thiết kế hệ dẫn động thùng trộn

Đồ án môn học Chi Tiết Máy
NHẬN XÉT CỦA GIẢNG VIÊN HƯỚNG DẪN.























NHẬN XÉT CỦA GIẢNG VIÊN CHẤM ĐỒ ÁN.
GVHD: Đỗ Xuân Phú Page 1
Đồ án môn học Chi Tiết Máy

LỜI NÓI ĐẦU.
Trong cuộc sống chúng ta có thể bắt gặp những hệ thống truyền động ở khắp nơi và có
GVHD: Đỗ Xuân Phú Page 2
Đồ án môn học Chi Tiết Máy
thể nói nó đóng vai trò nhất định trong cuộc sống cũng như trong sản xuất. Đối với các hệ
thống truyền động thường gặp thì có thể nói hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu.
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp củng cố lại các kiến thức đã học trong
các môn Nguyên Lý Máy, Chi Tiết Máy, Vẽ Kỹ thuật Cơ khí,… và giúp sinh viên có cái
nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí. Công việc thiết kế hộp giảm tốc giúp chúng ta hiểu
kỹ hơn và có cái nhìn cụ thể hơn về cấu tạo cũng như chức năng của các chi tiết cơ bản như

bánh răng, ổ lăn,…Thêm vào đó trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung và
hoàn thiện kỹ năng vẽ hình chiếu với công cụ AutoCad, điều rất cần thiết với một kỹ sư cơ
khí.
Trong quá trình hoàn thành do kinh nghiệm và kiến thức thực tế còn hạn chế nên không
tránh khỏi sai sót. Em kính mong sự chỉ bảo của các thày, cô để đồ án này được hoàn thiện
tốt hơn.
Để hoàn thành được đồ án này, chúng em chân thành cảm ơn sự sự giúp đỡ tận tình của
thày Đỗ Xuân Phú cùng các thày, cô trong khoa Cơ khí đã tận tình chỉ dẫn chúng em hoàn
thành đồ án môn học này.
Tp. HCM, ngày 10 tháng 6 năm 2011.
SVTH: 1. Lương Đình Nam.
2. Đặng Minh Dương.
ĐỀ TÀI.
THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN.
GVHD: Đỗ Xuân Phú Page 3
Đồ án môn học Chi Tiết Máy
Hệ thống dẫn động thùng trộn gồm:
1- Động cơ điện 3 pha không đồng bộ;
2- Nối trục đàn hồi ;
3- Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục;
4- Bộ truyền xích ống con lăn;
5- Thùng trộn.
Số liệu thiết kế:
• Công suất trên trục thùng trộn, P : 10 kW.
• Số vòng quay trên trục thùng trộn, n(v/p) : 40 vg/ph.
• Thời gian phục vụ, L(năm) : 6 năm. Quay một chiều, làm việc 1 ca, tải va đập
nhẹ (1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ).
• Chế độ tải: T
1
= T; T

2
= 0,75T; t
1
= 28s; t
2
= 12s;
Mục Lục
GVHD: Đỗ Xuân Phú Page 4
Đồ án môn học Chi Tiết Máy
I. Tìm hiểu truyền động cơ khí trong máy.
Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn đảm bảo yêu cầu công suất trên trục là 10kW, số
vòng quay trên trục thùng trộn là 40 vòng/phút, thời gian phục vụ là 6 năm, quay một
chiều, làm việc một ca, tải trọng va đập nhẹ (một năm làm việc 300 ngày, một ca 8 giờ).
Chế độ tải trọng cho như hình sau:
Với: T
1
= T; T
2
= 0,75T; t
1
= 28s; t
2
= 12s
Để thỏa mãn yêu cầu trên ta sử dụng hộp giảm tốc đồng trục
làm giảm vận tốc từ động cơ vào trục thùng trộn. Hộp giảm tốc
GVHD: Đỗ Xuân Phú Page 5
Đồ án môn học Chi Tiết Máy
này có đặc điểm là đường tâm của trục và và trục ra là trùng nhau. Do đó có thể giảm bớt
chiều dài hộp giảm tốc, giúp cho việc bố trí cơ cấu gọn gàng. Tuy nhiên khi sử dụng hộp
giảm tốc đồng trục ta nên chú ý đến một số khuyết điểm của nó:

