Thiết kế máy cắt nhám bạc quy trình công nghệ gia công chi tiết sát si quả lô nhám và gối chỉnh quả lô nhám của máy 1

&

Đồ án tốt nghiệp

Công nghệ chế tạo máy

đề TàI
THIếT Kế máy cắt-nhám bạc
quy trình cơng nghệ gia cơng chi tiết sát si quả lô nhám
và gối chỉnh quả lô nhám của máy

Mục lục
Lời nói đầu
Chương 1: Thiết kế máy cắt – nhám bạc

1

1.1 Thiết kế động học

2

1.1.1 Nhiệm vụ của máy

2

1.1.2 Sơ đồ bố trí khơng gian của máy

2

1.1.3 Lưới đồ thị vịng quay
4

1.1.4 Xác định cơng suất, mơmen xoắn,
số vòng quay trên các trục
1.2 Thiết kế động lực học

6
8

1.2.1 Tính bộ truyền đai

8

1.2.2Tính bộ truyền bánh răng

9

1.2.3 Tính tốn thiết kế trục

26

1.3 Nguyên lý hoạt động của máy

35

Chương 2: Thiết kế quy trình cơng nghệ chế tạo chi
tiết sát si quả lơ nhám bạc
2.1 Phân tích chức năng, điều kiện làm việc của chi tiết

