BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY

ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI
BÀI LÀM BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY
BÀI 1: Tính toán bộ truyền đai truyền từ động cơ đến hộp giảm tốc
máy tiện.
I. Chọn loại đai và tiết diện đai.
1. Chọn loại đai
Đai thang hẹp (đai sợi tổng hợp) tỉ số giữa chiều rộng tính toán
t
b
đo
theo lớp trung hòa và chiều cao h của tiết diện hình thang
1,05 1,1
t
b
h
= +
2. Tiết diện đai
Do công suất N = 4,4 kW, n
1
= 1200 vòng/ph nên tra bảng ta chọn loại
đai Y
A
:
Kích thước tiết diện: b
t
= 11, b = 13, h =10, y
0
= 2,8
Diện tích tiết diện A = 81 mm
2
Đường kính bánh đai nhỏ d

1
= 100 – 200 (mm)
Chiều dài giới hạn
l
= 560 – 4000 (mm)
II. Xác định các thông số bộ truyền
1. Đường kính bánh đai nhỏ d
1
:

Ta chọn d
1
= 140 mm
Vận tốc đai:
1 1
4
8,8 /
6.10
d n
v m s
π
= =
Đường kính bánh đai lớn:
1
2
140.4,5
639,6
1 1 0,015
d u
d

ε
= = =
− −
mm với
ε=0,015
Vậy chọn d
2
theo tiêu chuẩn: d
2
= 630 mm
Tính lại tỉ số truyền
2
1
630
4,569
(1- ) 140(1-0,015)
d
u
d
ε
′
= = =
.
Suy ra sai lệch:
- 4,5- 4,569
1,5% 5%
4,5
u u
u
u

′
∆ = = = <
(thỏa mãn)
2. Khoảng cách trục a:
Với u = 4,5, lấy
2
0,925
a
d
= ⇒
a = 0,925d
2
= 683 mm. Khoảng cách trục
a thỏa mãn: 0,55(d
1
+ d
2
) + h
a≤ ≤
2(d
1
+ d
2
)
1
3. Chiều dài đai
l
:
2
1 2

1 2
( - )
2 ( ) 2662,74
2 4
d d
l a d d
a
π
= + + + =
mm. Chọn
l
theo tiêu chuẩn:
l
=
2500 mm
Kiểm nghiệm về tuổi thọ của đai:
-3
1 1
4
3,5.10 10
.6.10
d nv
i
l l
π
= = = <
(thỏa mãn)
4. Góc ôm
1
α

trên bánh đai nhỏ:
0
0 0 0
1 2 1
57
180 - ( - ) 139 120d d
a
α
= = >
(thỏa mãn). ( Đai sợi tổng hợp
0
α 120≥
)
III. Xác định số đai

Số đai
z
:
[ ]
1 d
Pk
z
P
≥
.
Trong đó:
Công suất cho phép
[ ]
1 1
0

( )
9550
l
T n
P P c c
α
∆
= +
. Với
c
α
là hệ số kể đến ảnh
hưởng của góc ôm
1
α
,
0,887c
α
=
,
1
l
c =
. Chọn P
0
= 3,4 (với v
đai
=
8,8m/s và d
1

= 140mm);
1
ΔT
là số gia mômen xoắn (N.m), với u = 4,5 >
2,40 ta chọn
1
ΔT
= 4,2 (loại đai Y
A
).
Suy ra:
[ ]
4,2.1200
(3,4.0,887.1 ) 3,54
9550
P = + =
MPa
Vậy
[ ]
1
4,4.1,2
1,49
3,54
d
Pk
z
P
≥ = ;
. Chọn số đai:
2z =

(đai).
Từ đó ta có:
Chiều rộng bánh đai:
( 1) 2B z t e= − +
. Tra bảng ta có t =15, e = 10
Suy ra B = 35mm
Đường kính ngoài của bánh đai :

0
2
a
d d h= +
.
Tra bảng ta có h
0
= 3. Vậy :
Bánh đai 1 :
1 1 0
2 146
a
d d h= + =
mm
Bánh đai 2 :
2 2 0
2 636
a
d d h= + =
mm
IV. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục
1. Lực căng trên 1 đai :

2

1
0
780.
. .
d
v
Pk
F F
v c z
α
= +
. Trong đó:

v
F
là lực căng do lực li tâm gây ra, do trục điều chỉnh được nên
v
F
= 0

v
là vận tốc vòng,
8,8 /v m s=

1
P
= 4,4kW

Suy ra
0
780.4,4.1,2
0 264
8,8.0,887.2
F N= + =
2. Lực tác dụng lên trục:

0
1
0
139
2 . .sin( ) 2.264.2.sin( ) 989,13
2 2
r
F F z N
α
= = =

3
BÀI 2. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng làm việc trong hộp
giảm tốc 1 cấp.
I. Chọn vật liệu
Vật liệu làm bánh răng nhỏ là thép C50 tương ứng với thép 50 Liên
Xô, tôi cải thiện có độ rắn 240HB, gới hạn bền
640
b
MPa
σ
=

, giới hạn
chảy
380
ch
MPa
σ
=
.
Vật liệu làm bánh răng lớn là thép C45 tương ứng với thép 45 Liên Xô,
thường hóa, độ rắn 200HB, giới hạn bền
600
b
MPa
σ
=
, giới hạn chảy
340
ch
MPa
σ
=
, phôi rèn.
II. Ứng suất cho phép
1. Ứng suất tiếp xúc cho phép
Số chu kì chịu tải tương đương N
HE2
của bánh lớn:
3
2
max

60 ( ) . .
i
HE i i
T
N c n t
T
=
∑

Dựa vào số liệu bài ra và sơ đồ tải trọng, ta có:
3
1
2
1 max
60. . . . .
i i
HE i
i
T t
n
N c t
u T t
 
=
 ÷
 
∑ ∑
∑
3 3 7
516 3,2 4,4

=60.1. .12500. 1 . +0,85 . =14,3.10
2 8 8
 
 ÷
 
Số chu kì cơ sở N
HO
của thép C45 thường hóa chế tạo bánh lớn là
10.10
6
.
Vậy N
HE2
> N
HO
. Do đó K
HL2
= 1
Số chu kì chịu tải tương đương của bánh nhỏ lớn hơn số chu kì chịu tải
tương đương bánh lớn u lần nên:
N
HE1
= u.N
HE2
= 2.14,3.10
7
= 28,6.10
7

Tra bảng với độ rắn bề mặt bánh răng nhỏ 240HB có thể lấy N

HO
=
16.10
6
.Đối với bánh răng nhỏ N
HE1
> N
HO1
và K
HL1
= 1 , nên
0
lim1 lim1H H
σ σ
=
;
0
lim2 lim2H H
σ σ
=
Giới hạn bền mỏi tiếp xúc:

lim
2 70
H
HB
σ
= +
Chọn rắn bánh nhỏ HB
1

= 240, bánh lớn HB
2
= 200, ta có:

lim1
2.240 70 550
H
MPa
σ
= + =

lim2
2.200 70 470
H
MPa
σ
= + =
Ứng suất tiếp xúc cho phép của mỗi bánh răng tính theo công thức :

[ ]
lim
. . . .
H
H R V L xH
H
Z Z K K
S
σ
σ
 

=
 ÷
 
Lấy
. . .
R V L xH
Z Z K K
= 1, hệ số an toàn S
H
= 1,1 ta có:
4
Bánh nhỏ:
1
550
500
1,1
H
MPa
σ
 
= =
 

Bánh lớn:
2
470
427
1,1
H
MPa

σ
 
= =
 

Suy ra ứng suất tiếp xúc cho phép của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
là:

[ ]
2
427
H H
MPa
σ σ
 
= =
 
2. Ứng suất uốn cho phép
Số chu kì chịu tải tương đương của bánh lớn:

6 6 6
2
max
516 3, 2 4,4
60 ( ) . . 60.1. .12500.(1 . 0,85 . )
2 8 8
i
HE i i
T
N c n t

T
= = +
∑
=11,8.10
7
> N
FO
= 4.10
6
Số chu kì chịu tải tương đương của bánh nhỏ N
FE1
= u.N
FE2
> N
FO
. Do đó
K
FL
= 1 đối với cả 2 bánh răng.
Mặt khác do bộ truyền quay một chiều nên K
FC
= 1. Ta có:
Giới hạn bền mỏi uốn:

0
lim lim
. .
F F FL FC
K K
σ σ

=
Hay:
0
lim1 lim1 1
1,8 1,8.240 432
F F
HB MPa
σ σ
= = = =

0
lim2 lim2 2
1,8 1,8.200 360
F F
HB MPa
σ σ
= = = =

Ứng suất mỏi uốn cho phép:

[ ]
lim
. . .
F
F R S xF
F
Y Y K
S
σ
σ

=
. Trong đó:
Hệ số an toàn S
F
= 1,7 (phôi rèn thường hóa hoặc tôi cải thiện)
Hệ số K
xF
= 1 (đường kính các răng dưới 400mm)
Hệ số Y
R
= 1
Hệ số Y
S
= 1,08 - 0,16lg(m) = 1,03 (môđun m = 2)
Suy ra :
Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ :
[ ]
1
1,03
432. 261
1,7
F
MPa
σ
= =

Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn :
[ ]
2
1,03

360. 218
1,7
F
MPa
σ
= =

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải :
Bánh răng nhỏ :
[ ]
1
max
2,8 2,8.380 1064
H ch
MPa
σ σ
= = =
Bánh răng lớn :
[ ]
2
max
2,8 2,8.340 952
H ch
MPa
σ σ
= = =