 Khả năng tải của cấp nhanh không dùng hết vì tải trọng tác dụng vào cấp chậm lớn
hơn cấp nhanh trong khi
khoảng cách của hai trục bằng
nhau.
 Phải bố trí các ổ của các trục
đồng tâm bên trong hộp giảm
tốc, làm phức tạp kết cấu gối
đỡ và gây khó khăn cho việc
bôi trơn các ổ này.
 Khoảng cách giữa các gối đỡ
của trục trung gian lớn nên muốn đảm bảo trục đủ bền và đủ cứng phải tăng đường
kính trục
II. Xác định công suất động cơ và phân phối tỉ số truyền.
1. Xác định tải trọng tương đương.
2 2
td
1 .28 0,75 .12
P 10 9,32
28 12
+
= =
+
kW (Theo CT 3.10 [1]).
2. Xác định công suất cần thiết cho động cơ.
2.1. Hiệu suất chung của hệ thống.
2 4 2 4
nt br ol x
0,98.0,97 .0,99 .0,92 0,814η = η η η η = =
(Theo bảng 3.3 [1]).
Trong đó:

nt
η
:Hiệu suất khớp nối trục.
GVHD: Đỗ Xuân Phú Page 6
Đồ án môn học Chi Tiết Máy
br
η
:Hiệu suất bộ truyền bánh răng.
ol
η
: Hiệu suất cặp ổ lăn.
x
η
: Hiệu suất bộ truyền xích.
2.2. Công suất cần thiết cho động cơ.
td
ct
P
9.32
P 11.45
0,814
= = =
η
kW.
2.3. Chọn động cơ:
Ta có
ct
P 11,5KW=
nên chọn động cơ không đồng bộ 3 pha YZR mang số hiệu 180L-6 có
các thông số như sau:

Công suất: 12KW.
Vận tốc: 970 vg/ph.
3. Phân phối lại tỉ số truyền:
• Tỉ số truyền thực:
V 970
u 24.25
n 40
= = =
• Chọn tỉ số truyền của bộ truyền xích là:
2=
x
u
• Tỉ số truyền của hộp giảm tốc là:
h
24.25
u 12.125
2
= =
• Chọn tỉ số truyền cho bộ truyền cấp nhanh (u
n
) và bộ truyền cấp chậm (u
c
):
n c
u (1,2 1,4)u
= ÷
, chọn
c
u 3,15
=

và
n
u 3,85
=
.
(
Giá trị thực tế cho phép sai lệch 4% so với giá trị chuẩn).
4. Xác định công suất trên các trục.
• Trục IV:
4 td
P P 9.32
= =
(kW).
GVHD: Đỗ Xuân Phú Page 7
Đồ án môn học Chi Tiết Máy
•
Trục III:
4
3
ol x
P 9.32
P 10,23
0,99.0,92
= = =
η η
(kW).
• Trục II:
3
2
ol br

P
10,23
P 10,65
0,99.0,97
= = =
η η
(kW).
• Trục I:
2
1
ol br
P 10,65
P 11,09
0,99.0,97
= = =
η η
(kW).
• Trục động cơ:
1
dc
nt ol
P 11,09
P 11,43
0,98.0,99
= = =
η η
(kW).
5. Tính số vòng quay trên mỗi trục.
• Trục I.
1 dc

n n 970
= =
(vg/ph)
• Trục II.
1
2
n
n 970
n 252
u 3,85
= = =
(vg/ph)
• Trục III.
2
3
c
n 252
n 80
u 3,15
= = =
(vg/ph)
6. Tính mômen xoắn trên trục và động cơ.
• Mômen xoắn trên động cơ.
6
6
dc
dc
P .9,55.10
11,43.9,55.10
T 112532,47

n 970
= = =
(N.mm)
• Mômen xoắn trên trục I.
6 6
1
1
1
P .9,55.10
11,09.9,55.10
T 109185,05
n 970
= = =
(N.mm)
• Mômen xoắn trên trục II.
6 6
2
2
2
P .9,55.10
10,65.9,55.10
T 403601,2
n 252
= = =
(N.mm)
• Mômen xoắn trên trục III.
6
6
3
3