37

2.2 Phân tích tính cơng nghệ trong kết cấu chi tiết

38

2.3 Xác định dạng sản xuất

38

2.4 Xác định phương pháp chế tạo phôi

39

2.5 Thứ tự các nguyên công

41

2.5.1 Xác định đường lối công nghệ
2.5.2 Lập thứ tự các nguyên công chi tiết Sát si quả

41


Đồ án tốt nghiệp

&

Công nghệ chế tạo máy

lô nhám

41

2.5.3 Chọn máy và dao, sơ đồ định vị và kẹp
chặt từng ngun cơng

43

2.6 Tính tốn và tra lượng dư khi gia cơng
53
2.7 Tính và tra chế độ cắt cho các ngun công

58

2.7.1 Nguyên công II: Phay mặt A

58

2.7.2 Nguyên công III: Phay mặt B

59

2.7.3 Nguyên công IV: Phay mặt C

61

2.7.4 Nguyên công V: phay mặt trụ

63

2.7.5 Nguyên công VI : Phay mặt lắp ghép phía dưói

64

2.7.6 Ngun cơng VII : Phay 4 lắp ghép

65

2.7.7 Nguyên công VIII: Phay mặt đầu trong của
trụ f60 phía bên phải

67

2.7.8 Ngun cơng IX: Phay mặt đầu trong của
trụ f60 phía bên trái

68

2.7.9 Ngun cơng X : Khoan 3f15

69

2.7.10 Nguyên công XI : Khoét doaf42

70

2.7.11 Nguyên công XII : Phay mặy rãnh

73

2.7.12 Nguyên công XIII : Phay mặt phía trong
vng góc với rãnh

75

2.7.13 Ngun cơng XIV : Khoan bốn lỗ f5

76

2.7.14 Nguyên công XV : khoan bốn lỗ f7

77

2.8 Tính thời gian gia cơng cơ bản
cho tất cả các ngun cơng

78

2.9 Tính và thiết kế đồ gá ngun cơng VIII

87

2.9.1 Xác định kích thước máy

87

2.9.2 Phương pháp định vị

87


Đồ án tốt nghiệp

&

Công nghệ chế tạo máy

2.9.3 Xác định phương chiều, điểm đặt
lực của lực cắt và lực kẹp chặt

90

2.9.4 Tính sai số chế tạo cho phép của đồ gá

92

Chương 3: Thiết kế quy trình cơng nghệ chế tạo chi
tiết gối quả lơ lơ nhám

93

3.1 Phân tích chức năng, điều kiện làm việc của chi tiết

93

3.2 Phân tích tính công nghệ trong kết cấu chi tiết

94

3.3 xác định dạng sản xuất

94

3.4 Xác định phương pháp chế tạo phôi

95

3.5 thứ tự các nguyên công

97

3.5.1 Xác định đường lối công nghệ

97

3.5.2 Lập thứ tự các ngun cơng chi tiết
gối ngồi máy cắt bạc

97

3.5.3 Chọn máy, chọn dao và sơ đồ định vị
và kẹp chặt từng ngun cơng

98

3.6 tính tốn và tra lượng dư khi gia cơng

107

3.7 tính và tra chế độ cắt cho các ngun cơng

109

3.8 Tính thời gian gia cơng cơ bản cho tất
cả các ngun cơng

121

3.9 Tính và thiết kế đồ gá ngun cơng XVIII

127

3.9.1 Xác định kích thước máy

127

3.9.2 Phương pháp định vị

127

3.9.3 Xác định phương chiều, điểm đặt lực
của lực cắt và lực kẹp chặt

127

3.9.4 Tính sai số chế tạo cho phép của đồ gá CT

130

Lời kết

134

Tài liệu tham khảo

135


&

Đồ án tốt nghiệp

Cơng nghệ chế tạo máy

Lời nói đầu
Cơng nghệ chế tạo máy là một ngành then chốt, nó đóng vai trị
quyết định trong sự nghiệp cơng nghiệp hố hiện đại hố đất nước.
Nhiệm vụ của cơng nghệ chế tạo máy là chế tạo ra các sản phẩm cơ khí
cho mọi lĩnh vực của nghành kinh tế quốc dân, việc phát triển ngành
công nghệ chế tạo máy đang là mối quan tâm đặc biệt của Đảng và nhà
nước ta.
Phát triển ngành công nghệ chế tạo máy phải được tiến hành đồng
thời với việc phát triển nguồn nhân lực và đầu tư các trang bị hiện đại.
Việc phát triển nguồn nhân lực là nhiệm vụ trọng tâm của các trường
đại học.
Hiện nay trong các ngành kinh tế nói chung và ngành cơ khí nói
riêng địi hỏi kĩ sư cơ khí và cán bộ kĩ thuật cơ khí được đào tạo ra phải
có kiến thức cơ bản tương đối rộng, đồng thời phải biết vận dụng những
kiến thức đó để giải quyết những vấn đề cụ thể thường gặp trong sản
xuất.
Môn học cơng nghệ chế tạo máy có vị trí quan trọng trong chương
trình đào tạo kĩ sư và cán bộ kĩ thuật về thiết kế, chế tạo các loại máy

và các thiết bị cơ khí phục vụ các ngành kinh tế như công nghiệp, nông
nghiệp, giao thông vận tải, điện lực ...vv
Sau một thời gian tìm hiểu và với sự chỉ bảo nhiệt tình của thầy
giáo
Nguyễn Hiệp Cường đến nay Em đã hồn thành đồ án tốt nghiệp cơng
nghệ chế tạo máy. Trong q trình thiết kế và tính tốn tất nhiên sẽ có
những sai sót do thiếu thực tế và kinh nghiệm thiết kế, em rất mong
được sự chỉ bảo của các thầy cô giáo trong bộ môn công nghệ chế tạo
máy và sự đóng góp ý kiến của các bạn để lần thiết kế sau và trong thực
tế sau này được hoàn thiện hơn .


Đồ án tốt nghiệp

Em xin chân thành cảm ơn.

&

Công nghệ chế tạo máy


&

Đồ án tốt nghiệp

Công nghệ chế tạo máy

Chương 1
thiết kế máy cắt – nhám bạc
1.1 Thiết kế động học

1.1.1 Nhiệm vụ của máy:
Máy cắt - nhám bạc có nhiệm vụ tạo nhám, in lôgô lên giấy bạc
trong bao thuốc lá và cắt đúng kích thước theo yêu cầu của sản phẩm.
Sản phẩm giấy bạc sau khi hoàn thành phải đảm bảo các yêu cầu:
- Nhám trên giấy bạc phải sắc nét, khơng có vết xước
- Giấy bạc có vết cắt hằn trên giấy không đứt cách vết cắt đứt
50 mm
- Lơgơ được in chính giữa theo chiều rộng của giấy và cách vết cắt
đứt 25 mm
1.1.2 Sơ đồ bố trí không gian của máy
Xuất phát từ yêu cầu của sản phẩm là được tạo nhám và giấy bạc
được chia ra hai phần trong đó có một phần in lơgơ của hãng sản xuất.
Cho nên ta có thể tạo nhám cho giấy bạc trên một máy sau đó rồi mới
in lơgơ và cắt trên máy khác. Làm như thế sẽ rất phức tạp và việc căn
chỉnh giấy bạc thực hiện hai lần, trong q trình đem đi cắt có thể làm
hỏng nhám. Làm theo phương án này không năng suất, tốn nhân cơng,
tốn thời gian căn chỉnh máy. Trong khi đó máy tạo nhám và cắt cho
giấy bạc chỉ làm việc với điều kiện tải trọng nhỏ độ rung động nhỏ.
Không gian làm việc của máy khơng địi hỏi lớn, do đó ta có thể kết
hợp việc tạo nhám, in lơgơ và cắt giấy bạc trong một máy.
Máy sẽ gồm hai cụm: cụm tạo nhám đồng thời trên quả lô tạo nhám
có in lơgơ của sản phẩm, và cụm cắt giấy trong đó có quả lơ dao cắt
gồm hai lưỡi dao có nhiệm vụ cắt đứt từng sản phẩm và chia giấy bạc ra


&

Đồ án tốt nghiệp

Công nghệ chế tạo máy

làm hai phần trong đó có phần in lơgơ của hãng sản xuất. Hai cụm này
sẽ được nối với nhau bẵng xích động cứng đảm bảo cho việc căn chỉnh
lôgô theo đúng vị trí cần thiết.
Do máy chỉ có nhiệm vụ tạo nhám và cắt giấy bạc, trong đó việc tạo
nhám cho giấy bạc địi hỏi có độ nhám đều và cắt đúng vị trí do đó khi
muốn thay đổi tốc độ của máy phải thay đổi từ từ tránh rung động ảnh
hưởng đến việc tạo nhám, vì vậy việc thay đổi tốc độ của máy ta dùng
biến tần điện để thay đổi trực tiếp tốc độ ở động cơ còn bộ truyền trong
máy chỉ cần một cấp tốc độ và được truyền động từ động cơ thông qua
hộp giảm tốc một cấp và truyền ra trục chính, trục quả lơ nhám, trục
quả lô cắt với cùng một tốc độ quay thông qua bộ truyền bao gồm bộ
các bộ truyền đai răng và các bộ truyền bánh răng, các bộ truyền này
chỉ có tác dụng là dẫn chuyển động đến các trục chứ khơng làm nhiệm
vụ thay đổi tỉ số truyền.
Ta có sơ b trớ khụng gian s b nh sau:
Bánh răng
trung gian

