bài thuyết minh đồ án CTM doc

Bộ môn kỹ thuật cơ khí Đồ án cơ sở thiết kế máy
TRƯỜNG ĐẠI HỌC MỎ - ĐỊA CHẤT HÀ NỘI
KHOA: DẦU KHÍ
LỚP:THIẾT BỊ DẦU KHÍ K54

ĐỒ ÁN MÔN HỌC
CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
GVHD : PHẠM TUẤN
SVTH : TRẦN VĂN ĐÁN
MSSV : 0921010035
LỚP : TBDK K54

ĐỀ SỐ 11:THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN
PHƯƠNG ÁN SỐ: 07
GVHD: T.S PHẠM TUẤN SV: TRẦN VĂN ĐÁN
- 1 -
Bộ môn kỹ thuật cơ khí Đồ án cơ sở thiết kế máy
LỜI NÓI ĐẦU
Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là một trong những kỹ năng cơ sở
của sinh viên ngành kỹ thuật.Tuy đã được học qua các môn như : kỹ thuật đo,kỹ
thuật gia công cơ khí, nguyên lý máy…nhưng phải đến đồ án này sinh viên mới
có cái nhìn toàn diện về thiết kế máy . Bên cạnh đó , đồ án dúp sinh củng cố
kiến thức đã được học cũng như hoàn thiện các kỹ năng làm việc cơ bản ngay từ
khi còn ngồi trên ghế nhà trường.
Là một sinh viên ngành Thiết bị dầu khí và công trình việc nắm bắt được
các nguyên lý hoạt động của máy là một nhiệm vụ hết sức quan trọng. Do đó
việc thiết kế đồ án chi tiết máy bồi dưỡng thêm cho sinh viên chúng em những
kiến thức khoa học kỹ thuật ngoài thực tế, sự hiểu biết về máy móc cũng như
các kiến thức chuyên môn khác…Vì vậy đồ án này có những ứng dụng hết sức
quan trọng đến chuyên ngành cơ khí và máy và sau này khi ra trường làm việc.
Lần đầu tiên bắt tay vào một công việc mới mẻ , một lĩnh vực hoàn toàn

khác, đó là vận dụng của lý thuyết vào thực tế ở một mức độ nào đó. Trong quá
trình thiết kế , có những lúc tra cứu tài liệu không thực sự chuẩn xác vì vậy
không tránh khỏi những sai xót.
Trong đồ án này em xin trình bày một đồ án có nội dung như sau:
- Tính toán chung.
- Thiết kế bộ truyền đai theo yêu cầu.
- Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng của hộ giảm tốc.
- Tính toán trục và các kích thước của hộp giảm tốc.
- Bôi trơn và các chi tiết khác.
Các số liệu ,hình vẽ được tra và vẽ từ Giáo trình hướng dẫn thiết kế chi
tiết máy- T.S Phạm Tuấn và một số tài liệu khác của khoá trước.
Em xin chân thành cảm ơn thầy hướng dẫn T.S Phạm Tuấn của bộ
môn Kỹ thuật cơ khí đã giúp đỡ em trong quá trình làm đồ án này.
Sinh viên
Trần văn Đán
GVHD: T.S PHẠM TUẤN SV: TRẦN VĂN ĐÁN
- 2 -
Bộ môn kỹ thuật cơ khí Đồ án cơ sở thiết kế máy
MỤC LỤC
PHẦN I: TÌM HIỂU HỆ DẪN ĐỘNG THÙNG
TRỘN.
1.1 Khái niệm……………………………………………………………6
1.2 Kết cấu hệ thống thùng trộn…………………………………….6
1.3 Ứng dụng 6
PHẦN 2:TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN
PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN.
2.1 Tính chọn động cơ………………………………………………… 7
2.1.1Phân phôí tỷ số truyền…………………………………………… 8
2.1.11 Chọn tỷ số truyền sơ bộ………………………………………………8
2.1.12 Chọn động cơ…………………………………………………………8

2.1.13 Các thông số kỹ thuật ……………………………………………… 8
2.1.14 Phân phối lại tỷ số truyền……………………………………………8
2.1.15 Tính công suất tên các trục………………………………………… 9
2.1.16 Tính số vòng quay trên mỗi trục…………………………………… 9
2.1.17 Tính mô men xoắn trên các trục, động cơ………………………… 10
2.1.18 Bảng số liệu………………………………………………………… 10
PHẦN III: THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN.
3.1Thiết kế bộ truyền ngoài(thiết kế bộ truyền đai dẹt)……… 11
3.1.1 Chọn loại đai………………………………………………………… 11
3.1.2. Xác định đường kính bánh đai……………………………………… 11
3.1.3 Định khoảng cách trục (A) và chiều dài (L)………………………… 12
3.1.4 Kiểm nghiệm góc ôm trên bánh nhỏ, α
1
>150‡ . ………………………13
GVHD: T.S PHẠM TUẤN SV: TRẦN VĂN ĐÁN
- 3 -
Bộ môn kỹ thuật cơ khí Đồ án cơ sở thiết kế máy
3.1.5. Xác định tiết diện dây đai…………………………………………….13
3.1.6 Định chiều rộng bánh đai …………………………………………… 14
3.1.7 Tính lực căng và lực tác dụng lên trục……………………………… 14
3.2.Thiết kế bộ truyền trong(bánh răng trụ răng nghiêng)……14
3.2.1 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm……………………………….14
3.2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm……………………………….21
PHẦN IV:THIẾT KẾ TRỤC VÀ TÍNH THEN.
4.1 Chọn vật liệu………………………………………………….28
4.2 Tính sơ bộ trục……………………………………………… 28
4.3 Tính gần đúng trục……………………………………………29
4.3.1 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực……………… 29
4.3.2 Tính chiều dài các đoạn trục……………………………………… 31
4.3.3 Xác định mô men M

