tải trọng và điều kiện làm việc của bộ truyền không phải
làm vi
ệc dưới tải trọng lớn và cũng không có điều kiện gì đặc biệt. Ta tiến hành
chọn vật liệu theo các hàm mục tiêu.
-
Bền điều
-
Kích thước nhỏ nhất
-
Giá thành rẻ nhất
- Thuận lợi cho việc gia công cơ khí.
Đồ án môn học Chi Tiết Máy Đề số:4 Phương án số12



GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng Trang 17 - .

Từ những điều kiện trên ta tiến hành chọn vật liệu cho bánh dẫn và bị dẫn
ta chọn thép 45 - tôi cải thiện với các số liệu cho ở bảng sau.
Tên Vật liệu
b
σ
(Mpa)

ch
σ
(Mpa)
HB
Bánh dẫn
Thép 45 - tôi cải thiện
S=100
850 650 270
Bánh bị dẫn
Thép 45 - tôi cải thiện
100<s<=300

750 500 260

Ta có HB
1
=270, HB
2
=260 thỏa mản HB
1
= HB
2
+(10-15)
4.2 Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép
4.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép
Theo công thức 6-33 [1]
0,9
0lim
k
H

L
H
H
s
H
σσ
⎡⎤
=
⎣⎦

Trong đó
0lim
H
σ
giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với chu kỳ cơ sở

k
H
L
hệ số tuổi thọ.

s
H
=1,1 hệ số an toàn có giá trị tra theo bảng 6.13 [1]
- Giới hạn mỏi tiếp xúc:
270
0lim
HB
H
σ

=
+

Theo bảng 6.13 [1]
+ Đối với bánh dẫn:
1
270610
0lim1
H
BMpa
H
σ
=
+=

+ Đối với bánh bị dẫn:
2
270590
0lim2
H
BMpa
H
σ
=
+=

- Hệ số tuổi thọ được xác định theo công thức 6-48 [1]
Đồ án môn học Chi Tiết Máy Đề số:4 Phương án số12

GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng Trang 18 - .

6
N
H
O
K
HL
N
H
E
=

Trong đó
2,4
30.NHB
H
O
=
số chu kỳ làm việc cơ sở

3
60
ax
T
i
Nc nt
ii
HE

T
m
⎛⎞
=
∑
⎜⎟
⎝⎠
số chu kỳ làm việc tương đương theo
công thức 6-49 và 6-50 [1]
2,4 7
1
30. 2,05.10
1
NHB
H
O
==
(chu kỳ)
2,4 7
2
30. 1,87.10
2
NHB
H
O
==
(chu kỳ)
6
= 5.10
12

NN
FO FO
=
(chu kỳ)
33 8
33 8
60.300.8.7.1450.(1 .0,76 0,9 .0,24) 13,7.10
1
60.300.8.7.549,24.(1 .0,76 0,9 .0,24) 5,2.10
2
N
HE
N
H
E
=+=
=+=

Vì
1
N
H
O
<
1
N
H
E
;
2

N
H
O
<
2
N
H
E
nên
1K
H
L
=

Thay thế các giá trị vừa tìm được vào công thức xác định ứng suất tiếp xúc cho
phép ta có các giá trị ứng suất đối với bánh dẫn và bị dẫn là
1
2
0,9.1
610 499
1,1
0,9.1
590 483
1,1
M
pa
H
M
pa
H

σ
σ
⎡⎤
==
⎣⎦
⎡⎤
==
⎣⎦

Để tính sức bền ta tính ứng suất tiếp cho phép là
min
0,45.(499 483) 442Mpa
HH
σσ
⎡⎤ ⎡⎤
=+=<
⎣⎦ ⎣⎦

Ta chọn
H
σ
⎡⎤
⎣⎦
=483Mpa

4.2.1 Ứng suất uốn cho phép
Theo công thức 6-47 [1]
Đồ án môn học Chi Tiết Máy Đề số:4 Phương án số12

GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng Trang 19 - .