Bánh răng
quả lô nhám

Bộ truyền
đai
Bánh răng
quả lô dao cắt

Bánh răng
trục chính

Bánh răng
trung gian
Bộ truyền
đai

Động
cơ

Hộp giảm
tốc


&

Đồ án tốt nghiệp

Công nghệ chế tạo máy

1.1.3 Lưới đồ thị vòng quay
Từ đồ thị vòng quay sẽ cho ta các tỷ số truyền của các bộ truyền và
từ đó ta có thể đi tính tốn được số răng của các bánh răng trong máy
cắt – nhám bạc. Thế nhưng để có thể vẽ được đồ thị vịng quay trước
tiên ta phải xác định được số vòng quay của trục động cơ lắp trên máy.
Đối với máy tương tự trong dây truyền sản xuất thuốc lá sử dụng động
cơ cho phần cắt - nhám bạc có cơng suất là N = 0,25 ( Kw ) và số vòng
quay là: n =1400 ( vg/ph ) do đó ta cũng chọn động cơ có cơng suất và
số vịng quay như vậy để đi tính tốn những bước tiếp theo.
Để truyền động từ trục động cơ lên trục đầu tiên của trục chính
của máy thì thơng qua hộp giảm tốc trục vít – bánh vít ta sử dụng bộ
truyền đai. Nếu như sử dụng bộ truyền đai dẹt hoặc đai thang thì ta sẽ

gặp phải khó khăn trong việc căng đai, nối đai và có sự trượt giữa đai
và bánh đai nên ở đây ta dùng bộ truyền đai răng. Điều ta mong muốn ở
đây là bộ truyền có tỷ số truyền khơng đổi.
Do yêu cầu của trục làm việc có tốc độ n = 147 vịng/phút
Để đơn giản trong việc tính tốn các nhóm truyền sau này và việc
thiết kế kết cấu nhỏ gọn cho các bộ truyền ta sẽ chọn no = 147 (vg/ph)
và tỷ số truyền chính xác của hộp giảm tốc sẽ là:
iHGT = ndc  1400  9,5
n0

147

Vì tỷ số truyền i = 9,5 nên ta chọn hộp giảm tốc trục vít – bánh vít
ta có iHGT = Z bv  38  9,5
Z tv

4

Từ những tính tốn và lý luận trên đây ta vẽ được đồ thị vịng quay
như hình sau


&

Đồ án tốt nghiệp

Cơng nghệ chế tạo máy

n®c=1400v/ph

i

n®c=1400v/ph

i

HGT

HGT

Trơc I
i
i

Trơc I

1

Trơc II

2

i

i

1

i

4

Trục II

Trục III

Trục V
i

3

n =147v/ph

Trục IV

5

n =147v/ph

Trục VI

Cụm nhám bạc

Cụm cắt bạc

S vũng quay kt hp ca c cm nhám bạc và cắt bạc:
n®c=1400v/ph

i HGT
Trơc I

i1
i2
Trơc III
Trơc IV

Trơc II

i4
i3

Trơc V
i5
Trục VI

n =147v/ph

Cụm cắt-nhám bạc
Ta cú s vũng quay ca trục chính:
n0 = nđc.iHGT.iđ =1400. 38 .1 = 147 vịng/phút
4

Tỷ số truyền cho các nhóm: chọn j = 1,26 theo giáo trình thiết kế
máy
Nhóm 1 i1 = j0
Nhóm 2 i2 = 1/j

Nhóm 3 i3 = j

Nhóm 4 i4 = j0

Nhóm 5 i5 = j0

*Tính số răng của các bánh răng:
Nhóm 1: bộ truyền đai răng i1=j0 = 1


&

Đồ án tốt nghiệp

Cơng nghệ chế tạo máy

Z
Nhóm 2: i2 = 1 = 1 = 22 = 2'



1,26

37

Z2

Z
Nhóm 3: i3 = j = 1,26 = 37 = 3'

22

Z3

Nhóm 4: bộ truyền đai răng i4=j0 = 1
Nhóm 5: i5 = j0 = 1 = Z 5'
Z5

Ta có sơ đồ bố trí khụng gian ca mỏy nh sau:
Z40

Z40

Puly

Puly

Z22

Puly
Z37

Z22

Puly

ĐC

HGT
trục vít
bánh vít

1.1.4 Xỏc nh cơng suất, mơmen xoắn, số vịng quay trên các trục
Tra Bảng 2.3 (Trang 19 - Tập 1: Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ

khí), ta được các giá trị hiệu suất ứng với mỗi chi tiết như sau:
hôl= 0,99; hbr= 0,98; hbr-tv= 0,92 ; hđ= 0,96.
η ol  0,99
η  0,98
 br

η d  0,96
η br - tv  0,92

Đầu ra HGT η1  η br -tv .η 2æl = 0,92.0,992 = 0,9
Trục chính η 2  η d .η1 = 0,9.0,96 = 0,87

