Đồ án thiết kế môn học chi tiết máy pdf

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Th.S PHẠM ĐỨC DŨNG
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
ĐỀ SỐ 23- PHƯƠNG ÁN 7.

Sơ đồ hệ thông động và biểu đồ mô men làm việc của động cơ
1: Động cơ điện 2: khớp nối đàn hồi 3: hộp giảm tốc
4: bánh răng 5: tang quay.
Số liệu thiết kế:
Lực F (KN) = 5, 1
Vận tốc v (m/s) = 1, 18
Đường kính tang dẫn, D = 0, 45 m
Mô men m (kNm) =2, 3
Thời gian phục vụ 5 năm
(K
năm
=0,3 , K
ngày
= 0,8).

SVTh: Bùi Quốc Tuấn Trang-1
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Th.S PHẠM ĐỨC DŨNG
PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỔI TỈ SỐ TRUYỀN
1. Chọn động cơ:
-Ta có số liệu ban đầu:
F =5, 1 k N
V = 1, 18
sm
D = 0, 45 m
-Công suất trên tang quay:
P
lv

=F*V=5, 1*1, 18 = kW.
+Tính công suất cần thiết của động cơ: p
ct
=
lv
p
η
(1)
Trong đó:
+Hiệu suất chung:
4
4
2
321

ηηηηη
=
Với:
1
1
=
η
- hiệu suất khớp nối đàn hồi
2
η
= 0, 96 - hiệu suất bộ truyền bánh răng côn
3
η
= 0, 97 - hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ
4

η
= 0, 99 - hiệu suất của một cặp ổ lăn.
=>
η
=
87.0
Thay vào công thức (1) ta có: p
ct
= kW.
-Chọn số vòng quay n
sb
:
+Chọn tỉ số truyền sơ bộ:
u
sb
= u
nsb
.u
hsb
= 4*7 =

Với: u
nsb
là tỉ số truyền của bánh răng nghiêng = 4,
U
hsb
là

tỉ số truyền của hộp giảm tốc = 7
+Số vòng quay của tang:

N
tg
=
D
V
*14.3
*60000
= v/p.

⇒
Số vòng quay của động cơ sơ bộ:
N
sb =
n
tg
.u
sb
= 50 * 24.5 = v/p.
-Động cơ được chọn phải thõa mãn:
đc ct
db sb
P P
n n
≥


≈

Vậy động cơ được chọn:
đb

n
= 1400 (v/p) , p = 1,5 (KW);
-Loại 4A80B4Y3 (p1. 3- Tính Toán Thiết Kể Hệ Thống Dẫn ĐộngCơ Khí)
2. Phân phối tỉ số truyền:
SVTh: Bùi Quốc Tuấn Trang-2
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Th.S PHẠM ĐỨC DŨNG
-Tính lại chính xác tỉ số truyền chung cho hệ dẫn động
U =
50
1400
=
tg
dc
n
n
=
+Chọn tỉ số truyền cho bộ truyền bánh răng là: u
ng
= u
đ
= 3
U
=
u
ng
.u
h
=3.u
h
=

ng
h
u
U
u =⇒

+ U
h
là tỉ số truyền của hộp giảm tốc.
-Phân phổi tỉ số truyền trong hộp giảm tốc theo điều kiện bôi trơn bằng
cách ngâm dầu và đế nhận được khuôn khổ hộp giảm tốc nón- trụ hai cấp
nhỏ nhất, có thể sửa dụng đồ thị hình 5-17(Thiết kể chi tiết máy – Nguyễn
Văn Lẫm).
+Khi dùng đồ thị trên cần phái biết trước các thông số tỉ lệ sau:

[ ]
[ ]
2
02
N
2
02
2,25
à
(1 )
dc n
c txc
N
n

L L c
txn
K
d
v
d
K
ψ σ
ε λ
ψ ψ σ
× × ×
= =
− × × ×
+Trong đó
L
b
L
ψ
=
hệ số chiều rộng bánh răng nón b trên cho chiều dài dường sinh
hình nón L.
L
ψ
có thế lấy bằng 0,3;
2
01
c
dc
c
b

b
ψ
=
.;chọn
1 1,4
N
ε
= ÷
+Khi thiết kế sơ bộ có thế lấy
+Do đó
10,7
N dc
λ ψ
= ×
với
1,15 1,4
dg
ψ
= ÷
+Chọn
1, 2
dc
ψ
=
=> ta tính được
N
λ
=
Tra trên đồ thị với số liệu vừa tính được ta có u
1

= 3.3 (Đây là tỉ sổ truyền của cặp bánh
răng nón), do đó tỉ số truyền của cặp bánh Răng trụ sẽ là:
u
2
= u
h
/ u
1
= / =
3. Tính Công suất, số vòng quay và mô men xoắn trên các trục
-Công suất làm việc:
+Công suất làm việc trên Tang:
P
lv
=P
4
= kW.
+Công suất trên trục 3:
P
3
=
1*99.0
018.6
*
22
01
=
k
lv
p