ud
, M
un
, M
x
, trên các trục để tìm các mặt cắt nguy
hiểm……………………………………………………………………… 31
4.3.3.1 Trục I………………………………………………………………… 31
4.3.3.2 Trục II………………………………………………………………….37
4.3.3.3 Trục III…………………………………………………………………41
4.4 Tính then……………………………………………………………….44
4.4.1 Ta kiểm nghiệm độ bền của then trên trục I…………………………… 44
4.4.2 Ta kiểm nghiệm độ bền của then trên trục II…………………………….45
4.4.3 Ta kiểm nghiệm độ bền của then trên trục III……………………………45
PHẦN V: TÍNH CHỌN Ổ LĂN
GVHD: T.S PHẠM TUẤN SV: TRẦN VĂN ĐÁN
- 4 -
Bộ môn kỹ thuật cơ khí Đồ án cơ sở thiết kế máy
5.1 Chọn loại ổ…………………………………………………46
5.2 Tính chọn ổ theo độ bền lâu………………………………46
5.2.1 Tính chọn ổ trên trục nối với động cơ……………………………….47
5.2.2.Tính chọn ổ trên trục trung gian…………………………………… 48
5.2.3.Tính chọn ổ trên trục III…………………………………………… 50
PHẦN VI:THIẾT KẾ KẾT CẤU CÁC CHI
TIẾT.
6.1 Kết cấu bộ truyền trong hộp giảm tốc…………………….51
6.1.1 Kết cấu bánh răng ………………………………………………… 51
6.1.2 Kết cấu trục………………………………………………………….52
6.1.3 Kết cấu vỏ hộp giảm tốc…………………………………………….52
6.2 Kết cấu chi tiết khác……………………………………… 54

PHẦN VII:BÔI TRƠN – DUNG SAI LẮP
GHEP.
7.1 Bôi trơn…………………………………………………… 54
7.1.1Bôi trơn trong hộp giảm tốc…………………………………………54
7.1.2 Bôi trơn ổ lăn…………………………………………………… 55
7.2 Dung sai lắp ghép………………………………………… 55
GVHD: T.S PHẠM TUẤN SV: TRẦN VĂN ĐÁN
- 5 -
Bộ môn kỹ thuật cơ khí Đồ án cơ sở thiết kế máy
PHẦN THUYẾT MINH
PHẦN I: TÌM HIỂU HỆ DẪN ĐỘNG THÙNG
TRỘN.
1.1 Khái niệm.
Hệ thống thùng trộn là một hệ thống hệ thống chuyên dùng để trộn đảo các
nguyên vật liệu với nhau theo yêu cầu kỹ thuật và nhu cầu của con người
nhắm tạo ra các hỗn hợp nguyên vật liệu cần thiết.
Ngày này hệ thống thùng trộn được sử dụng trong rất nhiều lĩnh vực đặc biệt
là trong các ngành công nghiệp xây dựng, hoá thực phẩm…
1.2 Kết cấu hệ thống thùng trộn.
Hệ thống thùng trộn có rất nhiều loại và đa dạng tuỳ theo mục đích sử
dụng sẽ có hệ thống tương ứng,thích hợp.Nhìn chung hệ thống được hình thành
từ 3 thành phần cơ bản sau:
-
Động cơ: là nguồn phát động cho hệ thống
-
Hộp giảm tốc: chuyển công suất từ động cơ sang thùng trộn theo các
chỉ tiêu kỹ thuật và yêu cầu thiết bị
-
Thùng trộn: chứa và trộn các nguyên vật liệu cần trộn.
Trong những ngành sử dụng thùng trộn với quy mô và công suất lớn người ta

thường kết hợp với băng tải và các thiết bị vận chuyển khác nhằm nâng cao
năng suất làm việc mang lại hiệu quả kinh tế cao.
1.3 Ứng dụng.
Trong một số lĩnh vực điển hình như:
-
Hệ thống thùng trộn nghiền xi măng đất, đá trong công nghiệp khai
khoáng.
-
Hệ thống thùng trộn xi măng, đá,cát trong ngành xây dựng.
-
Hệ thống trộn bột,chất lỏng, chất dẻo và các nguyên phụ liệu tạo các
hỗn hợp hoá chất.
-
Hệ thống thùng trộn sử dụng trong dây truyền sản xuất thực phẩm
và thức ăn gia súc.
Một số ưu điểm khi sử dụng thùng trộn:
-
Tiết kiệm thời gian và chi phí nhân công.
-
Đảm bảo các yêu cầu kỹ thuật và thành phần của sản phẩm.
-
Đảm bảo vệ sinh an toàn thực phẩm.
GVHD: T.S PHẠM TUẤN SV: TRẦN VĂN ĐÁN
- 6 -
Bộ môn kỹ thuật cơ khí Đồ án cơ sở thiết kế máy
PHẦN 2:TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN
PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN.
2.1 Tính chọn động cơ.
Khi chọn động cơ ta cần chọn sao cho: Ndc(tra bảng) phải lớn hơn hoặc
bằng Ndc (tính toán).

Ta có:
Ndc = Ntt / η
c
Trong đó : N
dc
là công suất của động cơ.
Ntt là công suất thay thế.
η
c
là hiệu suất chung toàn trạm.
* Tính ηc ?
Bằng việc tra bảng 2.1 trang 11 GTHD thiết kế chi tiết máy-Phạm
Tuấn ta có:
η
c
= η
d
. η
k
.( η
ol
)
4
.( η
br
)
2
= 0,95.0,99.0,99
4
.0.97

2
= 0,85
Trong đó : ηd là hiệu suất của đai.
ηk là hiệu suất của khớp.
ηol là hiệu suất của ổ lăn.
ηbr là hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ.
* Tính Ntt ?
Áp dụng công thức :
(*)
Từ đồ thị tải trọng ta có : t1 = 4h , t2 = 4h.
GVHD: T.S PHẠM TUẤN SV: TRẦN VĂN ĐÁN
- 7 -
Bộ môn kỹ thuật cơ khí Đồ án cơ sở thiết kế máy
Mmm = 1,8 M
1

M
2
= 0,5 M
1
, do đó ta suy ra được:
M
1
= M
2
/ 0,5 => N
1
= N
2
/ 0,5.