3
P .9,55.10
10,23.9,55.10
T 1221206,25
n 80
= = =
(N.mm)
GVHD: Đỗ Xuân Phú Page 8
Đồ án môn học Chi Tiết Máy
• Mômen xoắn trên trục IV.
6 6
4
4
4
P .9,55.10 9,32.9,55.10
T 2225150
n 40
= = =
(N.mm)
Bảng tổng hợp kết quả các thông số cho hộp giảm tốc:
III.
Thiết kế bộ truyền bánh răng.
Chọn vật liệu:
Do không có yêu cầu nào đặc biệt nên ta chọn vật liệu cho các cặp bánh răng là giống nhau.
Dựa vào bảng 6.1[2] ta có bảng sau:
Thông số Bánh răng nhỏ Bánh răng lớn
Tên thép Thép 45 (Tôi cải thiện) Thép 45 (Thường hóa)
Giới hạn bền kéo 750 MPa 600 MPa
Giới hạn bền chảy 450 MPa 340 MPa
Độ rắn 250 HB 230 HB

Vì là hộp giảm tốc đồng trục do đó bộ truyền cấp nhanh không dùng hết khả năng tải cho
nên ta tính bộ truyền cấp chậm trước, bộ truyền cấp nhanh có thể lấy gần như toàn bộ số
liệu của bộ truyền cấp chậm.
Do là bộ truyền kín được bôi trơn tốt nên dạng hỏng chủ yếu là tróc rỗ bề mặt răng và ta tiến
hành tính toán thiết kế theo ứng suất tiếp xúc:
GVHD: Đỗ Xuân Phú Page 9
Thông số Động cơ Trục I Trục II Trục III Trục IV
Công suất (kW)
11,43 11,09 10,65 10,23
9,32
Tỷ số truyền 1 3,85 3,15 2
Số vòng quay (vg/ph) 970 970 252 80 40
Mômen xoắn (N.mm)
112532,47
109185,05
403601,2
1221206,25
2225150
Đồ án môn học Chi Tiết Máy
1. Tính toán cấp chậm: bánh răng trụ răng nghiêng.
Thông số đấu vào:
Công suất: P
1
= 10,65 kW.
Tỉ số truyền: u
23
= 3,15.
Số vòng quay: n = 252 vòng/phút.
Tuổi thọ: 14400 giờ.
Momen xoắn T

1
= 403601,2 N.mm.
Số chu kỳ làm việc cơ sở:
N
HO
- số chu kì làm việc cơ sở của đường mỏi tiếp xúc:
Bánh nhỏ:
2,4 2,4 6
O1 1
30. 30.250 17.10= = =
H
N HB
chu kỳ
Bánh lớn:
2,4 2,4 6
O2 2
30. 30.230 13,9.10= = =
H
N HB
chu kỳ
N
FO
- số chu kì làm việc cơ sở của đường mỏi uốn:
6
1 2
5.10
FO FO
N N= =
chu kỳ
Số chu kỳ làm việc tương đương:

N
HE
– số chu kì làm việc tương đương của đường mỏi tiếp xúc:
3
E
max
60 .
i
H i i
T
N c n t
T
 
=
 ÷
 
∑
(CT 6.36 [1] )
c – số lần an khớp ở trường hợp này c = 1.
T
max
– Mô men xoắn lớn nhất trong các mô men T
i
.
T
i
– Mô men xoán ở chế độ làm việc thứ i.
t
i
- thời gian làm việc tính bằng giờ.

n
i
– số vòng quay.
GVHD: Đỗ Xuân Phú Page 10
Đồ án môn học Chi Tiết Máy
Số chu kì làm việc tương đương bánh nhỏ:
3
3 3
10
E1
max
0,75
60 . 60.1. .28 .12 .373.14400 1,06.10
i
H i i
T
T T
N c n t
T T T
 
 
   
= = + =
 
 ÷
 ÷  ÷
   
 
 
 

∑
chu kỳ.
Số chu kì làm việc tương đương bánh lớn:
10
10
E1
E2
23
1,06.10
0,34.10
3,11
H
H
N
N
u
= = =
chu kỳ.
Tương tự ta có: N
FE
– số chu kì làm việc tương đương của đường cong mỏi uốn.
6
FE
max
60 .
i
i i
T
N c n t
T