ηη
=
kW
.
+Công suất trên trục 2:
SVTh: Bùi Quốc Tuấn Trang-3
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Th.S PHẠM ĐỨC DŨNG
P
2
=
101
3
*
br
p
ηη
= kW.
+ Công suất trên trục1:
P
1
=

olbr
p
ηη
*
2
2
=
6.6

kW.
- Số vòng quay trên các trục:
+Số vòng quay trục 1:
1
1400
3
dc
đ
n
n
u
= =
= v/p.
+Số vòng quay trục 2: n
2
=
1
1
700
u 3,3
n
=
= v/p.
+Số vòng quay trên trục 3: n
3
= 50 v/p.
-Tính mô men xoắn trên các trục (T):
+Ta có công thức liên hệ giữa mô men xoắn T và số vòng quay n:

6

9,55.10 .P
T
n
=
+Trên trục động cơ:
1400
6
9,55.10 .
6
9,55.10 .1,5
P
dc
T
dc
n
dc
= =
= N.mm.
+Trên trục 1:
466.7
6
6
9,55.10 .
9,55.10 .1,03
1
1
1
P
T
n

= =
= N.mm.
+Trên trục 2:
141.42
6
6
9,55.10 .
9,55.10 .0,98
2

2
2
P
T
n
= =
= N.mm

+Trên trục 3 :
50
6
6
9,55.10 .
9,55.10 .0,918
3
P
tg
T
n
lv

= =
= N.mm.
-Từ những kết quả tính được ta có bảng phân phổi tỉ số truyền như sau:

SVTh: Bùi Quốc Tuấn Trang-4
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Th.S PHẠM ĐỨC DŨNG
Thông số
Trục động cơ Trục số 1 Trục số 2 Trục số 3
u
n (v/p)

P (kW)

T (N.mm)

PHẦN II: THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
2.1) THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ
2.1.1).Chọn vật liệu và chế độ nhiệt luyện cặp bánh răng trụ răng nghiêng:
- Bánh răng nhỏ:
+ Do không có yêu cầu đặc biệt và quan điểm trong thiết kế; nên ta chọn
thép 45, thưòng hoá độ rắn đạt từ 170 - 220 HB
1 1
580 , 290
b ch
MPa MPa
δ δ
= =
-Bánh răng lớn:
Thép 50 thường hóa, độ rắn đạt180 - 230 HB

2 2
600 , 300
b ch
MPa MPa
δ δ
= =
.
-Giới hạn mỏi tiếp xúc và mỏi uốn của bánh dẫn và bánh bị dẫn:
+Ta có :
0 0
2 70, 1,8
tx u
HB HB
δ δ
= + =
(Bảng 6.2 trang 94-TKHTDDCK) ;
Chọn HB
1
=230, HB
2
=170
+Bánh nhỏ:
0
1
2 70 2.230 70
tx
HB
δ
= + = +
= MPa.

0
u1
1,8 1,8.230HB
δ
= =
= MPa.
+Bánh lớn:
0
2
2 70 2.170 70
tx
HB
δ
= + = +
= MPa
u2
1,8 1,8.170HB
δ
= =
= MPa
-Số Chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:
SVTh: Bùi Quốc Tuấn Trang-5
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Th.S PHẠM ĐỨC DŨNG
+Công thức (6.5-TKHTDDCK, trang 93):
2,4
30.
HO
N HB
=
.

+
2,4 2,4
1
30. 30.230
HO
N HB
= =
= =
7
1,4 10
×
Chu kỳ.
+N
H02
=
2,4 2,4
30 30 170HB
= ×
= = 6, 8.10
6
Chu kỳ.
2.2) THIẾT KỂ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN CẤP NHANH.
2.2.1 – Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uổn cho phép:
a)- Ứng suất tiếp xúc cho phép:
-Số Chu kỳ làm việc tương đương tính Theo công thức:
N
HE
=
3
max

60
i
i i
T
c nt
T
 
× ×
 ÷
 
∑

-Số Chu kỳ làm việc tương đương của bánh răng nón lớn:
+T
i
, n
,
t
i
lần lượt là mô men xoắn,số vòng quay trong một phút và tổng số giờ
bánh răng làm việc ở chế độ i.
+T
max
- mô men xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng (ở đây không tính đến
mô men xoắn do quá tái trong thời gian rất ngắn.)
N
tđ2
= 60.c.
ii
i

Tn
M
M
**
2
max
∑








= 60.n.
∑
i
T
*
∑
∑









i
i
i
T
T
M
M
*
2
max

= 60.1. . .[1
3
.0,45 + 0,3
3
.0,55]
= = 5.10
7
> N
H02
do đó K
HL2
= 1.
(Trong đó tổng thời gian t = 5.300.0, 29. 24. 0, 82 = h).
-Số Chu kỳ làm việc tương đương của bánh răng nón nhỏ:
N
tđ1
= N
tđ2
* u

1
= = 16, 7*10
7
> N
H01
do đó K
HL2
= 1.
-Như vậy Theo (6. 1a-tr93-TKHTDDCK) sơ bộ xác định được:
-ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn:
[ ]
2 1
2
410 1
1,1
o
tx HL
tx
h
k
s
σ
σ
×
×
= =
= MPa.
-ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ

[ ]

1 2
1
530
1,1
o
tx HL
tx
h
k
s
σ
σ
×
= =
= MPa.
(S
h
– hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc = 1, 1-tra bảng 6.2).
b) Ứng suất uổn cho phép:
-Số Chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uổn: N
F0
= 4.10
6
Chu kỳ.
-Tính số Chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương N
FE
:
( )
60. . / . .
mf

FE i MAX i i
N C T T n t
=
∑
SVTh: Bùi Quốc Tuấn Trang-6
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Th.S PHẠM ĐỨC DŨNG
(mf= 6 do độ rắn mặt răng HB < 350).