Do vậy công thức (*) trở thành:


Ntt = 4,032 (kw).
Từ đó ta tính được : Ndc = Ntt / ηc = 4,032 / 0,85 = 4,74 (kw).
2.1.1Phân phôí tỷ số truyền.
2.1.11 Chọn tỷ số truyền sơ bộ.
Theo bảng 2.2-trang 15 GTHD thiết kế chi tiết máy-Phạm Tuấn ta chọn tỷ
số truyền sơ bộ là:
-
Đai dẹt là: i = 2 ÷ 4 , ta chọn id = 3.
-
Hộp giảm tốc 2 cấp: i = 8 ÷ 40 , ta chon ih = 20.
Sau khi chọn xong ta tính được : isb = id . ih = 3 . 20 = 60.
Vận tốc sơ bộ của động cơ : Vsb = isb . n = 16 . 60 = 960 (vòng /phút).
2.1.12 .Chọn động cơ.
Theo tính toán sơ bộ ta có: Ndc = 4,74 (kw).
Vsb = 960 (v/p).
Từ 2 thông số trên theo bảng 2p trang 19 GTHD thiết kế chi tiết máy-
Phạm Tuấn ta chọn động cơ là: A02-51-6 .
2.1.13 Các thông số kỹ thuật :
Sau khi chọn động cơ xong ta có thông số kỹ thuật của nó là:
N = 5,5 (kw).
V = 970 (v/p).
2.1.14. Phân phối lại tỷ số truyền .
- Tỷ số truyền thực ta có: it = V / n = 970 / 16 =60,625.
GVHD: T.S PHẠM TUẤN SV: TRẦN VĂN ĐÁN
- 8 -
Bộ môn kỹ thuật cơ khí Đồ án cơ sở thiết kế máy
- Sau đó ta tiến hành chỉnh tỷ số truyền theo chỉ tiêu sao cho dễ bôi

trơn thuận lợi cho việc ngâm bánh răng trong dầu, trọng lượng…
Ta chọn tỷ số truyền đai dẹt là : id = 3.
Tỷ số truyền của hộp giảm tốc là : ih = it / 3 = 60,625/ 3 = 20,21.
(thoả mãn trong điều kiện i = 8 ÷ 40 ).
-
Chọn tỷ số truyền qua bộ truyền bánh răng phân cấp nhanh (in) và
bánh răng phân cấp chậm (ic) với điều kiện :
ih = ic . in và chọn in =(1,2÷ 1,3) ic .
(vì trong hộp giảm tốc bánh răng trục 2 cấp khai triển để các bánh răng
bị dẫn của cấp nhanh và cấp chậm đều được ngâm trong dầu tức là đảm
bảo bôi trơn tốt nên phân phối in > ic ).
Do đó ta chọn : ic = 4,021 v à in = 5,026.
2.1.15 Tính công suất tên các trục.
- Trục 4: ta có N4 = Ntt =5,1 (kw).
- Trục 3: ta có công thức N3 = N4/ (ηd . η ol . ηbr )
= 5,1/ (0,95.0,97.0,99)
=5,6 (kw).
- Trục 2: N2 = N3/( ηd . η²ol . η²br) = 5,6/ (0,95.0,97².0,99²)
= 6,4 (kw).
-
Trục 1: N1 = N2 /( ηd . η³ol . η²br) = 6,4/ (0,95.0,97².0,99³)
= 7,4 (kw).
2.1.16 Tính số vòng quay trên mỗi trục.
-
Trục 1 : n1 = nlv = 960 (v/ p).
-
Trục 2 : n2 = n1/ in = 960 / 5,026 = 191 (v/ p).
-
Trục 3 : n3 = n2/ ic = 191 / 4,021 = 47,5 (v/ p).
-

Trục 4 : n4 = n3/ id = 47,5 / 3 = 15,8 (v/ p).
GVHD: T.S PHẠM TUẤN SV: TRẦN VĂN ĐÁN
- 9 -
Bộ môn kỹ thuật cơ khí Đồ án cơ sở thiết kế máy
2.1.17 Tính mô men xoắn trên các trục, động cơ.
Áp dụng công thức sau : M = (9,55.10
6
.N) / n.
Do đó ta tính được mô men xoắn trên các trục, động cơ như sau:
M
1
= (9,55.10
6
.N
1
) / n
1
= (9,55.10
6
.7,4) /960 = 73615 (Nmm).
M
2
= (9,55.10
6
.N
2
) / n
2
= (9,55.10
6

.6,4) /191 = 320000 (Nmm).
M
3
= (9,55.10
6
.N
3
) / n
3
= (9,55.10
6
.5,6) /47,5 = 1125895 (Nmm).
M
4
= (9,55.10
6
.N
4
) / n
4
= (9,55.10
6
.5,1 /15,8 = 3082595 (Nmm).
2.1.18 Bảng số liệu.
PHẦN III: THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN.
3.1Thiết kế bộ truyền ngoài(thiết kế bộ truyền đai dẹt).
3.1.1 Chọn loại đai.
- Chọn loại đai vải cao su.
GVHD: T.S PHẠM TUẤN SV: TRẦN VĂN ĐÁN
- 10 -

Bộ môn kỹ thuật cơ khí Đồ án cơ sở thiết kế máy
3.1.2. Xác định đường kính bánh đai.
-Tính D
1
= ?
Theo công thức Xavêxin ta có:

Trong đó : N
3
là công suất trên trục dẫn : N
3
= 5,6 kw .
n
3
là số vòng quay trong 1 phút trục dẫn : n
3
= 47,5 v/p.
D
1
là đường kính bánh dẫn ,mm.
Do vậy ta tính được D
1
là:

=> D
1
≈539, mm
Quy chuẩn theo bảng 5.1 ( T81 ) ta chọn được D
1
= 630mm.

