Đồ án: Thiết kế môn học chi tiết máy pps

THIẾT KẾ MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO
TRƯỜNG ĐẠI HỌC
KHOA
Đồ Án
Thiết kế môn học chi
#ết máy
NGUYỄN HẢI MINH – ĐTA49-ĐH3 Page 1
THIẾT KẾ MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
Mục Lục
Mục Lục 2
PHẦN 1 5
CHỌNG ĐỘNG CƠ DẪN ĐỘNG HỆ THỐNG VÀ TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC 5
I.CHỌN ĐỘNG CƠ: 5
1.Chọn loại động cơ: 5
Điều kiện làm việc của động cơ: động cơ quay một chiều, có số vòng quay không đổi, làm việc >n
cậy: từ những đặc điển trên ta chọn động cơ roto ngắn mạch có nhiều ưu điển như kết cấu đơn
giản , giá thành hạ, độ >n cậy cao, dễ bảo quản, có thể lắp trực >ếp vào lưới điện 3 pha không cần
biến đổi dòng điện, công nghiệp hay dùng 5
Tính công suất cần thiết của động cơ: 5
Xác định số vòng quay của động cơ: 7
Chọn nhãn hiệu, quy cách động cơ: 7
TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC: 7
Xác định hệ số truyền tổng ut của toàn bộ hệ thống: 7
Phân tỉ số truyền ut cho các bộ truyền: 8
Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên trục động cơ của hộp giảm tốc: 8
Công suất : 8
Mômen xoắn trên các trục: 9
PHẦN II 10
THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ TRONG HỘP GIẢM TỐC 2 CẤP NHANH PHÂN ĐÔI 10
I.SỐ LIỆU THIẾT KẾ: 10

A.CHỌN CHỈ TIÊU THIẾT KẾ: 10
B.THỨ TỰ THIẾT KẾ: 10
II.CẤP NHANH: TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG NGHIÊNG 10
Định ứng suất >ếp xúc và uốn cho phép khi làm việc và khi quá tải: 11
2.1 Định ứng suất >ếp xúc cho phép khi làm việc 11
2.2 Định ứng suất uốn cho phép: 12
NGUYỄN HẢI MINH – ĐTA49-ĐH3 Page 2
THIẾT KẾ MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
Định ứng suất cho phép khi quá tải: 13
Chọn hệ số chiều rộng bánh răng: 13
Tính sơ bộ khoảng cách trục aω1 14
Xác định thông số ăn khớp: 14
Xác định môđun: 14
Xác định góc nghiêng của răng trên mắt trụ chia (răng nghiêng), xác định số răng: 15
Xác định hệ số dịch chỉnh (nếu có) 15
Kiểm nghiệm răng về độ bền >ếp xúc: 15
Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: 18
Kiểm nghiệm độ bền răng khi quá tải: 20
II. CẤP CHẬM: TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG THẲNG 21
Chọn vật liệu: 21
Định ứng suất >ếp xúc và uốn cho phép khi làm việc và khi quá tải: 22
2.1 Định ứng suất >ếp xúc cho phép khi làm việc 22
2.2 Định ứng suất uốn cho phép: 23
Định ứng suất cho phép khi quá tải: 24
Chọn hệ số chiều rộng bánh răng: 24
Tính sơ bộ khoảng cách trục aω1 25
Xác định thông số ăn khớp: 25
Xác định môđun: 25
5.2 Xác định số răng: 25
Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: 31

Kiểm nghiệm độ bền răng khi quá tải: 32
Tính các thông số và kích thước của bộ truyền: 33
III. KIỂM TRA ĐIỀU KIỆN VA CHẠM VÀ BƠI TRƠN CHO 2 CẤP: 34
Kiểm tra điều kiện tránh va chạm cho bánh răng lớn cấp nhanh: 34
Kiểm tra điều kiện bôi trơn cho 2 cấp: 35
Chọn phương pháp bôi trơn: 35
NGUYỄN HẢI MINH – ĐTA49-ĐH3 Page 3
THIẾT KẾ MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
Kiểm tra điều kiện bôi trơn: 35
Chọn dầu bôi trơn cho 2 cấp: 36
IV. TÍNH LỰC TÁC DỤNG TRONG BỘ TRUYỀN: 36
Tên lực: 36
Tính lực: 36
Cấp chậm: 37
PHẦN 3 37
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC TRỤC TRONG HỘP GIẢM TỐC 2 CẤP 37
CHỌN VẬT LIỆU: 37
Chọn vật liệu: 38
TÍNH GẦN ĐÚNG TRỤC: 38
Vẽ lược đồ hộp giảm tốc 2 cấp nhanh phân đôi: 38
Tính chiều dài các đoạn trục: 39
…nh các kích thước phụ: 39
NGUYỄN HẢI MINH – ĐTA49-ĐH3 Page 4
THIẾT KẾ MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
PHẦN 1
CHỌNG ĐỘNG CƠ DẪN ĐỘNG HỆ THỐNG VÀ
TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC
I. CHỌN ĐỘNG CƠ:
1. Chọn loại động cơ:
Điều kiện làm việc của động cơ: động cơ quay một chiều, có số vòng quay