6 6
2
60 1 8560,8 207,41 (1 0,45 0,3 0,55)
td
N
= × × × × × + ×
= =4, 9.10
7
Chu kỳ.
N
tđ1
= N
tđ2
. u
1
= 4, 8.10
7
.2, 7 = = 16.10
7
Chu kỳ.
Vì N
tđ2

và N
tđ1
> N
F0
= 4.10
6
, do đó K
FL
= 1.
-Ửng suất uốn cho phép của bánh nhỏ:
[ ]
0
1 1
u1
. . / 414.1.1/1,75
u FC FL F
K K S
δ δ
= =
= MPa.
-Ửng suất uổn cho phép của bánh lớn:
[ ]
0
u2 2
u2
/ 306 1 1/1,75
FC FL F
K K S
δ δ
= × × = × ×

= MPa.
+Trong đó S
F
= 1, 75- hệ số an toàn khi tính về uổn (bảng 6.2-tr94).
-Đổi với bánh răng côn răng thắng thì ứng suất tiếp xúc cho phép khi tính toán
ta chọn Theo giá trị nhỏ nhất từ hai giá trị [σ]
tx1
và [σ]
tx2
, do đó:
[σ]
tx
= [σ]
tx2
= MPa.
2.2.2 Tính toán bánh răng côn răng thắng:
a) -Chiều dài côn ngoài bánh chủ động:

( )
[ ]
1
2
3
2
.
. 1
1 . .
H
e R
be be

tx
T K
R K u
K K u
β
δ
= + ×
−

+Với: K
R
=0, 5.K
d
(hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng).
+Vì vật liệu được chọn là thép nên:
+K
d
= 100 MPa => K
R
= 0, 5.100 =50 MPa.
+
β
H
K
= 1, 29 (bảng 6.21 trang 113- TKHTDDCK).
+K
be
=0, 3; hệ số chiều rộng vành răng (chọn K
be
=0, 3; vì u

1
= 2, 7 < 3).
+T
1
= N.mm.
=>
( )
2
3
2
14052 1, 29
50 3,3 1
1 0,3 0,3 3,3 372,7
e
R
×
= + ×
− × × ×
=
= mm.
b) -Đường kính chia ngoài của bánh côn chủ động:
SVTh: Bùi Quốc Tuấn Trang-7
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Th.S PHẠM ĐỨC DŨNG
( )
[ ]
1
1
3
2
.

.
1 . .
H
e d
be be
tx
T K
d K
K K u
β
δ
=
 
−
 

=100.
( )
3
2
14052.1,29
1 0,3 0,3 3,3 372,7− × × ×
= mm.
c) -Xác định các thông số ăn khớp :
+ Số răng của bánh nhó tra bảng 6.22-tr114-TKHTDDCK được Z
1p
= 18
+Với HB< 350, Z
1
= 1,6. Z

1p
= 1,6*18 = răng ;
Lầy số răng bánh côn nhỏ : Z
1
= răng.
+Đường kính trung bình và mô đun trung bình :
d
m1
= (1- 0, 5.K
be
).d
e1
= (1- 0,5*0,3)*57,3 = mm.
m
tm
= d
m1
/ Z
1
= 48,7/28 = mm.
-Xác định các mô đun :
+Mô đun vòng chia ngoài m
e
=
e1
1
57,3
28
d
z

=
= ;
Theo tiêu chuẩn chọn m
e
= 2.
+Số răng bánh bị dẫn : Z
2
= Z
1
.u
1
= 28*3,3 = răng ;
Do đó tỉ số truyền mới u
m
= Z
2
/Z
1
= 92 / 28 =
+góc côn chia :
δ
1
=arctg (Z
1
/Z
2
) = arctg (28/92) = 16
ο
55'37".
SVTh: Bùi Quốc Tuấn Trang-8

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Th.S PHẠM ĐỨC DŨNG
δ
2
= 90
ο
- δ
1
= 73
ο
4'23".
+Bề rộng răng :
b = K
be
.R
e
=0,3* 98,8 = mm.
+ Đường kính vòng chia ngoài bánh bị dẫn :
d
e2
= m
e
.Z
2
= 2.92= mm.
d) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
2
1
2
1
2 . . 1

. . .
0,85. . .
H
H m H
m
T K u
Z Z Z
b d u
ε
δ
+
=
+Tra bảng 6.5 trang 96 chọn z
m
=274.
+Bảng 6.12 trang 106 chọn z
H
=1, 71 (do góc nghiêng β= 0; Z
1
≥ 21 nên hệ
số dịch chỉnh x
1
, x
2
= 0.)
+Theo công thức 6.59a trang 115-hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:
4
4 1,73
3 3
Z

α
ε
ε
−
−
= =
=
+Trong đó: -
α
ε
là hệ số trùng khớp ngang, tính Theo công thức:
α
ε
= [1, 88 – 3, 2.(1/Z
1
+ 1/Z
2
) ] cosβ =
= [1, 88 – 3,2.(1/28 + 1/92) ] cos0 =
-K
H
= K
Hβ
. K
Hα
.K
HV
Hệ sổ tải trọng khi tính về tiếp xúc.
+Bánh răng côn răng thẳng nên: K
Hα