 
=
 ÷
 
∑
(CT 6.49 [1])
Do đó:
6
6 6
10
FE1
max
0,75
60 . 60.1. .28 .12 .373.14400 0,97.10
i
i i
T
T T
N c n t
T T T
 
 
   
= = + =
 
 ÷
 ÷  ÷
   
 
 

 
∑
chu kỳ.
10
10
FE1
FE2
23
0,97.10
0,31.10
3,11
N
N
u
⇒ = = =
chu kỳ.
Vì: N
HE1
> N
HO1
N
FE1
> N
FO1
N
HE2
> N
HO2
N
FE2

> N
FO2
Nên K
HL1
= K
HL2
= K
FL1
= K
FL2
= 1
Với : K
FL
, K
HL
– Hệ số tuổi thọ
Theo bảng 6.13 [1], giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng xác định như sau:
Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng số chu kì cơ sở:
lim
2 70
OH
HB
σ
= +
lim1
2.250 70 570
⇒ = + =
OH
σ
MPa

GVHD: Đỗ Xuân Phú Page 11
Đồ án môn học Chi Tiết Máy
Và
lim2
2.230 70 530
= + =
OH
σ
MPa
Giới hạn mỏi uốn:
lim
1,8
OF
HB
σ
=
lim1
1,8.250 450⇒ = =
OF
σ
MPa
Và
lim2
1,8.230 414
= =
OF
σ
MPa
Ứng suất tiếp xúc cho phép:
[ ]

lim
0,9.
HL
H OH
H
K
s
σ σ
=
(CT 6.33 [2])
Theo bảng 6.13[1] thì s
H
= 1,1 (S
H
- Hệ số an toàn ). Do đó:
[ ]
1
1 lim1
0,9. 0,9.1
570 466,3
1,1
= = =
HL
H OH
H
K
s
σ σ
MPa.
[ ]

2
2 lim2
0,9. 0,9.1
530 433,6
1,1
= = =
HL
H OH
H
K
s
σ σ
MPa.
[ ] [ ]
( )
1 2
[ ] 0, 45 405
⇒ ≈ + =
H H H
σ σ σ
MPa. Không thỏa điều kiện
H min H H min
[ ] [ ] 1,25[ ]σ ≤ σ ≤ σ

Vậy khi tính toán điều kiện tiếp xúc ta lấy:
[ ] [ ]
2
433,6= =
H H
σ σ

MPa.
Ứng suất uốn cho phép:
Răng làm việc một mặt (răng chịu ứng suất thay đổi mạch động) nên ứng suất uốn được tính
theo công thức sau:
[ ]
lim
FC FL
F OF
F
K K
s
σ σ
=
(CT 6.47 [1])
GVHD: Đỗ Xuân Phú Page 12
Đồ án môn học Chi Tiết Máy
FC
K
: Hệ số xét đến ảnh hưởng khi quay hai chiều đến độ bền mỏi. Ở đây quay một
chiều nên
FC
K
= 1.
F
s
- Hệ số an toàn tra bảng 6.13[1] ta được:
F
s
= 1,75
Do đó:

[ ]
1
1
450 257.14
1,75
= =
F
σ
MPa
[ ]
2
1
414 236,5
1,75
= =
F
σ
MPa
Chọn
0,3=
ba
ψ
theo tiêu chuẩn. Khi đó:
( )
23
1
0,622
2
+
= =

ba
bd
u
ψ
ψ
Theo bảng 6.4[1] ta chọn hệ số phân bố không đều của tải trọng:
1,03; 1,05= =
H F
K K
β β
Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng xác định theo công thức:
( )
[ ]
1
3
23
2
23
.
43 1= +
H
w
ba H
T K
a u
u
β
ψ σ
(CT 6.90[1])
( )

3
2
403601,2.1,03
43 3,15 1 236,9
0,3.433,6 .3,15
= + =
mm
Theo tiêu chuẩn, ta chọn a
w
= 250 mm
Môđun răng
( )
0,01 0,02 2,5 5= ÷ = ÷
n w
m a mm
(CT 6.68[1]).
Theo tiêu chuẩn ta chọn môđun m
n
= 3 mm
Từ điều kiện
20 8
o o
β
≥ ≥
(
β
- góc nghiêng răng). Suy ra:
GVHD: Đỗ Xuân Phú Page 13
Đồ án môn học Chi Tiết Máy
( )