-
Tính D
2
= ?
D
2
= i
d
. D
1
= 3. 630 =1890 mm
Tương tự ta cũng thiêu chuẩn hoá D
2
theo bảng 5.1 (t81) ta chọn
được D
2
=1600 mm.
Như vậy ta tính được : D
1
=630 mm, D
2
=1600 mm.
-
Số vòng quay thực của bánh bị dẫn :
Hệ số trượt của vải cao su là ξ . chọn ξ = 0,01 ta có :
n’
3
= ( 1- ξ ) . D
1
/ D

2
. n
2
= (1- 0,01).630/1600.191 = 18,5(v/p).
Sai số vòng quay theo yêu cầu cho bởi:
Δn= (n
4
- n’
3
)/ n’
3
= ǀ 15,8- 18,5 ǀ /18,5 = 0,15=15%
Ta thấy: sai số Δn không nằm trong phạm vi cho phép là (3 ÷5 )% nên
chọn lại đường kính đai

là : D
1
= 450mm, D
2
= 1800mm ta có :
n’
3
= ( 1- ξ ) . D
1
/ D
2
. n
2
= (1- 0,01).450/1800.191 = 47,27 (v/p).
GVHD: T.S PHẠM TUẤN SV: TRẦN VĂN ĐÁN

- 11 -
Bộ môn kỹ thuật cơ khí Đồ án cơ sở thiết kế máy
Sai số vòng quay theo yêu cầu cho bởi:
Δn= (n’
3
- n
3
)/ n
3
= ǀ 47,27- 47,5 ǀ /47,5 = 0,484 % < (3 ÷5 )% (thoả
mãn)
-
Kiểm nghiệm vận tốc bởi công thức:


V=1,12 < 25 ÷ 30 ( m/s).
3.1.3. Định khoảng cách trục (A) và chiều dài (L).
Ta có công thức sau: L
min
= V/ U
max
,với U
max
= 3÷5 (ta chọn U
max
= 4) .
Như vậy L
min
= 1,12/4= 0,28m = 280mm
T ính A theo L

min
:
Theo công thức (5-2) trang 80 ta có:
=>
=> A =-154,8mm.
- Để góc ôm đủ lớn thi: A lớn hơn hoặc bằng 2(D
1
+ D
2
).
<=> -154,8 = A ≥ 2.(450+1800) = 4500(không thoả mãn).
Do vậy ta cần tăng A ( tức là nối đai ) để A = 2(D
1
+ D
2
)=4500mm.
Khi đó L
min
được tính lại theo A bởi công thức (5-1) trang 80 như sau:
L= 2.A + Π/2. (D
1
+ D
2
) + (D
1
- D
2
)
2
/4.A

L = 2.4500+3,14/2(450+1800)+(450-1800)
2
/4.4500
= 12633,75mm = 12,63375m.chọn L= 12,6m
GVHD: T.S PHẠM TUẤN SV: TRẦN VĂN ĐÁN
- 12 -
Bộ môn kỹ thuật cơ khí Đồ án cơ sở thiết kế máy
3.1.4Kiểm nghiệm góc ôm trên bánh nhỏ, α
1
>150U .
Để kiểm nghiệm, theo công thức (5-3) trang 80 ta có:
α
1
= 180‡ - 57‡ .(D
2
– D
1
)/ A = 180‡ - 57‡ .(1800-450)/4500= ?
=> α
1
=162,9‡ > 150‡ .Vậy điều kiện được thoả mãn.
3.1.5. Xác định tiết diện dây đai.
Để giảm ứng suất uốn, chiều dày đai δ được chọn theo tỷ số δ/D
1
, sao
cho : δ/D
1
≤ [δ/D
1
]

max
= 1/40

δ ≤ D
1
.1/40 = 450/40 = 11,25
Theo bảng (5-3) trang 83 ta chon đai vải cao su loại A có chiều dày
δ= 10,5mm
Theo (5-13) trang 84 tính chiều rộng của dây đai theo công thức :

Trong đó :
C
t
là hệ số xét ảnh hưởng chế độ tải trọng theo (5-7) trang 86 chọn C
t
= 0,8
Cα là hệ số ảnh hưởng góc ôm theo (5-6) trang 85 ta chọn Cα = 0,94
C
v
là hệ số xét ảnh hưởng vận tốc theo (5-8) trang 87 ta chọn C
v
= 0,95
C
b
là hệ số xét ảnh hưởng cách bố trí bộ truyền theo (5-9) trang 87 ta chọn
C
b
= 1.
[σ
p

]
0
là ứng suất cho phép của đai dẹt : ta lấy sức căng ban đầu σ
o
= 1,8
N/mm
2
theo trị số D
1
/ δ = 450/ 10,5 ≈ 45
Theo bảng (5-5) trang 85 ta chọn tỉ số D
1
/ δ = 105 nên do đó tra được
[σ
p
]
0
= 2,28

b = (5,6.1000)/(1,12.10,5.2,28.0,8.0,94.0,95.1) = 292,4 mm.
Vậy theo bảng (5-4) trang 84 ta chọn b = 250 mm.
GVHD: T.S PHẠM TUẤN SV: TRẦN VĂN ĐÁN
- 13 -
Bộ môn kỹ thuật cơ khí Đồ án cơ sở thiết kế máy
3.1.6.Định chiều rộng bánh đai .
Theo bảng (5-10) trang 87 ta tra được B = 300 mm với b = 250 mm
Nhưng cần kiểm tra điều kiện với B ≤ D
1
và 6 ≤ D
2