=1
V=
60000

11
nd
m
π
= m/s.
0. 1
. ( 1)/
H H m
V g V d u u
δ
= +
=
(Tra bảng 6.15-tr 107 có giá trị δ
H
; tra bảng 6.16-với cấp chính xác 9 có g
0
).
. 1
1
.
1
2 . .
H m
HV
H H
b d

K
T K K
β α
ν
= +
= .
SVTh: Bùi Quốc Tuấn Trang-9
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Th.S PHẠM ĐỨC DŨNG
K
H
= K
Hβ
. K
Hα
.K
HV
= .
-Vậy tính được giá trị:
δ
H
=
2
2
2 14052 1,61 3,3 1
274 1,71 0,87
0,85 30 48,7 3,3
× × × +
× × ×
× × ×
= MPa < [σ]

tx
= MPa;
Nên bánh răng côn thõa yêu cầu về độ bền tiếp xúc.
e) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
-Điều kiện uốn của bánh răng côn:
1
21
2
1
11
1
.
85,0
2
F
FF
F
m
m
n
FF
F
Y
Y
dmb
YYYKT
δ
δ
δ
βε

=
=
+T
1
= Nmm: mômen xoắn trên bánh chủ động;
+m
nm
= môđun pháp trung bình mm; (bánh côn răng thắng m
nm

=m
tm
);
+b = mm chiều rộng vành răng;
+d
m1
= mm đường kính trung bình của bánh chủ động;
+
β
Y
=1: hệ số kể đến độ nghiêng của răng vì răng đang dùng là răng thẳng.
+
1F
Y
,
2F
Y
: hệ số dạng răng tra bảng 6.18 trang 109 ta có:
1F
Y

=3, 80 (do không dịch chỉnh và Z
v1
= 30 răng).
2F
Y
= 3, 61 (do Z
v2
= 92 răng).
+Hệ số tải trọng khi tính về uốn:
FvFFF
KKKK
βα
=
SVTh: Bùi Quốc Tuấn Trang-10
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Th.S PHẠM ĐỨC DŨNG
K
Fα
= 1-hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp (do bánh răng thắng).
K
Fβ
= 1, 29: hệ số phân bố không đều tải trọng trên vành răng;
(tra bảng 6.21tr113-TKHTDDCK).

1
0
( 1)
48,7.(3,3 1)
. . 0,016.73.1,6
3,3

m
F F
d u
g V
u
ν δ
+
+
= =
=
+Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp:
1
1
. .
1
2 . .
F m
FV
F F
b d
K
T K K
β α
ν
= + =
+Hệ số tải trọng khi tính về uổn:
K
F
= 1*1, 29*3,94 =
1 1

1,73
Y
ε
α
ε
= = =
-Vậy tính được ứng suất uổn sinh ra tại chân răng :
1F
δ
=
MPa ≤ [σ]
u1
= 236,6 MPa.
1 2
2
1
.
F F
F
F
Y
Y
δ
δ
= =
MPa≤ [σ]
u2
= 175 MPa.
2.2.3) - Các thông số của bộ truyền bánh răng côn sau khi tính được:
- Đường kính vòng chia ngoài:

+d
e1
= mm;
+d
e2
= mm;
- Đường kính vòng chia trung bình :
+d
m1
= mm.
+d
m2
= mm.
- Số răng: + Z
1
= răng
+ Z
2
= răng.
SVTh: Bùi Quốc Tuấn Trang-11
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Th.S PHẠM ĐỨC DŨNG
- Môđun vòng chia ngoài:
+m
e
= mm.
- Môđun vòng chia trung bình:
m
nm
= mm;
- Bề rộng vành răng bánh lớn:

B
2
= mm.
-Bề rộng bánh răng nhỏ:
B
1
= 30+3 = 33 mm
(Lấy bề rộng bánh răng nhỏ lớn hơn 10% đế khắc phục sai số lắp đặt đế đảm
bảo bề rộng ăn khớp là B).
- Góc côn chia:
+δ
1
= 16,92
ο

+δ
2
= 73,08
о
2.3) -THIẾT KỂ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG:
2.3.1) – Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uổn cho phép
a)- Ứng suất tiếp xúc cho phép:
-Số Chu kỳ làm việc tương đương:
N
HE
=
3
max
60
i

i i
T
c n t
T
 
× ×
 ÷
 
∑

- Số Chu kỳ làm việc tương đương của bánh răng trụ lớn:
T
i
, n
i ,
t
i
lần lượt là mô men xoắn,số vòng quay trong một phút và tổng số giờ
bánh răng làm việc ở chế độ i.
+ c – là số lần ăn khớp trong một vòng; c = 1.
+T
max
- mô men xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng (ở đây không tính đến
mô men xoắn do quá tái trong thời gian rất ngắn.)
N
tđ2
= 60.1.
ii
i
Tn

M
M
**
2
max
∑








= 60.n.
∑
i
T
*
∑
∑








i

i
i
T
T
M
M
*
2
max

= 60.1.84.8560,8.[1
3
.0,45 + 0,3
3
.0,55] =
= 2 *10
7
> N
H02
do đó K
HL2
= 1.
(Trong đó tổng thời gian t = 5.300.0, 29.24.0, 82 = h).
-Số Chu kỳ làm việc tương đương của bánh răng trụ nhỏ:
SVTh: Bùi Quốc Tuấn Trang-12
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Th.S PHẠM ĐỨC DŨNG
N
tđ1
= N
tđ2