( )
( )
( )
( )
( )
( )
( )
o o o o
w w
1 1
n 23 n 23
2a cos 8 2a cos 20 2.250.cos 8 2.250.cos 20
z z
m u 1 m u 1 3 3,15 1 3 3,15 1
≥ ≥ ⇔ ≥ ≥
+ + + +
1
39,76 z 37,73⇔ ≥ ≥
Ta chọn z
1
= 38 răng, suy ra số răng bánh bị dẫn: z
2
= 38.3,15 = 119.7.
Ta chọn z
2
= 120 răng.
Tỷ số truyền sau khi chọn số răng:
2
1
120

3,157
38
= = =
z
u
z
Góc nghiêng răng:
( ) ( )
2 1
3 120 38
18,55
2 2.250
+ +
   
= = =
 ÷  ÷
   
o
w
m z z
arcCos arcCos
a
β
Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền bánh răng:
Đường kính vòng chia:
( )
1
1
38.3
120,24

cos
cos 18,55
= = =
o
z m
d mm
β
và
( )
2
2
0
120.3
379,72
18,55
= = =
z m
d mm
Cos
Cos
β
Đường kính vòng đỉnh:
a1 1
2 120,83 2.3 126,24
= + = + =
d d m mm
và
a2 2
2 379,72 2.3 385,72
= + = + =

d d m mm
Đường kính vòng đáy:
1 1
2 2
2,5 120,24 2,5.3 112,74
2,5 379,72 2,5.3 372,22
= − = − =
= − = − =
f n
f n
d d m mm
d d m mm
Khoảng cách trục:
( ) ( )
( )
1
1 3.38 1 3,157
249,93
2cos
2cos 18,55
+ +
= = =
w
o
mz u
a mm
β
Chiều rộng vành răng:
2 2
0,3.250 75= = =

w ba w
b a mm
ψ
1
100 5 80= + =
w
b mm
GVHD: Đỗ Xuân Phú Page 14
Đồ án môn học Chi Tiết Máy
Góc ăn khớp:
( )
( )
( )
( )
( )
0
20
0,383
cos
cos 18,55
21
= = =
⇒ = =
o
tw
o
tw tw
tg
tg
tg

Arctg
α
α
β
α α
Vận tốc vòng bánh răng:
1 1
3,14.120,24.252
1.585
60.1000 60000
= = =
d n
v
π
m/s.
Theo bảng 6.3[1] ta chọn cấp chính xác 9 với v
gh
= 6 m/s
Hệ số tải trọng động theo bảng 6.6[1], ta chọn: K
HV
= 1,05; K
FV
= 1,10.
Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc:
( )
[ ]
1
1
2 1
H

M H
H H
w w
T K u
Z Z Z
d b u
ε
σ σ
+
= ≤
(CT 6.86[1]).
Trong đó:
Hệ số xét đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc:
( )
( )
( )
0
0
2.cos 18,55
2cos
1,425
sin 2
sin 2.21
= = =
H
tw
Z
β
α
Hệ số xét đến tổng chiều dài tiếp xúc:

1 1
0,75
1,76
= = =Z
ε
α
ε
Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu: Z
M
= 275 MPa
1/2
Hệ số tải trọng tính
H H HV H
K K K K
β α
=
. Tra bảng 6.11[1] chọn
1,10
H
K
α
=
. Khi đó:
1,03.1,05.1,10 1,19= = =
H H HV H
K K K K
β α
Vậy độ bền tiếp xúc của bánh răng là:
( ) ( )
1 H

M H
H
w1 w
2T K u 1 2.403601,2.1,19 3.157 1
Z Z Z
275.1,425.0,75
317,25MPa
d b u 120,24 75.3,157
ε
+ +
σ = = =
Ứng suất tiếp xúc cho phép là:
GVHD: Đỗ Xuân Phú Page 15
Đồ án môn học Chi Tiết Máy
[ ]
lim
HL R V l xH
H OH
H
K Z Z K K
s
σ σ
=
(CT 6.39[1]).
Trong đó:
Z
R
– hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt. Trong trường hợp này Z
R
= 0,95.