không đổi, làm việc tin cậy: từ những đặc điển trên ta chọn động cơ roto ngắn
mạch có nhiều ưu điển như kết cấu đơn giản , giá thành hạ, độ tin cậy cao, dễ
bảo quản, có thể lắp trực tiếp vào lưới điện 3 pha không cần biến đổi dòng điện,
công nghiệp hay dùng.
vậy nên ta chọn động cơ roto ngắn mạch
Tính công suất cần thiết của động cơ:
Công suất trên trục động cơ được xác định:
P
td
= P
lv
trong đó:
P
lv
– công suất làm việc, kW
T
i
, t
i
– mômen xoắn tác dụng trong thời gian t
i
(cho ở đồ thị tải trọng);
T – mômen xoắn lớn nhất bỏ qua mômen quá tải.
Chú ý: các tỷ số được lấy từ đồ thị tải trọng.
P
td
= 9.
NGUYỄN HẢI MINH – ĐTA49-ĐH3 Page 5
THIẾT KẾ MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
= 9.

= 7,350 (kW)
Công suất cần thiết được tính theo công thức sau:
P
ct
= P
td
/
t
Trong đó:
t
– hiệu

suất tổng của hệ dẫn động:
η
t
= η
đ
. η
h
với:
đ
– hiệu suất chuyền động bánh đai,
đ
= 0,95

h
– hiệu suất của hộp giảm tốc, tính như sau:
- Với hộp giảm tốc 2 cấp nhanh phân đôi ta có:
η
h

= .
trong đó: – hiệu suất ổ lăn, = 0,995
– hiệu suất bánh răng trụ, = 0,96
η
h
= = 0,908
η
t
= 0,95 . 0,908 = 0.863
Vậy công suất cần thiết là:
P
ct
= 7,350/ = 8,521 (kW)
NGUYỄN HẢI MINH – ĐTA49-ĐH3 Page 6
THIẾT KẾ MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
Xác định số vòng quay của động cơ:
- Theo bảng 2-4 Tr21 chọn tỷ số chuyền sơ bộ cho các bộ truyền có trong hệ
dẫn động đã cho và dựa vào số vòng quay của trục ra của hộp giảm tốc đã cho
(n
r
)để xác định sơ bộ số vòng quay của động cơ:
- Hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng trụ: u
h
= 9
- TĐĐThang : u
đsb
= 1,5
Số vòng quay sơ bộ của động cơ:
n
sb

= u
đsb
.u
h
.n
r
n
sb
= 1,5 . 9 . 105
= 1417,5 (v/p)
Chọn nhãn hiệu, quy cách động cơ:
dùng các bảng P1.1 đến P1.7 ở phần phụ lục để chọn động cơ thỏa mãn đồng
thời 3 điều kiện sau:
hay
Vậy ta chọn động cơ: 4A132M4Y3
Bảng: các thông số cần thiết của động cơ :
Kiểu động
cơ
Công
suất
kW
Vận tốc
quay v/p
η % T
max
/T
dn
T
k
/T

dn
4A132M4Y3 11,0 1458 0,87 87,5 2,2 2,0
TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC:
Xác định hệ số truyền tổng u
t
của toàn bộ hệ thống:
u
t
= n
đ/c
/n
r
trong đó: n
đ/c
– số vòng quay của động cơ đã chọn
n
r
– số vòng quay trục ra của hộp giảm tốc
NGUYỄN HẢI MINH – ĐTA49-ĐH3 Page 7
THIẾT KẾ MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
u
t
= 1458/105 = 13,886
Phân tỉ số truyền u
t
cho các bộ truyền:
Phân u
t
làm 3 thành phần như sau:
u