* u
2
= * =
= 4 * 10
7
> N
H01
; do đó K
HL1
= 1.
-Như vậy Theo (6. 1a-tr93-TKHTDDCK) sơ bộ xác định được:
-ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn:
[ ]
2 1
2
410 1
1,1
o
tx HL
tx
h
k
s
σ
σ
×
×
= =
= MPa.
-ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ:

[ ]
1 2
1
530
1,1
o
tx HL
tx
h
k
s
σ
σ
×
= =
= MPa.
(S
h
– hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc = 1, 1-tra bảng 6.2).
b)- Ứng suất uổn cho phép:
-Số Chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uổn: N
F0
= 4.10
6
Chu kỳ.
-Tính số Chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương N
FE
:
( )

60. . / . .
mf
FE i MAX i i
N C T T n t
=
∑
(mf= 6 do độ rắn mặt răng HB < 350).

6 6
2
60 1 8560,8 84 (1 0,45 0,3 0,55)
td
N
⇒ = × × × × × + ×
=
= =1, 9.10
7
Chu kỳ.
N
tđ1
= N
tđ2
. u
1
= 1, 9.10
7
* 2, 5 = =
=4, 9 *10
7
Chu kỳ.

Vì N
tđ2
và N
tđ1
> N
F0
= 4.10
6
, do đó K
FL
= 1.
- Ửng suất uốn cho phép của bánh nhỏ:

[ ]
0
1 1
u1
. . / 414.1.1/1,75
u FC FL F
K K S
δ δ
= =
= =
MPa.
-Ửng suất uổn cho phép của bánh lớn:
[ ]
0
u2 2
u2
. . / 306 1 1/1,75

FC FL F
K K S
δ δ
= = × ×
= = MPa.
Trong đó S
F
= 1, 75- hệ số an toàn khi tính về uổn (bảng 6.2-tr94).
Đổi với bánh răng trụ răng nghiêng thì ứng suất tiếp xúc cho phép khi tính
toán ta chọn giá trị :( [σ]
tx1
+ [σ]
tx2
)/ 2 = MPa.
-Vậy:
[σ]
tx
= MPa.
2.3.2) - Tính toán cặp bánh răng trụ răng nghiêng:
a)- Khoảng cách trục:
SVTh: Bùi Quốc Tuấn Trang-13
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Th.S PHẠM ĐỨC DŨNG
( )
[ ]
2
3
2
2
2
.

1
. .
H
w a
ba
tx
T K
a K u
u
β
δ ψ
= × + ×

(Theo CT 6. 15a trang 96 – TKHTDDCK).
+ K
a
= 43: hệ số phụ thuuộc vào vật liệu răng của răng và loại răng
bảng 6.5 trang 96;
0,3
ba
ψ
=
Bảng 6.6 trang 97;
Trong đó:
ba
ψ
là hệ số chiều rộng vành răng.
+T
2
= Nmm;

2
0,53 ( 1) 0,53 0,3 (2,5 1)
bd ba
u
ψ ψ
= × × + = × × +
=
-Tra bảng 6.7 trang 98 chọn
β
H
K
=1, 07 (sơ đồ 3) - hệ số tải trọng phụ thuộc
vào chiều rộng vành răng.
-Khoáng cách trục:

3
2
44121,25 1,07
43 (2,5 1)
427,25 2,5 0,3
w
a
×
⇒ = × +
× ×
= mm.
Chọn khoáng cách trục a
w
= mm.
b).Xác định môđun:

( )
0,01 0,02 0,01 125
w
m a= ÷ = ×
=
-Chọn m Theo tiêu chuẩn: m= 2 bảng 6.8 trang 99
c) - Xác định số răng, góc nghiêng
β
và hệ số dịch chỉnh x:
β
cos2
)(
21
zzm
a
w
+
=
CT 6.18 trang 99
-Bộ truyền bánh răng nghiêng
Chọn sơ bộ
β
=15
0
: góc nghiêng của răng;
0
1
2
2 cos
2 125 cos15

( 1) 2 (2,5 1)
w
a
z
m u
β
×
× ×
= =
× + × +
= răng.
Chọn z
1
= răng;
Z
2
=2,5*29 = răng .
Chọn z
2
= răng;
+Do đó tỉ số truyền thực sẽ là:
U
2
= Z
2
/Z
1
=
-Tống số răng của cả hai bánh:
SVTh: Bùi Quốc Tuấn Trang-14

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Th.S PHẠM ĐỨC DŨNG
Z
t
= răng
.
2 122
cos
2 2.125
t
w
m z
a
β
×
⇒ = =
=
=> β = = 11
0
27'
-Thỏa mãn vì β vẫn nằm trong giới hạn cho phép (β = 8-20
0
)
Do z
1
> 21 và Z
1
=35>Z
Min
+2 = 16 +2 nên ta chọn hệ số dịch chỉnh bánh
răng X

1
và X
2
=0; (tra báng 6.9 trang 100-TKHTDDCK).
d)-Kiểm tra độ bền tiếp xúc:
-Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:
2 2
2
2
2 ( 1)
. . .
. .
H
H m H
w w
T K u
Z Z Z
b u d
ε
δ
× × +
=
+Z
m
= 274 hệ số kế đến cơ tính của vật liệu -bảng 6.5 trang 96;
+Z
H
=1, 67-trị số của hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc bảng 6.12
trang 106.
ε