1


&

Đồ án tốt nghiệp

Công nghệ chế tạo máy

Trục trung gian cụm cắt bạc:
η 3  η 2 η br η æl = 0,87.0,98.0,99 = 0,84

Trục quả lô cắt bạc:
η 4  η 3 η br η æl = 0,84.0,98.0,99 = 0,82

Trục trung gian cụm nhám bạc:
η 5  η 2 η d η br η æl = 0,9.0,96.0,98.0,99 = 0,84

Trục quả lô nhám bạc:
η 6  η 5 η br η ỉl = 0,84.0,98.0,99 = 0,81

* Ta có cơng suất trên các trục lần lượt được xác định như sau :
P1 = Pmax.h2 = 0,25.0,9 = 0,23 (kW)
P2 = P1.h2 = 0,23.0,87 = 0,2 (kW)
P3 = P2.h3l= 0,2. 0,84 = 0,17 (kW)
P4 = P3.br.h4= 0,17.0,82 = 0,14 (kW)
P5 = P2.h5= 0,2.0,84 = 0,17 (kW)
P6 = P5.h6= 0,17.0,81 = 0,14 (kW)
* Số vòng quay trên các trục lần lượt như sau:
n1 = ndc  1400  147 (vg/ph);
U HGT

9,5

Tỷ số truyền trên các truc đều bằng 1 nên ta có:
n1 = n2 = n3 = n4 = n5 = n6 = 147 (vịng/phút)
Cịn giá trị Mơ men được xác định như sau:
Ti  9,55.106.

Pi
(N. mm).
n

Tđc = 9,55. 106. Pdc  9,55.10 6. 0,25  1705 (N.mm).
ndc

1400

T1 = 9,55. 106. P1  9,55.10 6. 0,23  14942 (N.mm).
n1

147

T2 = 9,55. 106. P2  9,55.10 6. 0,2  12993 (N. mm).
n2

147

1


&

Đồ án tốt nghiệp

Công nghệ chế tạo máy

T3 = 9,55. 106. P3  9,55.10 6. 0,17  11044 (N. mm).
n3

147

T4 = 9,55. 106. P4  9,55.10 6. 0,14  9095 (N. mm).
n4

147

T5 = 9,55. 106. P5  9,55.10 6. 0,17  11044 (N. mm).

n5

147

T6 = 9,55. 106. P6  9,55.10 6. 0,14  9095 (N. mm).
n6

147

Bảng kết quả tính cơng suất, mơ men xoắn, số vịng quay trên các trục:
Số tt

ni ( v/ ph)

Ni (kw)

Ti = 9,55 . 106 ´ Ni/ ni

1400

0,25

1705

1

147

0,23

14942

2

147

0,2

12993

3

147

0,17

11044

4

147

0,14

9095

5

147

0,17

11044

6

147

0,14

9095

1.2 Thiết kế động lực học
1.2.1 Tính bộ truyền đai
Xác định môđun và chiều rộng đai
Môđun được xác định theo cơng thức:
m  35.3

p1
n1

Trong đó :
P1 là cơng suất trên bánh đai chủ động, kw;
N1 số vòng quay của bánh đai chủ động, vg/ph;
P1= pđc. hgt= 0.25.0.992.0,90 = 0.22
n = nđc.igt =1400.4/38 = 147(vp/ph)

1

&

Đồ án tốt nghiệp
m  35.3

Công nghệ chế tạo máy

0.22
4
147

Chiều rộng đai: b = đ.m
đ = 6…9
Tra bảng 4.27 sách TTTK hệ dẫn động cơ khí tập 1 có b = 25 mm
*sác định các thông số của bộ truyền:
Số răng Z1 của đai nhỏ được xác định băng cách tra bảng 4.29 ách
tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1
Ta có Z1=24 răng
Z2=Z1.i= 24 răng
amin  a ≤ amax

Khoảng cánh trục a có :

với: amin=0,5.m.(Z1+Z2)+2.m=104mm
amax=0,5.m.(Z1+Z2) = 384mm

chọn a=380mm

số răng đai Zđ
Zđ = 2.a/p + (Z1+Z2)/2 + (Z1-Z2)2.p/40a =83,84

Zđ = 84
1.2.2 Tính bộ truyền bánh răng
Tính tốn bộ truyền bánh răng ở cụm cắt bạc: Ta tính bộ truyền
bánh răng nghiêng từ trục chính đến trục trung gian với các thơng số đã
được tính tốn trong phần động học như sau:
Bánh nhỏ Z1 = 22

;

Bánh lớn Z2 = 37

Số vịng quay trục chính n = 147vg/ph
Cơng suất vào: P = 0,23 kw
Ta có tỷ số truyền là: u = Z1/Z2 =1,68
1.Chọn vật liệu.
Bánh nhỏ: Chọn vật liệu là thép C45 tiến hành tôi cải thiện sau khi
gia cơng có các thơng số kỹ thuật (độ cứng,giới hạn bền và giới hạn bền
chảy) lần lượt như sau:

1


&

Đồ án tốt nghiệp

Công nghệ chế tạo máy

b1 = 850 MPa ; ch 1 = 580 Mpa
Chọn độ cứng của bánh răng 1 là HB1 = 250.

Bánh lớn: Chọn vật liệu là thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau
khi gia cơng có các thơng số kỹ thuật (độ cứng, giới hạn bền và giới
hạn bền chảy) lần lượt như sau:
b2 = 750 MPa ;

ch2 = 450 Mpa

Chọn độ cứng của bánh răng 2 là: HB2 = 190
2. Xác định ứng suất tiếp xúc [H] và ứng suất uấn [f] cho phép.
a. ứng suất tiếp xúc cho phép được xác đinh bởi công thức như sau:

 H   H lim
Trong đó:

SH .Z R .Z V .K L .K xH

- SH là hệ số an toàn.