t
= u
đ
. u
h
= u
đ
. u
1
.u
2
trong đó:
u
1
– tỷ số truyền cấp nhanh của HGT:
u2 – tỷ số truyền cấp chậm của HGT:
- Chọn u
đsb
= 1,5
u
h
= u
t
/u
đsb
- Phân u
h
cho cấp nhanh và cấp chậm của HGT:
Phân theo yêu cầu bôi trơn.
u

h
= u
1
. u
2
Với hộp giảm tốc 2 cấp nhanh phân đôi thì:
• Lấy u
1
= (1,2 1,3)u
2
; u
h
= (1,2 1,3)u
2
2
u
2
= = 2.631 2.739
Từ (dãy trang 99 TTTKHDCK – 1) ta chọn u
2
= 2,8 .
• u
1
= = = 3,2
- Tính lại u
đ
theo u
1
, u
2

:
u
đ
. u
1
. u
2
= u
t
= n
đ/c
/n
lv
u
đ
. u
h
= n
đ/c
/n
lv
u
đ
. 9 = 1458/105
u
đ
= 1,543
Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên trục động cơ của hộp giảm tốc:
Công suất :
Trục 1: P

1
= P
ct
. η
đ
.
ôl
= 8,521 . 0,95 . 0,995
= 8,054 kW
NGUYỄN HẢI MINH – ĐTA49-ĐH3 Page 8
THIẾT KẾ MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
Trục 2: P
2
= P
1
. η
1
.
ôl
= 8,054 . 0,96 . 0,995
= 7,693 kW
Trục 3: P3 = P
2
. η
2
.
ôl
= 7.693 . 0,96 .0,995
= 7,350 kW
Trong đó: η

1
– hiệu

suất của cấp nhanh, tùy thuộc vào loại HGT η
1
= 0,96
η
2
– hiệu suất của cấp chậm, η
2
= η
brt
1.1 Vòng quay:
Trục 1: n
1
= n
đ/c
/u
đ
= 1458/1,543
= 945 v/p
Trục 2: n
2
= n
1
/u
1
= 945/3,2
= 295 v/p
Trục 3: n

3
= n
2
/u
2
= 295/2,8
= 105 v/p
Mômen xoắn trên các trục:
Trục 1: T
1
= 9,55 . . P
1
/n
1
= 9,55 . . 8,054/945
= 81392,275 (Nmm)
Trục 2: T
2
= 9,55 . . P
2
/n
2
= 9,55 . . 7,693/295
= 249044,576 (Nmm)
Trục 3: T
3
= 9,55 . . P
3
/n
3

= 9,55 . . 7,350/105
= 668500 (Nmm)
BẢNG KẾT QỦA TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC
Trục
Thông số
Động cơ 1 2 3
Công suất
[kW]
P
ct
= 8,521 P
1
= 8,054 P
2
= 7,693 P
3
= 7,350
Số vòng quay
[v/p]
n
đ/c
= 1458 n
1
= 945 n
2
= 295 n
3
= 105
Tỉ số truyền u
đ

= 1,543 u
1
= 3,2 u
2
= 2,8
Mômen xoắn T
1
= T
2
= T3 =
NGUYỄN HẢI MINH – ĐTA49-ĐH3 Page 9
THIẾT KẾ MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
[Nmm] 81392,275 249044,576 668500
PHẦN II
THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ TRONG
HỘP GIẢM TỐC 2 CẤP NHANH PHÂN ĐÔI
I. SỐ LIỆU THIẾT KẾ:
- Mômen trục 1 HGT: T
1
= 81392,275 Nmm
- Mômen trục 2 HGT: T
2
= 249144,576 Nmm
- Mômen trục 3 HGT: T
3
= 668500 Nmm
- Số vòng quay trục 1: n
1
= 945 v/p
- Số vòng quay trục 2: n

2
= 295 v/p
- Tỉ số truyền cấp nhanh: u
1
= 3,2
- Tỉ số truyền cấp chậm: u
2
= 2,8
A. CHỌN