α
: hệ số trùng khớp ngang được tính gần đúng theo công thức:
1 2
1 1 1 1
1,88 3,2( ) cos 1,88 3,2( ) cos11,48
35 87z z
α
ε β
 
 
= − + = − +
 
 
 
 
= ;
ε
β
= b
w
sinβ/(mπ)= 37,5sin(11,48)/(2*3,14) = > 1
Vậy:
1 1
1,72
Z
ε
α
ε
= =
=

β
ε
: Hệ số trùng khớp dọc của răng;
+
ε
z
: Hệ số trùng khớp của răng;
+
H
K
: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc;
β
H
K
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng,
H
K
α
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho đôi răng đồng thời ăn
khớp.
HV
K
: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
H
K
=
β
H
K
*

H
K
α
*
HV
K
;
+Đường kính vòng lăn bánh răng chú động:
1
2
2
2 125
1 2,5 1
w
w
a
d
u
×
= =
+ +
= mm.
-Vận tốc bánh răng trụ chú động:
V=
1 1
. .
3,14 71,4 212,12
60000 60000
w
d n

π
× ×
=
m/s.
+n
1
= v/p;
+ Tra bảng 6.13 trang 106.Vì vận tốc nhỏ hơn 4 m/s nên ta chọn cấp chính
xác là 9.
SVTh: Bùi Quốc Tuấn Trang-15
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Th.S PHẠM ĐỨC DŨNG
Tra bảng 6.14 trang 107-TKHTDDCK được :
K
Hα
= 1,13
K
Fα
= 1,37
0
2
125
. 0,002 73 0,8
2,5
w
H H
a
V g V
u
δ
= × × = × ×

=
Bảng 6.15 và 6.16 trang 107
δ
H
= 0,002:hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp ;
g
o
= 73 : hệ số ảnh hưởng của sai lệch các bước răng;
-Hệ số kế đến tái trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp:
1
2
1
2
H w w
Hv
H H
v b d
K
T K K
β α
= + =
;
-Hệ số tái trọng khi tính về tiếp xúc:
K
H
= .
Vậy ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:
2 2
2
2

2 ( 1)
. . .
. .
H
H m H
w w
T K u
Z Z Z
b u d
ε
δ
× × +
=
= MPa < [σ]
tx
;
Vậy thõa mãn điều kiện đế bánh răng làm việc không bị tróc rỗ mặt răng
đồng thời hạn chế mòn và dính.
e)- Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
Để đám bảo độ bền uổn cho Răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không
được vượt qua một giá trị cho phép:
[ ]
[ ]
1 1
1
u1
2 1 2 1
2
2
/

F F
F
w w
F F F F
u
T K Y Y Y
b d m
Y Y
ε β
δ δ
δ δ δ
× × × × ×
= ≤
× ×
= × ≤
-T
2
= Nmm- mômen trên bánh chủ động;
-Môđun của bánh răng: m =2
-Chiều rộng bánh răng:
+Bánh răng nhỏ: b
w1
= 37, 5+4, 5= 42 mm.
+Bánh răng lớn: b
w2
=37, 5 mm.
-Đường kính vòng chia: d
w1
= mm.
Số răng tương đương:

1
1
3 3
35
37,18
cos cos 11,48
v
Z
Z
β
= = =
Răng;
2
2
3 3
87
92,4
cos cos 11,48
v
Z
Z
β
= = =
răng.
-Hệ số dạng răng:
Tra bảng 6.18-trang 109:
SVTh: Bùi Quốc Tuấn Trang-16
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Th.S PHẠM ĐỨC DŨNG
1
3,8

F
Y =
; Hệ số dạng răng của bánh 1;
2
3,62
F
Y =
; Hệ số dạng răng của bánh 2.
ε
Y
-hệ số ảnh hưởng đến sự trùng khớp của răng:
1
Y
ε
α
ε
=
=
β
Y
: Hệ số kể đến độ nghiêng của răng
1
140
Y
β
β
= −
=
β
F

K
= 1, 17: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng khi tính về uốn bảng 6.7 trang 98.
α
F
K
= 1, 37: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
đồng thời ăn khớp khi tính về uốn bảng 6.14 trang 107;
-
FV
K
; Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về
uốn;
-Cường độ tái trọng đông:
0
2
1
w
F F
a
g v
u
ν δ
= + × × × =
= N/mm
1
2
1
2
F w w

FV
F F
V b d
K
T K K
β α
× ×
= +
× ×
=
-Hệ số tải trọng khi tính về uốn
K
F
=K
Fβ
. K
Fα
. K
FV
=
Vậy ứng suất uốn sinh ra tại chân răng:
1 2 1
2 /( )
u F F w w
T K Y Y Y b d m
ε β
δ
= × × × ×
=
= > [δ]

u1
=236,6 MPa.
2 1 2 1
/
F F F F
Y Y
δ δ
= ×
= Mpa > [δ]
u2
=175MPa.
f) - Kiểm nghiệm răng về quá tải:
-Ứng suất quá tái cho phép:
[ ]
2
2,8 2,8 340
H ch
MAX
δ σ
= × = ×
= MPa;
[ ]
1 1
0,8 0,8 450
F ch
MAX
δ σ
= × = ×
= MPa;
[ ]