- ZR là hệ số xét đén ảnh hưởng của độ nhám bề mặt.
- ZV là hệ số xét đén ảnh hưởng của vận tốc vòng.
- ZL là hệ số xét đén ảnh hưởng của bôi trơn.
- KxH là hệ số xét đén ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
Chọn sơ bộ ZR.ZV.KLKxH = 1

  H   H lim / SH

Do giới hạn bền mỏi tiêp xúc ứng với chu kỳ chịu tải NHE được xác
định như sau:

 H lim   oH lim .K HL

Trong đó: -  H lim là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng.
- KHL là hệ số xét đến ảnh hưởng của chu kỳ làm việc.
Theo Bảng 6.2 (Trang 94-Tập 1: Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí)
ta cơng thức xác định SH và  H lim như sau:  H lim = 2.HB + 70 ; SH = 1,1
Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng
lớn như sau:
H lim1 = 2.HB1 + 70 = 2.220 + 70 = 510 (Mpa).
H lim2 = 2.HB2 + 70 = 2.190+ 70 = 450 (Mpa).
Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng được xác định như sau:
KHL=

6

N HO N HE

1


&

Đồ án tốt nghiệp

Công nghệ chế tạo máy

Số chu kỳ cơ sở NHO được xác định bởi công thức như sau:
NHO = 30.HB2,4
N HO1  30.HB12,4  30.2502,4  1,7.107
 
N HO2  30.HB12,4  30.2002,4  107

Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương NHE của bánh răng
nghiêng được xác định như sau:

N HE  60.c. Ti / Tmax  H .t i .n i
m

Trong đó:
- c là số lần ăn khớp trong một vòng quay. Nên ta có c =1.
- Ti là mơmen 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 là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.
- mH là bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc ở đây mH = 3.
Vậy với bánh răng lớn ta có: N HE2  60.c. Ti / Tmax 3 .t i .n i
Tiến hành thay thế các giá trị bằng số ta có.
3
 4
N HE 2  60.1.147 / 1,68.12000.13  (0,8) 3 .   4,3.10 7  N HO 2  10 7
8
 8

Ta có :

N HE1  N HE2 .U 1 
  K HL  1
N HE2  N HO1 

Thay số vào ta sẽ xác định được ứng suất cho phép của bánh răng
như sau:

 H 1   H lim1 .K HL



510.1
 463,6 (MPa).
1,1

 H 2   H lim 2 .K HL



450.1
 409 (MPa)
1,1

o

SH

o

SH

Nhưng ứng suất cho phép dùng để tính tốn cho hệ chuyển động
răng nghiêng là giá trị nhỏ nhất trong các giá trị sau:
 H  1,18. min  H 1 ,  H 2   1,18.409  482,6MPa 

[H]=436 (MPa)


1














.




0
,
5
.
463
,
6

409


436
,
3
MPa
H 1
H 2
 H
2

b. ứng suất tiếp uốn cho phép được xác đinh bởi công thức như sau:

1


&

Đồ án tốt nghiệp

Công nghệ chế tạo máy

 F   F lim .YR .YS.K xF / SF .
Trong đó:
- [Flim] là giới hạn bền mỏi uốn ứng với chu kỳ chịu tải NEF.
- SF là hệ số an toàn lấy bằng 1,7 do bề mặt được tôi cải thiện.
- YS=1,08–0,16.lgm là hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước
răng.
- YR 1 là hệ số xét đén ảnh hưởng độ nhám mặt lượn chân rằng.
- KxF là hệ số xét đén ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
Chọn sơ bộ YR.YS.KxF = 1

  F   F lim / SF

Do giới hạn bền mỏi tiêp xúc ứng với chu kỳ chịu tải NHE được xác
định như sau:

 F lim   oF lim .K FL

Trong đó:
-  F lim là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng.
- KFL là hệ số xét đến ảnh hưởng của chu kỳ làm việc.
Theo Bảng 6.2 (Trang 94-Tập 1: Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí)
ta có công thức xác định SF và  H lim như sau:  F lim = 1,8HB và SF =1,75.
Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng
lớn như sau:
F lim1 = 1,8.HB1 = 1,8.250 = 450 (Mpa)
F lim2 = 1,8.HB2 = 1,8.220 = 396 (Mpa)
Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng nghiêng được xác định như sau:
KFL=

6

N FO N FE

Mà số chu kỳ cơ sở NFO = 6.106 được xác định cho mọi loại thép.
Cịn số chu kì thay đổi ứng suất tương đương NFE được xác định:
N FE  60.c. Ti / Tmax  F .t i .n i
m

Trong đó:
- c là số lần ăn khớp trong một vòng quay. Nên ta có c =1.

- Ti là mơmen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét.

1


&

Đồ án tốt nghiệp

Công nghệ chế tạo máy

- ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét.
- ti là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.
- mF là bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn ở đây mF = 6.
Vậy với bánh lớn (Lắp trên trục trung gian) ta có:
N FE2  60.c. Ti / Tmax  .t i .n i
6

Tiến hành thay số vào các giá trị trong cơng thức ta có:
N FE  60.1.