CHỈ TIÊU THIẾT KẾ:
Các cặp bánh răng lắp trong hộp giảm tốc được ngâm trong dầu nên được
thiết kế theo độ bền tiếp xúc để tránh dạng phá hỏng tróc mỏi bề mặt do ứng
suất tiếp xúc gây nên.
B. THỨ TỰ THIẾT KẾ:
Với hộp giảm tốc 2 cấp nhanh phân đôi thì ta chọn thiết kế cấp nhanh trước
rồi đến cấp chậm.
II. CẤP NHANH: TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG NGHIÊNG
1. Chọn vật liệu:
Điều kiện làm việc của bánh răng cấp nhanh: vận tốc quay lớn, chịu tải trọng
từ thấp đến trung bình, bôi trơn liên tục nên cần vật liệu tránh hiện tượng tróc
mỏi bề mặt
NGUYỄN HẢI MINH – ĐTA49-ĐH3 Page 10
THIẾT KẾ MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
Vậy ta chọn vật liệu nhón I, HB 350 bánh răng được thường hóa hoặc tôi
cải thiện:
Bảng thông số vật liệu
Bánh răng
Mác
thép

Nhiệt luyện
Độ cứng
(HB)
Giới hạn
chảy(σ
ch
), MPa
Bánh nhỏ(1) 45 Tôi cải thiện 206 HB 450
Bánh lớn(2) 45 Tôi cải thiện 191 HB 450
Định ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép khi làm việc và khi quá tải:
2.1 Định ứng suất tiếp xúc cho phép khi làm việc
[σ
H
] = σ
0
H lim
. Z
R
. Z
v
. K
XH
. K
HL
/S
H
Trong đó: khi tính sơ bộ các hệ số này chưa biết, nên ta lấy tích Z
R
. Z
v

.
K
XH
= 1;
S
H
– tra trong bảng 6.2 Tr 94 ta được: S
H
= 1,1
σ
0
H lim
- ứng suất cho phép ứng với số chu kì cơ sở, bảng 6.2 ta được σ
0
H
lim
= 2HB + 70
σ
0
H lim1
= 2 . 206 + 70 = 482 MPa
σ
0
H lim 2
= 2 . 191 + 70 = 452 MPa
K
HL
– hệ số tuổi thọ:
K
HL

=
N
H0
– số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc: N
H0
= 30
HB
2,4
(HB: độ cứng Brinen)
N
H0 1
= 30 . 215
2,4
= 12 . 10
6
NGUYỄN HẢI MINH – ĐTA49-ĐH3 Page 11
THIẾT KẾ MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
N
H0 2
= 30 . 200
2,4
= 10 . 10
6
N
HE
– số chu kì thay đổi ứng suất tương đương:
Bánh lớn:
N
HE2
= 60 = 60n

2

= 60 . 295 . 16500 .
=28,895 . 10
6

Bánh nhỏ:
N
HE1
=N
HE2
. u
1
= 3,2 . 28,895 . 10
6
= 92,464 . 10
6
Ta có: N
HE1
> N
H0 1
nên ta lấy K
HL1
= 1
N
HE2
> N
H0 2
nên ta lấy K
HL2

= 1
Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép khi làm việc là:
[σ
H
]
1
= 482 . 1 . 1/1,1 = 438,182 MPa
[σ
H
]
2
= 452 . 1 . 1/1,1 = 410,91 MPa
2.2 Định ứng suất uốn cho phép:
[σ
F
] = σ
0
F lim
. Y
R
. Y
S
. K
XF
. K
FL
/S
F
Trong đó: khi tính sơ bộ các hệ số này chưa biết, nên ta lấy tích
Y

R
. Y
S
. K
XF
= 1;
S
F
– tra trong bảng 6.2 Tr 94 ta được: S
F
= 1.75
σ
0
F lim
- ứng suất cho phép ứng với số chu kì cơ sở, bảng 6.2 ta được
σ
0
F lim
= 1,8HB
σ
0
F lim1
= 1,8 . 206 = 370,8 MPa
σ
0
F lim2
= 1,8 . 175 = 343,8 MPa
K
FL
– hệ số tuổi thọ:

K
FL
=
NGUYỄN HẢI MINH – ĐTA49-ĐH3 Page 12
THIẾT KẾ MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
N
F0
– số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn:
N
F0
=4 .10
6
N
FE
– số chu kì thay đổi ứng suất tương đương:
Bánh lớn:
N
FE2
= 60 = 60n
2