Z
V
– hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng. Vì HB < 350 nên Z
v
= 0,85.v
0,1
= 0,89.
K
l
– hệ số xét đến ảnh hưởng điều kiện bôi trơn, thông thường K
l
= 1.
K
xH
– hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng. Ở đây K
xH
= 1.
Vậy ứng suất uốn cho phép là:
Bánh dẫn:
[ ]
HL1 R V l xH
H1 OHlim1
H
K Z Z K K
1.0,95.0,89.1.1
466,3 358,4MPa
s 1,1
σ = σ = =
Bánh bị dẫn:
[ ]

2
2 lim2
1.0,95.1.1.1
433,6 333,2
1,1
= = =
HL R V l xH
H OH
H
K Z Z K K
MPa
s
σ σ
[ ] [ ] [ ]
( )
H H1 H2
0,45 311, 22MPa
⇒ σ = σ + σ =
không thỏa điều kiện
H min H H min
[ ] [ ] 1,25[ ]
σ ≤ σ ≤ σ
Do đó:
[ ] [ ]
H H2
333,2MPaσ = σ =
Vậy điều kiện bền tiếp xúc được thỏa, vì
[ ]
317,25 333,2= < =
H H

σ σ
Kiểm nghiệm độ bền uốn:
Số răng của bánh răng tương đương:
( )
3
cos
v
z
z
β
=
(CT 6.84[1]).
( )
1
3
38
44,59
cos 18,55
⇒ = =
v
o
z
và
( )
2
3
120
140
cos 18,55
= =

v
o
z
Hệ số dạng răng Y
F
:
3
13, 2 27,9
3,47 0,092
F
v v
x
Y x
z z
= + − +
(CT 6.80[1]).
GVHD: Đỗ Xuân Phú Page 16
Đồ án môn học Chi Tiết Máy
Đối với bánh dẫn:
1
13,2
3, 47 3,76
44,59
= + =
F
Y
Đối với bánh bị dẫn:
2
13,2
3,47 3,56

140
= + =
F
Y
Độ bền uốn cho phép:
[ ]
lim
FL R x FC
F OF
F
K Y Y Y K
s
δ
σ σ
=
(CT 6.52[1]).
Trong đó:
Y
R
– hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám. Chọn Y
R
= 1,1.
Y
x
– hệ số kích thước. Chọn Y
x
= 1,05.
Y
δ
- hệ số độ nhạy vật liệu bằng bánh răng đến sự tập trung tải trọng. Chọn

Y
δ
= 1.
Do đó:
[ ]
FL1 R x FC
F1 OFlim1
F
K Y Y Y K
1.1,1.1,05.1.1
450 297MPa
s 1,75
δ
σ = σ = =
[ ]
FL1 R x FC
F2 OFlim2
F
K Y Y Y K
1.1,1.1,05.1.1
414 273, 24MPa
s 1,75
δ
σ = σ = =
Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng (độ bền uốn):
Bánh dẫn:
[ ]
1
1
297

78,98
3,76
= =
F
F
Y
σ
Bánh bị dẫn:
[ ]
2
2
273,24
76,79
3,56
= =
F
F
Y
σ
Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh bị dẫn có độ bền thấp hơn:
Ứng suất uốn tính toán:
[ ]
F t F
F F
w n
Y F K Y Y
b m
ε β
σ σ
= ≤

(CT 6.92[1])
GVHD: Đỗ Xuân Phú Page 17
Đồ án môn học Chi Tiết Máy
[ ]
1
1
2
F F
F F
w n
Y T K Y Y
d b m
ε β
σ σ
⇔ = ≤
Trong đó:
K
F
– hệ số tải trọng tính.
F F F Fv
K K K K 1.1,05.1,10 1,155
α β
= = =
.
Y
ε
- hệ số xét đến ảnh hưởng của trùng khớp ngang.
1 1
0,67
1,5

Y
ε
α
ε
= = =
Y
β
- hệ số xét đến ảnh hưởng của góc nghiêng răng đến độ bền uốn.
1 0,81
120
= − =Y
β
β
ε β
Do đó ta có:
[ ]
F 1 F
F F
1 w n
Y 2T K Y Y
3,76.2.403601,2.1,155.0,67.0,81
70,32MPa 273,24MPa
d b m 120,24.75.3
ε β
σ = = = < σ =
Vậy độ bền uốn được thỏa.
Bảng tổng hợp thông số hình học chủ yếu của bánh răng cấp chậm:
Thông số
Bánh răng nhỏ
(Bánh dẫn)