/ B = 1800/300≤ 12
<=> 300 ≤ 630(tm) và 6 ≤ 6 ≤ 12( tm)
3.1.7. Tính lực căng và lực tác dụng lên trục.
Lực căng ban đầu : S
o
= σ
o
. δ. b = 1,8. 10,5. 250 = 4725 N (trong đó
σ
o
= 1,8 ÷2 N/mm)
Lực tác dụng lên trục : R = 3. S
o
. sin( α
1
/2) = 3.4725.sin(162,9/2)
≈14000N
3.2.Thiết kế bộ truyền trong(bánh răng trụ răng nghiêng).
3.2.1 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm
• Chọn vật liệu và cách nhiệt luyện:
Chọn loại phôi đúc :
-
Bánh nhỏ : Thép 45 thường hoá với các chỉ số sau:
Đường kính phôi : d = 100- 300 mm.
Giới hạn bền kéo σ
bk
= 600 N/mm
2

Giới hạn chảy σ

ch
= 300 N/mm
2

Độ cứng HB = (180÷ 230) ta chọn HB = 200
-
Bánh lớn : Thép 45 thường hoá với thông số :
Đường kính phôi : d = 100- 300 mm.
Giới hạn bền kéo σ
bk
= 500 N/mm
2

Giới hạn chảy σ
ch
= 260 N/mm
2

Độ cứng HB = (140÷ 190) ta chọn HB = 150.
GVHD: T.S PHẠM TUẤN SV: TRẦN VĂN ĐÁN
- 14 -
Bộ môn kỹ thuật cơ khí Đồ án cơ sở thiết kế máy
• Xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép.
-
Ứng suất tiếp xúc cho phép [σ
tx
] .
Ta có: [σ
tx
] = [σ

tx
]
Notx
. k’
N
, Trong đó :
[σ
tx
]
Notx
là ứng suất tiếp xúc cho phép N/mm
2

Tra bảng (3-7) trang 41 ta có: [σ
tx
]
Notx3
= [σ
tx
]
Notx4
= 2,6HB và N
0
= 10
7

k’
N

là hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc cho phép.

Theo công thức :
N
0
: số chu kỳ cơ sở ( N
0
= 10
7
)
N
td
: số chu kỳ tương đương.
Do bánh răng chịu tải trọng thay đổi nên:

Trong đó : u là lần ăn khớp của 1 răng khi bánh răng quay 1 vòng u= 1
M
i
là mô men xoắn
n
i
là số vòng quay trong 1 phút của bánh răng
t
i
là tổng số giờ làm việc ở chế độ i
Vậy số chu kỳ tương đương :
Bánh lớn : N
td4
= 60.1.(1,8
3
.2+ 0,5
3

.2).960.4.300.2.6 =9,88.10
9

N
td4
> N
0
= 10
7
Bánh nhỏ: N
td3
= N
td4
.i = 9,88.10
9
.5,026 > N
0
= 10
7

Ta chọn hệ số chu kỳ K’
N
của cả 2 bánh đều bằng 1.
Ứng suất cho phép của cả 2 bánh là:
GVHD: T.S PHẠM TUẤN SV: TRẦN VĂN ĐÁN
- 15 -
Bộ môn kỹ thuật cơ khí Đồ án cơ sở thiết kế máy
Bánh lớn : [σ
tx
]

4
= σ
Notx
. HB= 2,6.150= 390 Nmm
2
.
Bánh nhỏ: [σ
tx
]
3
= σ
Notx
. HB= 2,6.200= 520 Nmm
2
.
Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ là: [σ
tx
]
4
= 390 Nmm
2
.
-Ứng suất uốn cho phép [σ]:
Theo công thức: [σ
u
] = (σ
0
.K’’
N
)/ (n.K

σ
) ≈ (1,5. σ
-1
.K’’
N
)/(n. K
σ
).Trong đó:
σ
-1 ,
σ
0
là giới hạn mỏi trong chu kỳ mạch động và chu kỳ mạch đối xứng.
σ
-1
= (0,4 ÷ 0,45). σ
bk
= 0,45. σ
bk
, với σ
bk
tra bảng “ cơ tính vật liệu ”
n là hệ số an toàn ( n= 1,5)
K
σ
là hệ số tập chung ứng suất ở chân răng (K
σ
= 1,8 )
K’’
N

là hệ số chu kỳ ứng suất uốn được tính bởi công thức:
,Trong đó:
N
0
số chu kỳ cơ sở đường cong mỏi uốn N
0
= 5.10
6
N
td
số chu kỳ tương đương:
,với m là bậc của đường cong mỏi
(thép thường hoá m=6)