2 2
0,8 0,8 340
F ch
MAX
δ σ
= × = ×
= MPa.
Theo công thức trang 109-TKHTDDCK:
SVTh: Bùi Quốc Tuấn Trang-17
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Th.S PHẠM ĐỨC DŨNG
K
qt
= T
MAX
/T = M
MAX
/M = 1,3 M/M = 1,3,
+Ứng suất tiếp xúc quá tái của bánh răng chú động:
1
426,8 1,3
tx MAX tx qt
K
δ δ
= × = ×
= MPa< [δ
H
]
MAX
= ( MPa);
+Ứng suất quá tái về uổn cúa bánh răng 1:

1 1F MAX F qt
K
δ δ
= ×
= MPa< [δ
F1
]
MAX
=360MPa
+Ứng suất quá tái về uổn của bánh 2:
2 2F MAX F qt
K
δ δ
= ×
= MPa<[δ
F2
]
MAX
=272MPa
(Điều kiện quá tái thóa)
h)- Các thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
+môđun: m = mm
+Đường kính vòng chia:
d
1
= mm
d
2
= mm.
+Chiều rộng vành răng:

Bánh răng trụ lớn: b
w2
= mm
Bánh răng trụ nhỏ: b
w1
= 37, 5 +4, 5 = mm(chọn chiều rộng
bánh 1 lớn hơn 10% đế khắc phục sai số khi lắp ráp đám báo chiều rộng ăn
khớp là b
w
).
+Đường kính đỉnh răng:
1 1 1
2 2 2
2(1 ) 65.8 2 1 2 69.8
2(1 ) 177,5 2 1 2 181,5
a
a
d d X y m mm
d d X y m mm
= + + − ∆ = + × × =
= + + − ∆ = + × × =
+Đường kính đáy răng
1 1 1 1
2 2 2 2
(2,5 2 ) 2,5 65.8 2,5 2 60,8
(2,5 2 ) 2,5 177,5 2,5 2 172,5
f
f
d d X m d m mm
d d X m d m mm

= − − = − = − × =
= − − = − = − × =
SVTh: Bùi Quốc Tuấn Trang-18
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Th.S PHẠM ĐỨC DŨNG
+Góc nghiêng của răng:
β = 11
0
28’48”
+Số răng:
Z
1
= răng
Z
2
= răng.
+Khoảng cách trục:
a
w
= mm
+Góc ăn khớp: α
tw
= 20
0
22’48”.
+Hệ số dịch chính: X
1
= 0;X
2
= 0.
+Chiều cao răng: h = 2,5*m = 2,5* 2 = 4,5 mm.

-Các lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng:
+ Lực vòng:
2
3 4
1
2
t t
w
T
F F
d
= =
= N
+Lực hướng tâm:
3
3 4
( )
cos( )
t tw
r r
F tg
F F
α
β
×
= =
= N
+Lực dọc trục:
a3 4 3
( )

a t
F F F tg
β
= = ×
= N.
2.4-Kiểm tra điều kiện bôi trơn của bánh răng:
-Yêu cầu của việc bôi trơn bánh răng trong hộp giảm tốc là:
+Mức dầu bôi trơn thấp nhất của hộp giám tốc bánh răng từ 0, 75-2 lần chiều
cao răng h = 2,5m = 2, 5*2 = 4, 5 mm; nhưng không nhỏ hơn 10 mm.
+Mức dầu cao nhất không ngập quá 1/3 đường kính đế giảm lực cán do dầu
bôi trơn gây nên.
SVTh: Bùi Quốc Tuấn Trang-19
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Th.S PHẠM ĐỨC DŨNG
PHẦN III.TÍNH TOÁN TRỤC:
1. Chọn vật liệu:
- Vì đây là trục của hộp giảm tốc nên ta chọn vật liệu làm trục là thép C45
chế độ nhiệt luyện là tôi cải thiện.
2. Chọn sơ bộ đường kính trục
-Trị số của đường kính trục được xác định bằng mô men xoắn xác định theo
công thức:
[ ]
3
.2,0
τ
K
K
T
d =
- T-mô men xoắn, Nmm.
[ ]

τ
: Ứng suất xoắn cho phép, MPa, vởi vật liệu là trục C45:
[ ]
τ
= 15…30
Mpa, giá trị
[ ]
τ
phụ thuộc vào từng vị trí của trục :giá trị nhỏ đối với trục
vào ,trị số lớn đổi vơi trục ra hay trục trung gian:
-Giá trị đường kính trục 1:
[ ]
1 1
3
3
1
0,2. 0,2 15
T T
d
τ
≥ =
×
= mm;
Ta chọn d
1
= mm.
-Giá trị đường kính trục 2:
[ ]
2 2
3

3
2
0,2. 0,2.20
T T
d
τ
= =
= mm
Ta chọn d
2
= mm
-Giá trị đường kính trục 3:
[ ]
3
1
3
3
3
0,2. 0,2.25
T
T
d
τ
= =
= mm
+Ta chọn d
3
=
56
mm.