= 60 . 295 . 16500 .
N
FE2
= 141,157 . 10
6
Bánh nhỏ:
N
FE1
=N

FE2
. u
1
= 141,157 . 10
6
. 3,2
= 451,7 . 10
6
Ta có: N
FE1
> N
F01
nên ta lấy K
FL1
= 1
N
FE2
> N
F02
nên ta lấy K
FL2
= 1
Vậy ứng suất uốn cho phép khi làm việc là:
[σ
F
]
1
= 370,8 .1 .1/1,75 = 211,866 MPa
[σ
F

]
2
= 343,8 . 1 .1/1,75 = 196,457 MPa
Định ứng suất cho phép khi quá tải:
- Ứng suất tiếp xúc cho phép quá tải:
Với bánh răng trường hóa, tôi cải thiện :
[
H
]
max
= 2,8
ch
= 2,8 . 450 = 1260 MPa
- Ứng suất uốn cho phép quá tải:
Với HB 350: thì [
F
]
max
= 0,8
ch
= 0,8 . 450 = 360 MPa
Chọn hệ số chiều rộng bánh răng:
- Chọn hệ cố chiều rộng bánh răng : = 0,3
- Hệ số chiều rộng tương đối của bánh răng:
=
= 0.3 . (3,2 +1)/2
= 0,63
- Hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều dài răng(tra bảng 6.7 Tr 98) ,
nội suy ta được:
NGUYỄN HẢI MINH – ĐTA49-ĐH3 Page 13

THIẾT KẾ MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
= 1,0775 , = 1,181
Tính sơ bộ khoảng cách trục a
ω1
Cấp nhanh răng nghiêng:
a
ω1
= 43(u
1
+1)
= 43(3,2 + 1)
= 114,28 mm
Lấy a
ω1
= 115 mm
trong đó: u
1
– tỷ số truyền cấp nhanh;
T
1
– mômen xoắn trục bánh răng nhỏ (mômen trục 1 ), Nmm
– hệ số phân bố không đều tải trọng trên bề mặt răng;
– hệ số chiều rộng bánh răng cấp nhanh;
[
H
] - ứng suất tiếp xúc cho phép lấy như sau:
[
H
] = ([
H

]
1
+[
H
]
2
)/2 1,25[
H
]
2
= (438,182 + 410,91)/2
= 424,59 513,638 MPa
Xác định thông số ăn khớp:
Xác định môđun:
m
n
= ( 0,01 0,02 ) 115
= 1,15 2,28
tra bảng 6.8 Tr 99 lấy giá trị tiêu chuẩn: m
n
= 2
NGUYỄN HẢI MINH – ĐTA49-ĐH3 Page 14
THIẾT KẾ MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
Xác định góc nghiêng của răng trên mắt trụ chia (răng nghiêng), xác định số
răng:
- Chọn sơ bộ góc nghiêng: đối với cấp nhanh phân đôi ta chọn = 35
0
- Tính số răng bánh nhỏ:
Z
1

= =
= 22,4 lấy Z
1
= 22
T/m Z
1
= 22 > Z
1min
= 12 + 2
- Tính số răng bánh lớn:
Z
2
= Z
1
. u
1
= 22 . 3,2 = 70,4 Z
2
= 71
- Tính tỷ số truyền thực và sai số tỷ số truyền:
Tỷ số truyền thực:
u
1m
= Z
2
/Z
1
= 71/22 = 3,23
Sai số tỷ số truyền:
= (u

1
– u
1m
)/u
1
= (3 /3,2

Thỏa mãn điều kiện [ ] không vượt quá 4%
- Tính chính xác góc ghiêng (để a
ω1
không thay đổi khi làm tròn số răng)
cos = = = 0,809 = 36
0
Xác định hệ số dịch chỉnh (nếu có)
Với răng nghiêng không cần thiết dùng dịch chỉnh, cho nên :
x
1
= x
2
=0;
a
w
= a = 115mm
d
w11
= d
11
= m
n
Z

1
/cos = 2 . 22/cos36 = 54,4 mm
d
w

12
= d
12
= m
n
Z
2
/cos = 2 . 71/cos36 = 175,5 mm
Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
- Kiểm tra độ bền tiếp xúc cho bánh lớn: công thức (CT) 6.33 Tr 105;
NGUYỄN HẢI MINH – ĐTA49-ĐH3 Page 15
THIẾT KẾ MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
H
= [
H
]
Trong đó:
Z
M
= 274 MPa
1/2
Z
H
=
với tg = cos . tg