N
td
= 60.1.(1,8
6
.2+ 0,5
6
.2).960.4.300.2.6 = 6.10
10
> N
0
=5.10
6

chọn K’’
N
= 1

Vậy ứng suất uốn cho phép của 2 bánh là:
Bánh nhỏ : [σ
u3
] = (1,5.0,45.600.1)/ (1,5.1.8)= 150 N/mm
2
Bánh lớn : [σ
u4
] = (1,5.0,45.500.1)/ (1,5.1.8)= 125 N/mm
2
Vậy ta tính được các ứng suất cho phép của 2 bánh răng như sau:
GVHD: T.S PHẠM TUẤN SV: TRẦN VĂN ĐÁN
- 16 -
Bộ môn kỹ thuật cơ khí Đồ án cơ sở thiết kế máy
[σ
u4
] = 125 N/mm
2
; [σ
u3
]= 150 N/mm
2
[σ
tx
]
4
= 390 Nmm
2
;
• Chọn sơ bộ hệ số tải trọng:
Lấy sơ bộ hệ số tải trong K = 1,3 ÷ 1,5 ,chọn K = K

tt
. K
d
= 1,4 = K
sb
• Chọn hệ số chiều rộng răng:
Chọn ψ
A
= 0,3
• Xác định khoảng cách trục A
Theo công thức:
θ' là hệ số phản ánh làm tăng khả năng tải tính theo sức bên tiếp xúc của bánh
răng nghiêng so với bánh răng rẳng, θ' = 1,3
i là tỉ số truyền i =3
N là công suất bộ truyền(trên trục của bánh bị dẫn)
n
2
là số vòng quay trong 1 phút của bánh dẫn

Ta lấy A= 280mm.
• Tính vận tốc bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo.
Ta có công thức : V= ( n.d
1
.n
3
)/(60.1000) = (2Π.A.n
1
)/(60000.(i+1))
= (2.3,14.280.47,5)/(60000.4)
= 0,34 m/s < 5

Theo bảng (3-11) trang 46 chọn cấp chính xác chế tạo răng là 9.
• Định chính xác hệ số tải trọng K.
GVHD: T.S PHẠM TUẤN SV: TRẦN VĂN ĐÁN
- 17 -
Bộ môn kỹ thuật cơ khí Đồ án cơ sở thiết kế máy
Chiều rộng bánh răng : b = ψ
A
.A= 0,3.280=84 mm
-
Đường kính vòng lăn của bánh răng nhỏ :
d
3
= 2A/(i+1) = 2.280/(3+1) = 140mm
φ
d
= b/d
3
= 84 /140 = 0,6
Với φ
d
= 0,6 theo 3-12 (trang 48) ta có k
ttbảng
= 1,16
Do đó k
tt
= (k
ttbảng
+ 1) / 2 = (1,16 + 1)/2 = 1,08
Từ bảng 3-14 trang 47 ta tra được k
d

= 1,3 nên hệ số tập trung tải trọng (k) là:
K = K
d
. K
tt
= 1,3.1.08 = 1,404
- Tính kiểm nghiệm lại K: sao cho K thoả mãn điều kiện sau:
|( K- K
sb
)/ K| < 4%÷5%

|( 1,404- 1,4)/1,404|.100% = 0,028 (t/m )

Chọn A = 280 mm
• Xác định mô đun,số răng ,chiều rộng bánh răng, góc nghiêng răng,tính
chính xác A.
- Mô đun pháp : m
n
= (0,01÷ 0,02).A =(0,01÷ 0,02).280= 2,8 ÷ 5,6mm
Chọn theo tiêu chuẩn lấy m
n
= 3 mm
- Chọn sơ bộ : β= 10˚ => cos β = 0,9848
Tổng số răng 2 bánh : z
t
= z
3
+ z
4
= (2.A.cos β) / m

n
= (2.280.0,9848)/3=183,8
Tổng số răng bánh nhỏ: z
3
= z
t
/ (i + 1) =183,8/(3+1)= 45,95,chọn z
3
= 45 răng
Tổng số răng bánh lớn : z
4
= i .z
3
= 3 . 45 = 135 răng
Tính chính xác β : cos β = (z
t
. m
n
)/ (2A) = (183,8.3)/ (2.280)= 0,9846
Do đó β = 10,07 ‡
Chiều rộng bánh răng:
GVHD: T.S PHẠM TUẤN SV: TRẦN VĂN ĐÁN
- 18 -
Bộ môn kỹ thuật cơ khí Đồ án cơ sở thiết kế máy
Bánh bị dẫn b
4
= ψ
A
.A = 0,3.280 = 84,chọn b
2

= 85mm
Bánh dẫn b
3
= b
2
+ (5 ÷ 10) = 85+5 = 90mm
• Kiểm nghiệm sức bền uốn .
-
Số răng tương đương :
Bánh nhỏ : z
td3
= z
3
/ c os β
3
= 45/(cos10,07)
3
=47,1
Bánh lớn : z
td4
= z
4
/ c os β
3
= 135/(cos10,07)
3
=141,4
-
Hệ số dạng răng :
Bánh nhỏ : y

3
= 0,49
Bánh lớn : y
4
= 0,517
-
Lấy hệ số θʹʹ = 1,5 ( hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải khi tính
theo sức bền uốn của bánh răng nghiêng so với bánh răng thẳng )
-
Kiểm nghiệm sức bền uốn :
Theo 3-34 trang 51 Ta có : σ
u
= (19,1.10
6
.k.N)/ (y.m
2
n
.z.n.b.θʹʹ).Vậy ứng
suất uốn của bánh là:
Bánh nhỏ (bd) : σ
u3
= (19,1.10
6
.1,404.7,4)/ (0,49.3
2
.45.960.90.1,5)= 7,72
N/mm
2
< [σ
u3

] =150N/mm
2

Bánh lớn (bbd) : σ
u4
=(19,1.10
6
.1,404.6,4)/ (0,517.3
2
.135.191.85.1,5)=11,22
N/mm
2
< [σ
u4
] =125 N/mm
2

• Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột trong thời gian
ngắn.
Hệ số quá tải : K
qt
= M
qt
/ M ≈ 1,8÷2,2 .Trong đó :M là mô men xoắn danh
nghĩa, M
qt
là mô men xoắn quá tải.
Ta chọn K
qt
= 1,8