Ứng suất uốn cho phép khi quá tải :
Bánh răng nhỏ :
[ ]

1 1
max
2,2 2,2.240 528
F
HB MPa
σ
= = =

Bánh răng lớn :
[ ]
2 2
max
2,2 2,2.200 440
F
HB MPa
σ
= = =

5
III. Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền
1. Khoảng cách trục
ω
a

1
3
2
( 1)
( ) . .
H

a
H ba
T k
a K u
u
β
ω
σ ψ
= ±
. Trong đó :
K
a
= 49,5 (MPa)
1/3
( tra bảng đối với bánh răng thẳng làm bằng thép )
Tỉ số truyền u = 2
Mômen xoắn trên trục bánh chủ động T
1
:

6 6
1
1
1
5,5
9,55.10 . 9,55.10 . 101793( . )
516
P
T N mm
n

= = =
Tra bảng ta có :
[ ]
427
H
MPa
σ
=
,
0,4
ba
b
a
ω
ω
ψ
= =
với
ω
b
là chiều rộng vành
răng,
Hβ
k =1,01
(tra bảng với
ba
ψ =0,4
)
Vậy suy ra
3

2
101793.1,01
49,5.(2 1). 132,2
427 .2.0,4
a
ω
= + =
mm. Chọn
ω
a =
132 mm
2. Đường kính vòng lăn bánh nhỏ

( )
[ ]
1
3
1
2
. . 1
.
. .
H
d
H bd
T k u
d K
u
β
ω

σ ψ
±
=
.
Trong đó :
K
d
= 77 (MPa)
1/3
, tra bảng đối với răng thẳng bằng thép,
Hβ
k
= 1,01
T
1
= 101793 N.mm,
[ ]
H
σ
= 427 MPa

0,53. ( 1) 0,53.0,4.(2 1) 0,636
bd ba
u
ψ ψ
= ± = + =
Suy ra :

3
1

2
101793.1,01.(2 1)
77. 85
427 .2.0,636
d
ω
+
= ;
mm
IV. Xác định các thông số ăn khớp
1. Xác định môđun

(0,01: 0,02) (0,01: 0,02).132 1,32: 2,64m a
ω
= = =
Chọn m = 2,5
2. Xác định số răng
6

[ ] [ ]
1
2
2.132
35
( 1) 2,5(2 1)
a
Z
m u
ω
= = =

+ +
Với Z
1
= 35 suy ra Z
2
= u.Z
1
= 2.35 = 70 (răng)
Số răng tổng Z
t
= Z
1
+Z
2
= 105 (răng)
Tính lại khoảng cách trục :

2,5.105
131,25
2 2
t
mZ
a
ω
= = =
(mm)
Ta chọn
ω
a =132
mm , khi đó ta dùng dịch chỉnh :

Hệ số dịch tâm :
1 2
132
-0,5.( ) -0,5.(35 70) 0,3
2,5
a
y Z Z
m
ω
= + = + =

Hệ số
1000 1000.0,3
2,857
105
y
t
y
k
Z
= = =
, theo đó ta tra được
0,054
x
k =
Hệ số giảm đỉnh răng :
.
0,054.105
0,00567
1000 1000

x t
k Z
y∆ = = =
Tổng hệ số dịch chỉnh :
0,3 0,00567 0,30567
t
x y y= + ∆ = + =
Do đó hệ số dịch chỉnh của bánh răng 1 là :

( )
2 1
1
35.0,3
0,5( . ) 0,5.(0,30567 ) 0,103
105
t
t
Z Z
x x y
Z
−
= − = − =
Và
2 1
0,30567 0,103 0,203
t
x x x= − = − =
Góc ăn khớp :
0
105.2,5. os20

os 0,9344
2.132
t
c
c
ω
α
= =
. Do đó
0
20 52
t
ω
α
′
;
3. Các kích thước của các bánh răng
Đường kính vòng chia :

1 1
2,5.35 87,5d mZ= = =
mm

2 2
2,5.70 175d mZ= = =
mm
Chiều rộng vành răng :

1
. 0,636.85 54

d
b d
ω ω
ψ
= = =
mm
V. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng :
[ ]
1
1
2 ( 1)
H
M H
H
H
Z Z Z
T K u
d b u
ε
ω ω
σ σ
±
= ≤
Trong đó :
Z
M
= 275 (MPa)
1/3
(hệ số kể đến cơ tính vật liệu)

Z
H
= 1,76 (tra bảng đối với răng trụ răng thẳng)
Ta có
4
4 1,6
1,6 0,894
3 3
Z
α
α ε
ε
ε
−
−
= ⇒ = = =
7