Bánh răng nghiêng không dịch chỉnh: )
: lấy tiêu chuẩn
36
0
arctg(tg20
0
/cos36
0
) = 24,2
0
tg = cos . tg = cos24,2
0
. tg36
0
= 0,663
Z
H
= = 1,494
Hệ số trùng khớp dọc:
= 34,5sin36
0
/(
3,227
Với = 0,3 . 115 = 34,5 mm
Với > 1 ta có: = = = 0,876
Với = [1,88 – 3,2(1/Z
1
+ 1/Z
2
)]cos

= [1,8 – 3,2(1/22 + 1/71)]cos36
0
= 1,302
K
H
=
NGUYỄN HẢI MINH – ĐTA49-ĐH3 Page 16
THIẾT KẾ MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
– hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
đồng thời ăn khớp, tra bảng 6.14 Tr 107 (nội suy) ta được: = 1,133
(với 2,5 < V < 5 m/s)
K
Hv
tính như sau :
Vận tốc vòng: V = = . 54,5 . 945/60000
= 2,697 m/s
Với = 2 . 115/(3,23 + 1) = 54,5 mm
Theo bảng 6.13 Tr106 ; chọn cấp chính xác cho bộ truyền: = 9
Theo bảng 6.15 Tr 107; chọn
Theo bảng 6.16 Tr 107; chọn g
0
= 73
Tính: = 0,002 . 73 . 2,697 . = 2,350
K
Hv
= 1 + = 1 + = 1,044
Trong đó: = 0,3 . 115 = 34,5 mm
Hệ số : K
H
= = 1,0775 . 1,133 . 1,044 = 1,275

Tính:
H
=
= 274 . 1,494 . 0,876 .
NGUYỄN HẢI MINH – ĐTA49-ĐH3 Page 17
THIẾT KẾ MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
= 412,967 MPa
- Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép: [
H
]’ (có kể đến các hệ số
Z
v
, Z
R
, K
XH
)
[
H
]’ = [
H
] . Z
v
. Z
R
. K
XH
Z
v
– hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng; Z

v
= 1 (v = 2,62 m/s < 5)
Z
R
– hệ số xét đến độ nhám của mặt răng khi làm việc; Z
R
= 0,95 (chọn
cấp chính xác gia công là 9 thì cần gia công bề mặt đến R
a
= 2,5 ÷ 1,25 μm
K
XH
– hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng; K
XH
= 1 (do
d
a12
< 700 mm)
[
H
]’ = 424,59. 1 . 0,95 . 1
403,361 MPa
H
> [
H
]’
Tính tỷ số: = = 0,024
Vậy :
H
/[

H
]’)
2
= 0,3 . 115 .
= 36 mm
Làm tròn
Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
Kiểm tra điều kiện bền uốn cho cả 2 bánh:
=
= 84,830 < = 211,886 MPa
NGUYỄN HẢI MINH – ĐTA49-ĐH3 Page 18
THIẾT KẾ MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
= = 84,830 . 3,595/4
= 76,241 < = 196,457 MPa
Trong đó:
T
1
– mômen xoắn trên trục chủ động —(mômen trục 1)
= 1,373 – hệ số phân bố tải trọng giữa các đôi răng đồng thời ăn
khớp; bảng 6.14/107 , (nội suy)
= 1,181 – hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều dài răng;
bảng 6.7/98 , ( nội suy)
– hệ số tải trọng động, được tính như sau:
= 1 + = 1 + = 1,105
Với: = 0,006 . 73 . 2,697 . = 7,049
1/ = 1/1.302 = 0.768 – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;
Với = [1,88 – 3,2(1/Z
1
+ 1/Z
2

)]cos
= [1,8 – 3,2(1/22 + 1/71)]cos36
0
= 1,302
= 1 – /140 = 1- 36/140 = 0.743 – hệ số kể đến độ nghiêng của
răng;
– hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2:
,00 (Z
1
= 22)
= 3,595 (Z
2
= 71)
m
n
= 2 mm – môđun pháp của bánh răn nghiêng
NGUYỄN HẢI MINH – ĐTA49-ĐH3 Page 19
THIẾT KẾ MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
= 36 mm – chiều rộng vành răng
= 54,5 mm – đường kính vòng lăn bánh chủ động cấp nhanh
= 211,886 MPa - ứng suất uốn cho phép bánh nhỏ
= 196,457 MPa - ứng suất uốn cho phép bánh lớn
Kiểm nghiệm độ bền răng khi quá tải:
- Kiểm tra sức bền tiếp xúc khi quá tải:
= 438,182 . = 518,464 1260 MPa
Vậy 2 bánh răng đủ điều kiện bền tiếp xúc khi qua tải.
- Kiểm tra bền uốn khi quá tải cho cả hai bánh:
= 211,886 . 360 MPa
= 196,457 . 360 MPa
Với K