- ứng suất tiếp xuc quá tải cho phép:
Bánh nhỏ: [σ
txqt3
] = 2,5.[σ
tx
] = 2,5.520 =1300 N/mm
2
GVHD: T.S PHẠM TUẤN SV: TRẦN VĂN ĐÁN
- 19 -
Bộ môn kỹ thuật cơ khí Đồ án cơ sở thiết kế máy
Bánh lớn : [σ
txqt4
] = 2.[σ
tx
] = 2.390 =780 N/mm
2
- ứng suất uốn quá tải cho phép:
Bánh nhỏ: [σ
uqt3
] = 0,8. σ
ch3
=0,8.300 =240N/mm
2
Bánh lớn : [σ
uqt4
] =0,8 . σ
ch4
=0,8.260= 208N/mm
2
-

Kiểm nghiệm sức bền tiếp xuc: σ
txqt
= σ
tx
√k
qt
< [σ
txqt
]
=> Bánh nhỏ: σ
txqt3
= 520.√1.8 = 697,65 N/mm
2
<[σ
uqt3
]
Bánh lớn : σ
txqt4
= 390.√1.8 = 523,24 N/mm
2
<[σ
uqt4
]
-
Kiểm nghiệm sức bền uốn: σ
uqt
=σ
u
.k
qt

Bánh nhỏ: σ
uqt3
= 7,72. 1,8=13,9 N/mm
2
< [σ
uqt3
]

Bánh lớn: σ
uqt4
= 11,22.1,8=20,2 N/mm
2
< [σ
uqt4
]
• Các thông số hình học của bộ truyền.
-
Khoảng cách trục : A= 280mm
-
Mô đun pháp : z
3
=45 , z
4
=135
-
Chiều cao răng : h=2,25.m
n
=6,75mm
-
Chiều cao đầu răng : h

d
= m
n
=3mm
-
Góc ăn khớp: α
n
= 20
-
Góc nghiêng răng : β= 10,07
-
Độ hở hướng tâm : c = 0,25. m
n
=0,25.3 =0,75mm
-
Đường kính vòng chia (lăn):
d
c
3
=d
3
= m
s
.z
3
= (m
n
.z
3
)/ cosβ = (3.45)/cos10,07=137,1 mm

d
c
4
=d
4
= m
s
.z
4
= (m
n
.z
4
)/ cosβ = (3.135)/cos10,07 =411,34mm
-
Đường kính vòng đỉnh răng:
GVHD: T.S PHẠM TUẤN SV: TRẦN VĂN ĐÁN
- 20 -
Bộ môn kỹ thuật cơ khí Đồ án cơ sở thiết kế máy
D
c3
= d
c
3
+2m
n
= 137,1+2.3=143,1mm
D
c4
= d

c
4
+2m
n
= 411,34+2.3=417,34mm
-
Đường kính vòng chân răng:
D
i3
= d
c
3
- 2m
n
– 2c= 137,1-2.3-2.0,75=129,6mm
D
i4
= d
c
4
- 2m
n
– 2c= 411,34-2.3-2.0,75=403,84mm
•Tính lực tác dụng lên trục.
-
Lực vòng : P= 2M
1
/ d
3
= 2.320000/137,1=4668,13N

-
Lực hướng tâm : P
r
= (P.tanα
n
)/(cosβ)= (4668,13.tan20)/
(cos10,07)=1725,6N
-
Lực dọc trục : P
a
= P.tanβ = 4668,13.tan10,07=828,9N
3.2.2.Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh.
• Chọn vật liệu và cách nhiệt luyện.
Chọn loại phôi đúc:
Bánh nhỏ : Thép 40XH tôi cải thiện.
Đường kính phôi : d< 150mm
Giới hạn bền kéo: σ
bk
= 900÷1000N/mm
2
Giới hạn chảy : σ
ch
= 700 N/mm
2
Độ rắn HB = 260÷290 chọn HB=280
Bánh lớn : Thép 40X tôi cải thiện.
Đường kính phôi : d= 140mm
Giới hạn bền kéo: σ
bk
= 850÷950N/mm

2
Giới hạn chảy : σ
ch
= 600 N/mm
2
Độ rắn HB = 240÷270,chọn HB=250
GVHD: T.S PHẠM TUẤN SV: TRẦN VĂN ĐÁN
- 21 -
Bộ môn kỹ thuật cơ khí Đồ án cơ sở thiết kế máy
•Xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép.
-
Ưng suất tiếp xúc cho phép [σ
tx
] :
[σ
tx
] = [σ]
Notx
.K’
N
Trong đó:
[σ]
Notx
là ứng suất tiếp xúc cho phép , N/mm
2

Tra bảng 3-7 trang 41 ta có [σ]
Notx1
= [σ]
Notx2

= 2,5.HB và N
o
=1,5.10
7
K’
N
là hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc cho phép tính theo công thức:
trong đó N
td
là số chu kỳ tương đương tính bởi:

Trong đó : u là lần ăn khớp của 1 răng khi bánh răng quay 1 vòng u= 1
M là mô men xoắn
n
i
là số vòng quay trong 1 phút của bánh răng
T là tổng thời gian làm việc của bánh răng
Vậy số chu kỳ tương đương :
Bánh lớn : N
td2
= 60.1.(1,8
3
.2+ 0,5
3
.2).191.4.300.2.6 = 1,97.10
9
> N
o
=
1,5.10