[]
0lim
F
k
FL
F
S
L
σσ
=
Trong đó
0lim
F
σ
giới hạn mỏi uốn

k
FL
hệ số tuổi thọ

S
L
=1,75 hệ số an toàn trung bình tra theo bảng 6.13(TL1)
Theo bảng 6.13 [1] giới hạn mỏi được tính theo công thức
1, 8
0lim
H

B
F
σ
=

- Giới hạn mỏi của bánh dẫn
1,8.270 486
0lim1
M
pa
F
σ
=
=

- Giới hạn mỏi của bánh bị dẫn
1,8.260 468
0lim2
M
pa
F
σ
=
=

- Hệ số tuổi thọ được xác định theo công thức 6-48 [1]
6
5.10
6
K

FL
N
FE
=
Trong đó
N
FE
được xác định theo công thức 6-49 và 6-50 [1]

6
60
ax
T
i
Nc nt
ii
FE
T
m
⎛⎞
=
∑
⎜⎟
⎝⎠

- Số chu kỳ làm việc tương đương của bánh dẫn

66 8
60.300.8.7.1450.(1 .0,76 0,9 .0,24) 13.10
1

N
FE
=+=

- Số chu kỳ làm việc tương đương của bánh bị dẫn
66 8
60.300.8.7.549,24.(1 .0,76 0,9 .0,24) 4,9.10
2
N
FE
=+=

Vì
1
N
F
O
<
1
N
F
E
;
2
N
F
O
<
2
N

F
E
nên
1K
FL
=

Thay thế các giá trị vừa tìm được vào công thức xác định ứng suất uốn cho phép
ta có các giá trị ứng suất đối với bánh dẫn và bị dẫn là
Đồ án môn học Chi Tiết Máy Đề số:4 Phương án số12



GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng Trang 20 - .

1
2
486.1
278
1, 75
468.1
267
1,1
M
pa
F
M
pa
F
σ

σ
⎡⎤
==
⎣⎦
⎡⎤
==
⎣⎦

4.3 Tính toán thiết kế cho từng cấp bánh răng
4.3.1 Xác định các thông số của bánh răng cấp nhanh
¾ Chon sơ bộ hệ số tải trọng K=1,4
¾ Chọn hệ số chiều rộng bánh răng
0,25
a
ψ
=

Tính khoảng cách trục. lấy
'
1, 25
θ
=

Theo công thức 6-67 [1]
[]
2
6
1
3
'

2
2
6
3
1, 05.10
(1)
.
1,05.10 1,4.4,48
(2,64 1) 94,8
483.2,64 0,25.1,25.549,24
nh
tx nh a
kp
Ai
in
A
mm
σψθ
⎛⎞
≥+
⎜⎟
⎜⎟
⎝⎠
⎛⎞
≥+ =
⎜⎟
⎝⎠

Giá trị A đối với hộp giảm tốc tiêu chuẩn có giá trị tiêu chuẩn nằm trong hai dãy
sau:

Dãy 1 40 50 63 80 100 125 160 200 250 315 400
…
Dãy 2 140 180 225 280 355 450
Ta chọn A=100mm
¾ Tính vận tốc vòng và cấp chính xác chế tạo bánh răng
Theo công thức 6-40 [3]
2. . .
1
4,17 /
60.1000( 1)
An
vms
i
nh
π
==
+

Theo bảng 3.11 [2] ta chọn cấp chính xác chê tạo cho bánh răng là cấp 9
¾ Định chính xác hệ số tải trọng
Đồ án môn học Chi Tiết Máy Đề số:4 Phương án số12



GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng Trang 21 - .

Theo bảng 3.12 [2] ta tính được K
tt
=1. Giả sử
2,5.

sin
n
m
b
β
>
, với cấp chính xác
9 và vận tốc vòng v= (3-8m/s) tra bảng 3.14 [2] ta tìm được k
d
=1,4.
Do đó k=k
tt
k
d
=1,4.1=1,4
Vậy hệ số k đúng với dự đoán nên không phải tính lại A
¾ Xác định môđun, số răng, góc nghiêng của răng và chiều rộng bánh
răng.
T
heo công thức 6-68 [1]
(0,01 0,02) (1 2)
n
mAmm=− =−

Chọn
n
m
=2
Từ điều kiện
00

820
β
≤≤

Suy ra:
00
1
00
1
1
2 os20 2 os8
(1) (1)
2.100. os20 2.100. os8
2(2,64 1) 2(2,64 1)
25,8 27,2
nnh nnh
Ac Ac
z
mi mi
cc
z
z
≤≤
++
≤≤
++
≤≤

Ta chọn z
1

=26 răng, suy ra số răng bánh bị dẫn: z
2
=26.2,64=69 răng
Góc nghiêng răng :
0
n1
m. ( 1)
arccos 18,84
2.
nh
zi
A
β
+
==
Chiều rộng bánh răng bị dẫn:
. 0,25.100 25bA mm
a
ψ
=
==

Chiều rộng bánh răng bánh dẫn: b=25+5=30mm
Chiều rộng b phải thỏa mãn điều kiện
0
2,5. 2,5.2
15,5
sin sin18,84
n
m

b
β
>= =

¾ Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng
Hệ số dạng răng tra theo bảng 3.18 [2]
Bánh nhỏ y
1
=0,44
Bánh lớn y
2
=0,5
Đồ án môn học Chi Tiết Máy Đề số:4 Phương án số12



GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng Trang 22 - .