SVTh: Bùi Quốc Tuấn Trang-20
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Th.S PHẠM ĐỨC DŨNG
3.Tính trục:
3.1-Trục 1:
-Sau khi có bề rộng bánh răng và đường kính sơ bộ trục giữa vào các công
thức (10.10 và 10.12 trang 189 kết hợp sửa dụng bảng 10.3 và 10.4-
TKHTDDCK) tính và xác định các kích thước chiều dài sơ bộ của trục :
-Khoáng cách từ tâm của đai tới tâm ổ 1 :
12 12 0 3
0,5( )
m n
l b k h
ι
= + + +
= từ tâm ổ 1 tới tâm ổ 2 :
11 1
3l d= ×
= mm
-Khoáng cách từ tâm ổ 2 tới đường kính trung bình của bánh răng nón nhỏ :
13 11
l l l= −
= mm
Vậy có khoáng cách của trục 1 và khoáng cách tương đổi giữa: bánh đai-ổ 1
ổ 1-ổ 2 ;ổ 2-bánh răng nón nhỏ :
d
F
F
t1
F
r

F
a
x
y
z
-Các lực tác dụng lên trục 1 :
+Lực tác dụng của bánh đai lên trục có phương vuông góc với trục và có
chiều làm cho các bánh đai có xu thế xích lại nhau(chiều như hính vẽ)
Có giá trị bằng :
SVTh: Bùi Quốc Tuấn Trang-21
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Th.S PHẠM ĐỨC DŨNG
F
r
=
1
0
2 sin
2
d
F F Z
α
= × × ×
= N
+Lực vòng trên bánh răng nón:
1
1
1
2
t
m

T
F
d
=
= N
+Lực hướng tâm trên bánh răng nón:
1 1 1
. .cos
r t n
F F tg
α δ
=
= N
+Lực dọc trục trên bánh răng nón:
1 1 1
. .sin
a t n
F F tg
α δ
=
= N
-Phân tích lực tác dụng lên trục 1:
d
F
R
Ax
R
Bx
t1
F

R
By
Ay
R
a
F
r
F
0
0
X
z
z
y
-Tính các mô men uổn:
+Mômen do lực dọc trục gây ra :
M=
1
1
2
m
d
F
α
×
= Nmm
-Xét trên mặt phắng tọa độ YoZ:
-Tính các phán lực tại các ổ: giả sử trục cứng tuyệt đổi.
SVTh: Bùi Quốc Tuấn Trang-22
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Th.S PHẠM ĐỨC DŨNG

+Tổng momen uổn tại A quay quanh oX:
1
( ) 121 66 90 0
d By
M A Fr F R M= × − × + − =
∑
+Phán lực ổ 2 theo phương OY:
1
121 66
75
By
Fr Fđ M
R
× − × −
⇒ = −
= N
Chiều như hình vẽ.
+Tổng lực tác dụng theo phương OY:
1
0
Y r d Ay By
F F F R R= + − + =
∑
+Phán lực tác tại ổ 1:
R
AY
= N
Chiều như hình vẽ.
-Xét trên mặt phắng tọa độ XoZ:
+Tổng momen tại điểm A:

1
( ) 121 75 0
t Bx
M A F R= × − × =
∑
+Phán lực tại B theo phương OX:
R
BX
= N
+Tổng lực theo phương OX:
1
0
x Bx Ax t
F R R F= − − =
∑
+Phán lực tại ổ A trên trục OX:
1Ax Bx t
R R F⇒ = −
= N
SVTh: Bùi Quốc Tuấn Trang-23
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Th.S PHẠM ĐỨC DŨNG
-BIỂU ĐỒ MÔ MEN TRÊN TRỤC I:
26550
F
t1
Z
M
14052
uy
M

z
x
z
y
t1
F
a
F
r
F
F
d
Ax
R
Bx
R
M
ux
M
1485
7761
38181
r1
F
By
R
Ay
R
d
F

B
A
SVTh: Bùi Quốc Tuấn Trang-24
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Th.S PHẠM ĐỨC DŨNG
-Tính mô men tương đương tại các tiết diện.
+mô men uổn tương đương tại tiết diện B:
M
utđ
=
2 2
X Y
M M+
= Nmm.
+Mô men tương đương tại mặt cắt B:
M
tđ
=
2 2
0,75
utd Z
M M+ ×
= Nmm.
-Đường kính trục tại B:
[ ]
3
0,1.
td
H
M
d

δ
=
= mm.
+Chọn d = mm.
+Tại vị trí lắp bánh răng côn:
M
tđ
=
2 2 2
0,75
ux uy z
M M M+ + ×
= Nmm
+Đường kính trục tại vị trí lắp bánh răng côn :
3
12260,5
0,1 50
d =
×
= mm.
Tại vị trí này có lắp rãnh then nên ta chọn đường kính
+ Chọn đường kính tại vị trí lắp bánh răng d = mm.
3.2-Trục 2:
-Phân bố khoảng cách giữa các gổi trục,khoảng cách từ ổ lăn đến các bánh
răng cũng như khoảng cách giữa bánh răng với thành hộp giảm tốc,với yêu
cầu khoảng cách giữa phần quay và phần tĩnh là 10 mm.
-Ta có:
+Khoáng cách từ tâm ổ 1 tới đường kính trung bình của bánh răng nón lớn:
L
21

= mm;
+Khoáng cách từ đường kính trung bình bánh răng nón lớn tới tâm bánh
răng trụ l
22
= mm;
+Khoáng cách từ tâm bánh răng trụ tới tâm ổ 2 trên trục 2 là
SVTh: Bùi Quốc Tuấn Trang-25