Ta có :

147
3
 4
.12000.16  (0,8) 6 .   3,8.10 7  N FO 2  0,6.10 7
1,68
8
 8

N FE1  N FE2 .U 1 
  K FL  1
N FE2  N FO1 

Thay số vào ta sẽ xác định được ứng suất cho phép của bánh răng
như sau:

 F 1   F lim 1.K FL
o

SF

 F 2   F lim 2 .K FL
o

SF



450.1
 257,14 (MPa)
1,75



396.1
 226,29 (MPa)
1,75

3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Công thức xác định khoảng cách trục a của bộ truyền bánh răng
trụ răng thẳng bằng thép ăn khớp ngoài như sau:
a1  43. (u1 + 1)

3

T1 .K H .K Hv .K H

 H 2 .u1 . a

(mm)

Trong đó: - T1� là mômen xoắn trên trục bánh chủ động (là trục II)
- Ya = b/a1 = 0,4 là hệ số chiều rộng bánh răng.
- KH là hệ số tập trung tải trọng.
- KHv là hệ số tải trọng động.
- KH là hệ số phân bố không đều tải trọng giữa các răng.
- u1 là tỉ số truyền của cặp bánh răng ta đang xét.
ở đây ta đã có:
- T1 = 12993 (N.mm).

1


&

Đồ án tốt nghiệp

Công nghệ chế tạo máy

- u1 = 1.68; a = 0,3 và [] = 490,9 (MPa)
- Yd = 0,5.Ya .(u+1) = 0,5.0,3.(4+1) = 0,75
Tra Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1: Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ
khí) ta có KH = 1,1075 (Sơ đồ 3).
- Chọn sơ bộ KHv = KH = 1.
.1.1
 a1  43.(1.68+1) 3 12993.1,1075
 61.4 (mm)
2
0,3.436 .1,68

Vậy ta có a1 = 61,4 (mm).
4. Xác định các thông số ăn khớp của bánh răng nghiêng là:
Ta chọn môđun của bánh răng là m = 2
Ta có số răng trên các bánh răng (theo phần trên) là:
Bánh nhỏ Z1 = 22
Bánh lớn Z2 = 37
 = arccos[(m.Zt)/(2.a)] = arccos[(2.59/(2.61,4)] = 1605’
5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện H  [H] = 436 (MPa).
Do H = Z M .Z H Z  2.T1 .K H .(U nh  1) ;
d1

b  .U nh

Trong đó : - ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu;
- ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc;
- Z : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;
- KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc;

với KH= KH.KHV. KH.
- b : Chiều rộng vành răng.
- d1 : Đường kính vịng chia của bánh chủ động.
Ta đã tính được các thơng số:
- T1 = 12993 (N.mm)

và b = 11 mm .

- d1 = 2.a/(u+1) = 2.61,4/(37/22+1) = 45,76(mm).

1


&

Đồ án tốt nghiệp

Công nghệ chế tạo máy

- ZM = 274 Mpa1/3Vì bánh răng là thép tra Bảng 6.5(Trang 96-Tập
1)
- ZH =

2 cos 

sin 2 tw

2. cos16,07 0
 1,7
sin 41,49 �

(t = actg(tg/cos) 20,745 o
- Z = 1 /    1 / 1,584  0,795 .
=[1,88–3,2(1/Z1+1/Z2)].cos=[1,88–3,2(1/22+1/37)].cos16,070=1,584
Do vận tốc bánh dẫn: v =  .d 1 .n1  3,14.45,76.147  0,3522 m/s < 4 m/s
60000

60000

Tra Bảng 6.13 (Trang 106-Tập 1:Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí)
ta được cấp chính xác động học là 9 tra Bảng 6.14 (Trang 107-Tập
1:Tính tốn...) ta xác định được : KH = 1,13.
 H .b .d 1
0,31.11.45,76

 K Hv  1  2.T .K .K  1  2.12993.1,1075.1,13  1,005
1
H
H
Còn 
   .g .v. a  0,002.73.0,3522. 61,4  0,31
H
o
 H
u
1,68


Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:TTTK hệ dẫn động cơ khí)  dH = 0,002
Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:TTTK hệ dẫn động cơ khí)  go = 73

Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:TTTK hệ dẫn động cơ khí)  KH = 1,1075
 KH = KH.KHV. KH =1,1075.1,005. 1,13 = 1,26
Thay số : H = 274.1,7.0,795 2.12993.1,26.(1,68  1)  400 (Mpa)
61,4

11.1,68

Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [H] = [H]. ZRZVKxH.
Với v =0,3522 m/s  ZV = 1 (vì v < 5m/s ), Với cấp chính xác động
học là 9, chọn mức chính xác tiếp xúc là 9. Khi đó cần gia cơng đạt độ
nhám là Ra = 1040 mm. Do đó ZR = 0,9 với da< 700mm  KxH = 1.
 [H] = 436.1.0,95.1 = 414 MPa
Nhận thấy rằng H = 400 (MPa) < [H] = 414 (MPa) do đó bánh
răng nghiêng ta tính tốn đã đáp ứng được điều kiện bền do tiếp xúc.

1


&

Đồ án tốt nghiệp

Công nghệ chế tạo máy

6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Để bảo đảm bánh răng trong q trình làm việc khơng bị gãy răng
thì ứng suất uốn tác dụng lên bánh răng F phải nhỏ hơn giá trị ứng suất
uốn cho phép [F] hay: F  [F].
Mà  F1 

2.T1 .K F .K Fv .YF1
b  .d1 .m

cịn F2 = F1 . YF2 / YF1

Trong đó : - T1 : Mômen xoắn tác dụng trên trục chủ động.
- KF : Hệ số tập trung tải trọng.
- KFv : Hệ số tải trọng động
- YF : Hệ số dạng răng.
- b : Chiều rộng vành răng.
- d1 : Đường kính vịng chia của bánh chủ động.
Z td 1  Z 1 /(cos  ) 3  24,79  YF 1  3,9

Do 

Z td 2  Z 2 /(cos  ) 3  41.69  YF 2  3,7

Bảng6.18(Tập1:TTTKHDĐCK)