Lấy hệ số
''
1, 5
θ
=

Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ
Theo công thức 6-65 [3]
[]
1
1
1

2
1
1
6
19,1.10 . .
1
2''

1. 1
6
19,1.10 .1,4.4,48
41,05
0,43.2 .26.1450.35.1,5
278
F
u
F
F
kp
ym znb
n
M
pa
Mpa
F
σσ
θ
σ
σσ
=≤

==
⎡⎤
≤=
⎣⎦

Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng bánh lớn
Theo 6-66 [3]
1
21
2
35,30
FF
y
M
pa
y
σσ
==
2
2
267
F
M
pa
F
σσ
⎡⎤
≤=
⎣⎦

¾ Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột trong thời
gian ngắn.
Ứng suất tiếp xúc cho phép
[
]
2,5
txqt
H
σσ
⎡⎤
=
⎣⎦

Bánh nhỏ:
[]
2,5.499 1247,5
1
M
pa
txqt
σ
==

Bánh lớn:
[]
2,5.483 1207,5
2
M
pa
txqt

σ
==

Ứng suất uốn cho phép: 0,8
uqt
ch
σ
σ
=

Bánh nhỏ:
[]
0,8.650 520
1
M
pa
uqt
σ
==

Bánh lớn:
[]
0,8.500 400
2
M
pa
uqt
σ
==

- Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc theo công thức 3-14 [2]
Đồ án môn học Chi Tiết Máy Đề số:4 Phương án số12



GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng Trang 23 - .

[]
3
6
(1)
1, 05.10
1
'

ikp
nh
txqt
txqt
Ai
bn
nh
σσ
θ
+
=≤

Bánh nhỏ
63
1,05.10 (2,64 1) .1,4.4,48

275
1
100.2,64 1,25.35.1450
M
pa
txqt
σ
+
==

Bánh lớn
63
1,05.10 (2,64 1) .1,4.4,32
438
2
100.2,64 1,25.35.549,42
M
pa
txqt
σ
+
==

-
Kiểm nghiệm sức bền uốn lớn nhất sinh ra khi quá tải
Theo công thức 3-42 [2]
[]
K
uqt qt
uqt

F
σ
σσ
=≤

Trong đó hệ số quá tải
K
qt
=1,8
Bánh nhỏ
[
]
1,8.41,05 73,89
1
1
uqt
uqt
σ
σ
==<
Bánh lớn
[
]
1,8.35,30 63,54
2
2
uqt
uqt
σ
σ

==<
Kết luận: Vậy bánh răng đủ bền khi làm việc quá tải
¾ Các thông số hình học của bánh răng trụ không dịch chỉnh ăn khớp
ngoài
Môđun m
n
=2mm
Số răng Z
1
=26, Z
2
=69
Góc ăn khớp
0
20
n
α
=
Góc nghiêng
0
18,84
β
=

Khoảng cách trục A=100mm
Đồ án môn học Chi Tiết Máy Đề số:4 Phương án số12



GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng Trang 24 - .

Chiều rộng bánh răng b=35mm
Đường kính vòng chia theo bảng 3-2 [2]
1
1
54
os
mz
n
dmm
c
β
==

2
2
146
os
mz
n
dmm
c
β
==

Đường kính vòng đỉnh răng theo bảng 3-2 [2]
1
54 2.2 58
e
Dmm=+ =

2
146 2.2 150
e
Dmm=+=

Đường kính vòng chân răng theo bảng 3-2 [2]
1
1
54 2,5.2 49
146 2,5.2 141
i
i
Dmm
Dmm
=− =
=− =

¾ Tính lực tác dụng lên trục
Lực vòng trên bánh răng nhỏ theo công thức 6-16 [1]
3
1
1
1
2 2.29,50.10
1074
54
T
F
N

d
== =

Lực vòng trên bánh răng lớn theo công thức 6-16 [1]
3
2
2
2
2 2.75,11.10
1030
146
T
F
N
d
== =

Lực hướng tâm trên bánh răng nhỏ theo công thức 6-17 [1]


Lực hướng tâm trên bánh răng lớn theo công thức 6-17 [1]
2
2
396
os
n
r
Ftag
F
N

c
α
β
==

Lực dọc trục trên bánh răng nhỏ theo công thức 6-18 [1]
11
.391
an
FFtag N
α
==

1
1
413
os
n
r
Ftag
F
N
c
α
β
==