qt
= 1,4 – hệ số quá tải
Vậy 2 bánh răng đủ điều kiện bền uốn khi quá tải:
2. Tính các thông số và kích thước của bộ truyền:
NGUYỄN HẢI MINH – ĐTA49-ĐH3 Page 20
THIẾT KẾ MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
Bảng tính các thông số của cấp nhanh:
Thông số
Kí
hiệu
Công thức tính Kết quả
Đơn
vị
Khoảng cách truc
chia
a
1
a
1
= 0,5m
n
(Z
1
+ Z
2
)/cos
115 mm
Khoảng cách trục a
w1
a

w1
= a
1
cos /cos
115 mm
Đường kính vòng
chia
d
d
11
= m
n
Z
1
/cos
d
12
= m
n
Z
2
/cos
54,5
175,5
mm
Đường kính vòng
lăn
d
w
d

w1
= 2 a
w1
/(u
1m
+ 1)
d
w2
= u
1m
d
w11
54,5
175,5
mm
Đường kính đỉnh
răng răng
d
a
d
a11
= d
11
+ 2m
n
d
a12
= d
12
+ 2m

n
58,5
179,5
mm
Đường kính chân
răng
d
f
d
f11
= d
11
– 2,5m
n
d
f12
= d
12
– 2,5m
n
49,5
170,5
mm
Chiều rộng vành
răng
b
w
Bánh nhỏ: b
w1
Bánh lớn: b

w2
40
36
mm
Góc profin gốc
20
0
Góc profin răng
)
20
0
Góc ăn khớp
arccos(a.cos /a
w
)
24,2
0
Hệ số dịch chỉnh x
Bánh nhỏ: x
1
Bánh lớn: x
2
0
0
Môđun pháp m
n
2 mm
Hệ số trùng khớp
ngang
= [1,88 – 3,2(1/Z

1
+ 1/Z
2
)]cos
1,302
Số răng Z
Bánh nhỏ: Z
1
Bánh lớn: Z
2
22
71
Chiếc
II. CẤP CHẬM: TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG THẲNG
Chọn vật liệu:
Điều kiện làm việc của bánh răng cấp chậm: vận tốc nhỏ , chịu tải trọng trung
bình đến cao, bôi trơn liên tục
NGUYỄN HẢI MINH – ĐTA49-ĐH3 Page 21
THIẾT KẾ MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
Vậy ta chọn vật liệu nhón I, HB 350 bánh răng được thường hóa hoặc tôi
cải thiện:
Bảng thông số vật liệu
Bánh răng
Mác
thép
Nhiệt luyện
Độ cứng
(HB)
Giới hạn
chảy(σ

ch
), MPa
Bánh nhỏ(1) 45 Tôi cải thiện 285 HB 580
Bánh lớn(2) 45 Tôi cải thiện 275 HB 580
Định ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép khi làm việc và khi quá tải:
2.1 Định ứng suất tiếp xúc cho phép khi làm việc
[σ
H
] = σ
0
H lim
. Z
R
. Z
v
. K
XH
. K
HL
/S
H
Trong đó: khi tính sơ bộ các hệ số này chưa biết, nên ta lấy tích
Z
R
. Z
v
. K
XH
= 1;
S

H
– tra trong bảng 6.2 Tr 94 ta được: S
H
= 1,1
σ
0
H lim
- ứng suất cho phép ứng với số chu kì cơ sở, bảng 6.2 ta được
σ
0
H lim
= 2HB + 70
σ
0
H lim1
= 2 . 285 + 70 = 640 MPa
σ
0
H lim 2
= 2 . 275 + 70 = 620 MPa
K
HL
– hệ số tuổi thọ:
K
HL
=
N
H0
– số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc: N
H0

= 30
HB
2,4
(HB: độ cứng Brinen)
N
H0 1
= 30 . 285
2,4
= 23,37. 10
6
N
H0 2
= 30 . 275
2,4
= 21,45 . 10
6
NGUYỄN HẢI MINH – ĐTA49-ĐH3 Page 22
THIẾT KẾ MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
N
HE
– số chu kì thay đổi ứng suất tương đương:
Bánh lớn:
N
HE2
= 60 = 60n
3