 F .b .d 1
1,25.11.61,4

 K Fv  1  2.T .K .K  1  2.12993.1,2225.1,37  1,019
1
F
F
Còn 
   .g .v. a  0,006.73.0,472. 61,4  1,25
F
o

 F
u
1,68


Vận tốc bánh dẫn : v =  .d 1 .n1  3,14.61,4.147  0,472 (m/s) < 4 (m/s)
60000

60000

Tra Bảng 6.13 (Trang 106-Tập 1:Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ
khí) ta có cấp chính xác động học 9. Tra Bảng 6.14 (Trang 107-Tập 1:
TTTKHDĐCK) ta được KF =1,37
Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1: TTTKHDĐCK) dF = 0,006
Bảng 6.16(Trang 107-Tập 1: TTTKHDĐCK) go = 73
Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1: TTTKHDĐCK) KF = 1,2225
 KF = KF KF KFv = 1,37.1,2225.1,019 = 1,706
-  = 1,4  Y = 1/ = 0,714

2


&

Đồ án tốt nghiệp

Công nghệ chế tạo máy

-  =16,070  Y = 1 - /140 = 0,885
Vậy ta có:

 F1 

2.T1 .K F .Y .Y .YF 1
b .d 1 .m



2.12993.1,706.0,714.0,885.3,9
 108,52 (MPa)
11.45,76.2

 F2 = F1 . YF2 / YF1 = 108,52.3,7/3,9 = 102,9 (MPa)
Do ứng suất uốn thực tế bánh răng có thể chịu được xác định như :
[F1]= [F1].YS .YxF.YR

và [F2]= [F2].YS .YxF. YR.

Với m =2 mm YS = 1,08 – 0,0695.Ln(2)1. Còn YR =1 và KxF =
1:
 [F1] = [F1].1.1.1 = 257,14 MPa.
 [F2] = [F2].1.1.1 = 226,29 MPa.
Nhận thấy rằng cả hai bánh răng đều đáp ứng được điều kiện bền
uốn vì :

 F 1  108,52MPa   F 1  257,14MPa 

 F 2  102,9MPa   F 1  226,29MPa 

Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính tốn được ở trên hoàn toàn
đảm bảo được rằng bộ truyền cấp nhanh làm an tồn.

* Thơng số cơ bản của cặp bánh răng :
- Khoảng cách trục:

a = 61,4 mm.

- Môđun pháp bánh răng:

m = 2 mm.

- Chiều rộng bánh răng:

b = 11 mm.

- Số răng bánh răng:

Z1 = 22 và Z2 = 37.

- Góc nghiêng của răng:

 = 16,070.

- Góc prơfin gốc :

 = 20.

- Góc ăn khớp:

t = t = arctg(tg/cos) = 20,7450.

- Đường kính chia : d1 = m.Z1/cos = 2.22/cos16,07 = 45,76 mm

d2 = m.Z2/cos =2.37/cos16,07 = 76,96 mm
- Đường kính đỉnh răng : da1 = d1 + 2.m = 45,76 + 2.2 = 49,76 mm
da2 = d2 + 2.m = 76,96 + 2.2 = 80,96 mm

2


&

Đồ án tốt nghiệp

Cơng nghệ chế tạo máy

- Đường kính đáy răng: df1 = d1 – 2,5. m=45,76 - 2,5.2 = 40,76
mm
df2 = d2 - 2,5.m = 76,96 - 2,5.2 = 71,96 mm
Tính tốn bộ truyền bánh răng ở cụm nhám bạc: Ta tính bộ truyền
bánh răng thẳng từ trục trung gian đén trục quả lô nhám với các thông
số đã được tính tốn trong phần động học như sau:
Bánh trung gian Z1 = 40
Bánh quả lô nhám Z2 = 40
Số vịng quay trục chính n = 147vg/ph
Cơng st vào: P = 0,17 kw
Ta có tỷ số truyền là: u = Z2/Z1 = 1
1.Chọn vật liệu.
Vật liệu làm bánh răng đáp ứng các đòi hỏi sau:
- Vật liệu làm bánh răng phải thoả mãn các yêu cầu về độ bền bề
mặt để tránh hiện tượng gẫy răng, mài mòn, … và độ bền uốn trong quá
trình làm việc. Cho nên vật liệu làm bánh răng thường là thép có chế độ
nhiệt luyện hợp lý hoặc được làm bằng gang hay các vật liệu không kim

loại khác.
- Theo yêu cầu ở phần động học thì bộ truyền bánh răng thẳng phải
truyền được cơng suất tối đa chính là cơng suất truyền lớn nhất của trục
chính là 0,23 (kW) và có tỷ số truyền bằng 1 ứng với chế độ chế dộ làm
việc không thay đổi cho nên vật liệu làm bánh răng thuộc nhóm 0 có độ
cứng đạt HB  350.
- Để đảm bảo chỉ tiêu kinh tế ta phải chọn vật liệu và phương pháp
gia công hợp lý để cho cặp bánh răng có thời gian sử dụng khơng được
chênh lệch nhau không quá nhiều.
Căn cứ vào các tiêu chuẩn đó và Bảng 6.1 (Trang 92-Tập 1:Tính
tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta xác định sơ bộ vật liệu làm cặp
bánh răng như sau:

2


&

Đồ án tốt nghiệp

Công nghệ chế tạo máy

Bánh chủ động trên trục trung gian chọn vật liệu thép C45 và chế độ
nhiệt luyện là tiến hành tôi cải thiện sau khi gia cơng có các thơng số
kỹ thuật (độ cứng,giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần lượt như sau:
HB = 241  285;

b1 = 850 MPa ; ch 1 = 580 Mpa

Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 1 là HB1 = 250.