7
Banh nhỏ : N
td1
= i. N
td2
=4,021.1,97.10
9
> N
o
= 1,5.10
7
Vậy ta chọn hệ số chu kỳ K’
N
của cả hai bánh là = 1
Ứng suất cho phép của cả hai bánh là :
Bánh lớn : [σ
tx
]
2
= [σ]
Notx
.HB= 250.2,5=625
Bánh nhỏ : [σ
tx
]
1
= [σ]
Notx
.HB= 2,5.280=700
Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ hơn là [σ

tx
]
2
= 625
GVHD: T.S PHẠM TUẤN SV: TRẦN VĂN ĐÁN
- 22 -
Bộ môn kỹ thuật cơ khí Đồ án cơ sở thiết kế máy
-Ứng suất uốn cho phép [σ]:
Theo công thức: [σ
u
] = (σ
o
.K’’
N
)/( n.Kσ) ≈ (1,5. σ
-1
.K’’
N
)/(n. K
σ
).Trong đó:
σ
-1 ,
σ
0
là giới hạn mỏi trong chu kỳ mạch động và chu kỳ mạch đối xứng.
σ
-1
= (0,4 ÷ 0,45). σ
bk

= 0,45. σ
bk
, với σ
bk
tra b ảng “ cơ tính vật liệu ”
n là hệ số an toàn ( n= 1,5)
K
σ
là hệ số tập chung ứng suất ở chân răng (K
σ
= 1,8 )
K’’
N
là hệ số chu kỳ ứng suất uốn được tính bởi công thức:
,Trong đó:
N
0
số chu kỳ cơ sở đường cong mỏi uốn N
0
= 5.10
6
N
td
số chu kỳ tương đương:


N
td
= 60.1 (1,8
6

.2+ 0,5
6
.2).191.4.300.2.6 =1,19.10
10

N
td
= 1,19.10
10
> N
o
= 5.10
6
nên ta chọn K’’
N
= 1
Vậy ứng suất uốn cho phép của 2 bánh là:
Bánh lớn : [σ
u1
]

=(1,5.0,45.950)/(1,5.1,8)=237,5 N/mm
2
Bánh nhỏ : [σ
u2
]

=(1,5.0,45.900)/(1,5.1,8)= 225N/mm
2
Vậy ta tính được các ưng suất cho phép của 2 bánh răng như sau:

[σ
u1
]

=237,3 N/mm
2
[σ
u2
]

=225 N/mm
2
• Chọn sơ bộ hệ số tải trọng :
Lấy sơ bộ hệ số tải trọng là K = K
tt
.K
d
= 1,3
GVHD: T.S PHẠM TUẤN SV: TRẦN VĂN ĐÁN
- 23 -
Bộ môn kỹ thuật cơ khí Đồ án cơ sở thiết kế máy
• Chọn hệ số chiều rộng răng:
Chọn ψ
A
= b/A = 0,3
• Tính sơ bộ khoảng cách trục A:
Theo công thức :
θ' là hệ số phản ánh làm tăng khả năng tải tính theo sức bên tiếp xúc của bánh
răng nghiêng so với bánh răng rẳng, θ' = 1,2
i là tỉ số truyền i =3

N là công suất bộ truyền(trên trục của bánh bị dẫn)
n
2
là số vòng quay trong 1 phút của bánh dẫn

Vậy A ≥ 134,4mm
Ta lấy A = 140mm
• Tính vận tốc bánh và chọn cấp chính xác chế tạo.
Ta có công thức:
Theo bảng 3-11 trang 46 ta chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng là: 9
• Định chính xác hệ số tải trọng K
Chiều rộng bánh răng : b= ψ
A
.A = 0,3.140 = 42mm => b= 42mm
d
1
= 2A/ (i+1)= 2.140/ (3+1)= 70mm
φ
d
= b/d
1
= 42/70=0,6
Với φ
d
= 0,6 theo 3-12 => k
ttbảng
= 1,16
GVHD: T.S PHẠM TUẤN SV: TRẦN VĂN ĐÁN
- 24 -
Bộ môn kỹ thuật cơ khí Đồ án cơ sở thiết kế máy


k
tt
= (k
ttbảng
+ 1)/ 2= (1,16+1)/2=1,08
Từ bảng 3-14 tra được k
d
= 1,2 nên ta xác định được hệ số tập trung tải trọng K
t
như sau: K
t
= k
d
.k
tt
= 1,2.1,08=1,296
- Tính kiểm nghiệm lại k, k phải thoả mãn điều kiện : │(k- k
sb
)/ k│< 5%
=> │(1,296- 1,3)/1,296│ = 3% < 5% (không phải tính lại A )
• Xác định môđun, số răng, chiều rộng bánh răng,góc nghiêng răng,tính
chính xác A.
- Mô đun pháp : m
n
= (0,01 ÷ 0,02). A= (0,01 ÷ 0,02).140=1,4 ÷ 2,8mm
Theo tiêu chuẩn ta chọn m
n
= 2 mm.
- Chọn sơ bộ : β = 10‡ => cosβ = 0,985.

Tổng số răng hai bánh : z
t
= z
1
+ z
2
= (2.A.cos β) / m
n
=
=(2.140.0,985)/2=137,9
Tổng số răng bánh nhỏ: z
1
= z
t
/ (i + 1) =137,9/(3+1)=34,4,chọn z
1
= 35
Tổng số răng bánh lớn : z
2
= i .z
1
= 3.35 = 105 răng
Tính chính xác β : cos β = (z
t
. m
n
)/ (2A) =(137,9.2)/(2.140)=0,985
=> β = 9,94‡
Chiều rộng bánh răng:
Bánh bị dẫn b

2
= ψ
A
.A = 0,3.140= 42
Bánh dẫn b
1
= b
2
+ (5 ÷ 10) = 42+ 8 = 50
• Kiểm nghiệm sức bền uốn .
- Số răng tương đương :
Bánh nhỏ : z
td1
= z
1
/ cosβ
3
= 35/0,985
3
≈ 37
Bánh lớn : z
td2
= z
2
/ cosβ
3
= 105/0,985
3
≈ 110
GVHD: T.S PHẠM TUẤN SV: TRẦN VĂN ĐÁN

- 25 -