= 60 . 105 . 16500 .
=61,4 . 10
6

Bánh nhỏ:
N
HE1
=N
HE2
. u
2
= 2,8 . 61,4 . 10
6
= 171,9 . 10
6
Ta có: N
HE1
> N
H0 1
nên ta lấy K
HL1
= 1
N
HE2
> N
H0 2
nên ta lấy K
HL2
= 1
Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép khi làm việc là:
[σ
H
]
1

= 640 . 1 . 1/1,1 = 581,818 MPa
[σ
H
]
2
= 620 . 1 . 1/1,1 = 563,636 MPa
2.2 Định ứng suất uốn cho phép:
[σ
F
] = σ
0
F lim
. Y
R
. Y
S
. K
XF
. K
FL
/S
F
Trong đó: khi tính sơ bộ các hệ số này chưa biết, nên ta lấy tích
Y
R
. Y
S
. K
XF
= 1;

S
F
– tra trong bảng 6.2 Tr 94 ta được: S
F
= 1.75
σ
0
F lim
- ứng suất cho phép ứng với số chu kì cơ sở, bảng 6.2 ta được
σ
0
F lim
= 1,8HB
σ
0
F lim1
= 1,8 . 285 = 513 MPa
σ
0
F lim2
= 1,8 . 275 = 495 MPa
K
FL
– hệ số tuổi thọ:
K
FL
=
N
F0
– số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn: N

F0
=4 .10
6
N
FE
– số chu kì thay đổi ứng suất tương đương:
Bánh lớn:
NGUYỄN HẢI MINH – ĐTA49-ĐH3 Page 23
THIẾT KẾ MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
N
FE2
= 60 = 60n
3

= 60 . 105 . 16500 .
N
FE2
= 50,2 . 10
6
Bánh nhỏ:
N
FE1
=N
FE2
. u
2
= 50,2 . 10
6
. 2,8
= 140,56 . 10

6
Ta có: N
FE1
> N
F01
nên ta lấy K
FL1
= 1
N
FE2
> N
F02
nên ta lấy K
FL2
= 1
Vậy ứng suất uốn cho phép khi làm việc là:
[σ
F
]
1
= 513 .1 .1/1,75 = 293,143 MPa
[σ
F
]
2
= 495 . 1 .1/1,75 = 282,857 MPa
Định ứng suất cho phép khi quá tải:
- Ứng suất tiếp xúc cho phép quá tải:
Với bánh răng thường hóa, tôi cải thiện :
[

H
]
max
= 2,8
ch
= 2,8 . 580 = 1624 MPa
- Ứng suất uốn cho phép quá tải:
Với HB 350: thì [
F
]
max
= 0,8
ch
= 0,8 . 580 = 464 MPa
Chọn hệ số chiều rộng bánh răng:
- Chọn hệ cố chiều rộng bánh răng : = 0,4
- Hệ số chiều rộng tương đối của bánh răng:
=
= 0.4 . (2,8 +1)/2
= 0,76
- Hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều dài răng(tra bảng 6.7 Tr 98)
= 1,02 , = 1,0265
NGUYỄN HẢI MINH – ĐTA49-ĐH3 Page 24
THIẾT KẾ MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
Tính sơ bộ khoảng cách trục a
ω1
Cấp chậm răng thẳng:
a
ω2
= 50(u

2
+1)
= 50(2,8 + 1)
= 169,8 mm
Lấy a
ω2
= 170 mm
trong đó: u
2
– tỷ số truyền cấp chậm;
T
2
= Nmm – mômen xoắn trục bánh răng nhỏ (mômen
trục 2 ),
= 1,02 – hệ số phân bố không đều tải trọng trên bề mặt răng;
= 0,4 – hệ số chiều rộng bánh răng cấp chậm;
[
H
]
2
= 563,636 MPa - ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh
Xác định thông số ăn khớp:
Xác định môđun:
m = ( 0,01 0,02 ) a
w2


= ( 0,01 0,02 ) . 170
= 1,70

3,40
tra bảng 6.8 Tr 99 lấy giá trị tiêu chuẩn: m = 2
5.2 Xác định số răng:
- Tính số răng bánh nhỏ:
Z
1
= =
NGUYỄN HẢI MINH – ĐTA49-ĐH3 Page 25