1
85d
ω
=
mm, T
1
=101793 N.mm

.
H H Hv
K K K
β

=
với
H
K
β
=1,01 và
1
1
1
2
H
Hv
H H
v b d
K
T K K
ω ω
β α
= +
,
0H H
a
v g v
u
ω
δ
=
. Tra bảng ta có :
H
δ

= 0,004 ;
0
g
= 47 ;
1 1
2,3
6000
d n
v
ω
π
= =
Suy ra :
132
0,004.47.2,3. 351
2
H
v = =
. Vậy
351.54.85
1 1,078
2.101793.1,01
Hv
K = + =


1,089
H
K⇒ =
Từ đó ta được :

[ ]
275.1,76.0,894 2.101793.1,089.(2 1)
399,5 427
85 54.2
H H
MPa MPa
σ σ
+
= = < =
(TM)
VI. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng :

[ ]
1
1 1 1
1
2
F F F Fv F
T
Y K K
b d m
β
ω ω
σ σ
= ≤
và
[ ]
2
2 1 2

1
F
F F F
F
Y
Y
σ σ σ
= ≤
.

Trong đó :

1F
Y
,
2F
Y
là các hệ số dạng răng, tra bảng ta có :
1F
Y
= 3,68 ;
2F
Y
= 3,55


1,05
F
K
β

=
(hệ số tập trung tải trọng)

Fv
K
là hệ số tải trọng động,
1
1
1
2
F
Fv
F
v b d
K
T K
ω ω
β
= +
. Với
0F F
a
v g v
u
ω
δ
=
Tra bảng ta có :
F
δ

= 0,011 ; g
0
= 47 Suy ra
132
0,011.47.2,3 9,66
2
F
v = =
Do đó
9,66.54.85
1 1,21
2.101793.1,05
Fv
K = + =
. Suy ra :

[ ]
1 1
2.101793
.3,68.1,05.1,21 82,95 261
54.85.2,5
F F
MPa
σ σ
= = < =
(thỏa mãn)

[ ]
2 2
3,55

82,95. 80,02 218
3,68
F F
MPa MPa
σ σ
= = < =
(thỏa mãn)
VII. Kiểm nghiệm răng về quá tải
Để tránh hiện tượng biến dạng dư và gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp
xúc cực đại
ax
( )
H m
σ
không vượt quá một giá trị cho phép :
8

[ ]
ax
ax
( )
H m H qt H
m
K
σ σ σ
= ≤
. Trong đó hệ số quá tải
axm
qt
T

K
T
=
Suy ra
[ ]
ax 2 ax
( ) 399,5 1,45 481,1 952
H m H m
MPa MPa
σ σ
= = < =
Để phòng biến dạng dư hoặc hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất
uốn cực đại
ax
( )
F m
σ
tại mặt lượn chân răng không vượt quá một giá trị cho
phép :

[ ]
ax
ax
( )
F m F qt F
m
K
σ σ σ
= ≤
Ta có :

[ ]
1 ax 1
ax
( ) 82,95.1,45 120,3 528
F m F
m
MPa MPa
σ σ
= = < =
(thỏa mãn)

[ ]
2 ax 2
ax
( ) 80,02.1,45 116,1 440
F m F
m
MPa MPa
σ σ
= = < =
(thỏa mãn)
VIII. Xác định các kích thước của bộ truyền bánh răng
Vì tính toán kiểm nghiệm các điều kiện bền của bánh răng đều thỏa
mãn nên ta có được các kích thước và thông số của bộ truyền bánh răng
như sau :
1. Khoảng cách trục :
132a
ω
=

mm
2. Mô đun :
2,5m =
mm
3. Chiều rộng vành răng :
54b
ω
=
mm
4. Tỉ số truyền :
2u =
5. Số răng của bánh răng :
1
35Z =
;
2
70Z =
6. Hệ số dịch chỉnh :
1
0,103x =
mm ;
2
0,203x =
mm
7. Đường kính chia :
1
87,5d =
mm ;
2
175d =

mm
8. Đường kính đỉnh răng:

1 1 1
2(1 ) 87,5 2(1 0,103 0,00567).2,5 93
a
d d x y m= + + − ∆ = + + − =
mm

2 2 2
2(1 ) 175 2(1 0,203 0,00567).2,5 181
a
d d x y m= + + − ∆ = + + − =
mm
9. Đường kính đáy răng:

1 1 1
(2,5 2 ) 87,5 (2,5 2.0,103).2,5 81,8
f
d d x m= − − = − − =
mm

2 2 2
(2,5 2 ) 175 (2,5 2.0,203).2,5 169,8
f
d d x m= − − = − − =
mm
10. Đường kính cơ sở:

0 0

1 1
. os20 87,5. os20 82,22
b
d d c c= = =
mm

0 0
2 2
. os20 175. os20 164,45
b
d d c c= = =
mm
9