Bánh bị động trên trục quả lô nhám: chọn vật liệu thép C45 cũng
tiến hành tơi cải thiện sau khi gia cơng có các thơng số về vật liệu (độ
cứng, giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần lượt như sau:
HB = 192  240;

b2 = 750 MPa ; ch2 = 450 Mpa

Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 2 là: HB2 = 200.
2. Xác định ứng suất tiếp xúc [H] và ứng suất uốn [f] cho phép.
a. ứng suất tiếp xúc cho phép được xác đinh bởi công thức như sau:

 H   H lim

SH .Z R .Z V .K L .K xH .

Trong đó: - SH là hệ số an toàn.
- ZR là hệ số xét đén ảnh hưởng của độ nhám bề mặt.
- ZV là hệ số xét đén ảnh hưởng của vận tốc vòng.
- ZL là hệ số xét đén ảnh hưởng của bôi trơn.
- KxH là hệ số xét đén ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
Chọn sơ bộ ZR.ZV.KLKxH = 1 nên ta có  H   H lim / SH
Do giới hạn bền mỏi tiếp xúc ứng với chu kỳ chịu tải NHE được xác
định như sau:

 H lim   oH lim .K HL

Trong đó: -  H lim là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng.
- KHL là hệ số xét đến ảnh hưởng của chu kỳ làm việc.
Theo Bảng 6.2 (Trang 94 - Tập 1: Tính tốn thiết kế hệ thơng dẫn
động cơ khí) ta có cơng thức xác định  H lim và SH như sau:

 H lim = 2.HB + 70 (MPa) còn SH = 1,1.

Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của hai bánh răng nhỏ như sau:
H lim1 = 2.HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 (Mpa).

2


&

Đồ án tốt nghiệp

Công nghệ chế tạo máy

H lim2 = 2.HB2 + 70 = 2.200 + 70 = 470 (Mpa).
Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng được xác định như sau:
KHL=

6

N HO N HE

Số chu kỳ cơ sở NHO được xác định bởi công thức: NHO = 30.HB2,4
N
 30.HB12, 4  30.250 2, 4  1,7.10 7
  HO1
2, 4
2, 4
7
 N HO1  30.HB1

 30.200

 10

Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương NHE được xác định như
N HE  60.ci . Ti / Tmax  .t i .ni

sau:

3

Trong đó:- c là số lần ăn khớp trong một vịng quay. Nên ta có c =
1.
- 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 là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.
Vậy với bánh trung gian ta có:

N HE2  60.ci . Ti / Tmax  .t i .n i .
3

Thay số vào các giá trị tương ứng của công thức ta có:
3
 4
N HE 2  60.1.147.12000.13  (0,8) 3 .   7,3.10 7  N HO 2  10 7
8
 8

Ta lại có :

N HE1  N HE2 .U 1 
  K HL  1
N HE2  N HO1 

Thay số vào ta sẽ xác định được ứng suất cho phép của bánh răng
như sau:

 H 1   H lim1 .K HL



570.1
 518 (MPa)
1,1

 H 2   H lim 2 .K HL



470.1
 427,3 (MPa)
1,1

o

SH

o

SH

Do đây là cặp bánh trụ răng thẳng ăn khớp cho nên ứng suất tiếp
xúc cho phép xác định như sau:

 H  min H 1 ,  H 2  427,3 (MPa)
b. ứng suất tiếp xúc cho phép được xác đinh bởi công thức như sau:

2


&

Đồ án tốt nghiệp

Công nghệ chế tạo máy

 F   F lim .YR .YS .K xF
SF

Trong đó:
- [Flim] là giới hạn bền mỏi uốn ứng với chu kỳ chịu tải NEF.
- SF là hệ số an toàn lấy bằng 1,7 do bề mặt được tôi cải thiện.
- YS=1,08–0,16.lgm là hệ số xét đén ảnh hưởng của kích thước
răng.
- YR 1 là hệ số xét đén ảnh hưởng độ nhám mặt lượn chân rằng.
- KxF là hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
Chọn sơ bộ YR.YS.KxF = 1

  F   F lim / SF .

Do giới hạn bền mỏi tiếp xúc ứng với chu kỳ chịu tải NHE được xác
định như sau:

 F lim   oF lim .K FL

Trong đó: -  F lim là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng.
- KFL là hệ số xét đến ảnh hưởng của chu kỳ làm việc.
Theo Bảng 6.2 (Trang 94-Tập 1: Tính tốn thiết hệ dẫn động cơ khí)
ta có cơng thức xác định  F lim và SF như sau:  F lim = 1,8.HB và SF =1,75.
Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng
lớn như sau: F lim1 = 1,8.HB1 = 1,8.250 = 450 (Mpa).
F lim2 = 1,8.HB2 = 1,8.200 = 360 (Mpa).
Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng được xác định như sau:
KFL=

6

N FO N FE

Mà số chu kỳ cơ sở NFO =6.106 được xác định cho mọi loại thép.
Cịn số chu kì thay đổi ứng suất tương đương NFE được xác định:
N FE  60.ci . Ti / Tmax  F .t i .ni
m

Trong đó:- c là số lần ăn khớp trong một vòng quay. Nên ta có c =
1.
- Ti là mơmen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét.
- ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét.

2