Bánh răng lớn
(Bánh bị dẫn)
Modul m = 3
Số răng z
1
= 38 z
2
= 120
Góc ăn khớp
0
21=
α
Góc nghiêng răng
0
18,55=
β
Đường kính vòng chia d
1
= 120,24 mm d
2
= 379,72 mm
Khoảng cách trục a
w
= 250 mm
Chiều rộng bánh răng
1
80
=
w
b mm

2
75
=
w
b mm
Đường kính vòng đỉnh d
a1
= 126,24 mm d
a2
= 385,72 mm
Đường kính vòng đáy
1
112,74=
f
d mm
2
372,22=
f
d mm
Tính lực tác dụng lên trục:
GVHD: Đỗ Xuân Phú Page 18
Đồ án môn học Chi Tiết Máy
Lực vòng:
( )
1
2 1
1
2 2.403601,2
6713,2
120,24

= = = =
t t
w
T
F F N
d
(CT 6.16[1]).
Lực hướng tâm:
( )
( )
( )
( )
0
1
2 1
0
6713, 2. 21
.
2718,1
cos
cos 18,55
= = = =
t nw
r r
tg
F tg
F F N
α
β
(CT 6.17[1]).

Lực dọc trục:
( )
0
a2 a1 1
6713,2. 18,55 2252,7= = = =
t
F F F tg tg N
β
(CT 6.18[1]).
2. Tính toán cấp nhanh: Tính toán bánh răng trụ răng nghiêng.
Thông số đấu vào:
Công suất: P
1
= 11,09 kW
Tỉ số truyền: u
12
= 3,85
Số vòng quay: n
1
= 970 vòng/phút
Tuổi thọ: 14400 giờ
Momen xoắn: T
1
=109185,05 N.mm
Số chu kỳ làm việc cơ sở:
N
HO
- số chu kì làm việc cơ sở của đường mỏi tiếp xúc:
Bánh nhỏ:
2,4 2,4 6

O1 1
30. 30.250 17,07.10
H
N HB= = =
chu kỳ
Bánh lớn:
2,4 2,4 6
O2 2
30. 30.230 13,9.10= = =
H
N HB
chu kỳ
N
FO
- số chu kì làm việc cơ sở của đường mỏi uốn:
6
1 2
5.10
FO FO
N N= =
chu kỳ
Số chu kỳ làm việc tương đương:
N
HE
– số chu kì làm việc tương đương của đường mỏi tiếp xúc:
3
E
max
60 .
i

H i i
T
N c n t
T
 
=
 ÷
 
∑
(CT 6.36 [1] )
c – số lần an khớp ở trường hợp này c = 1.
GVHD: Đỗ Xuân Phú Page 19
Đồ án môn học Chi Tiết Máy
T
max
– Mô men xoắn lớn nhất trong các mô men T
i
.
T
i
– Mô men xoán ở chế độ làm việc thứ i.
t
i
- thời gian làm việc tính bằng giờ.
n
i
– số vòng quay.
Số chu kì làm việc tương đương bánh nhỏ:
3
3 3

10
E1
max
0,75
60 . 60.1. .28 .12 .1460.14400 4,17.10
i
H i i
T
T T
N c n t
T T T
 
 
   
= = + =
 
 ÷
 ÷  ÷
   
 
 
 
∑
chu kỳ.
Số chu kì làm việc tương đương bánh lớn:
10
10
E1
E2
12

4,17.10
1,07.10
3,91
H
H
N
N
u
⇒ = = =
chu kỳ.
Tương tự ta có: N
FE
– số chu kì làm việc tương đương của đường cong mỏi uốn.
6
FE
max
60 .
i
i i
T
N c n t
T
 
=
 ÷
 
∑
(CT 6.49 [1])
Do đó:
6

6 6
10
FE1
max
0,75
60 . 60.1. .28 .12 .1460.14400 3,80.10
i
i i
T
T T
N c n t
T T T
 
 
   
= = + =
 
 ÷
 ÷  ÷
   
 
 
 
∑
chu kỳ.
10
10
FE1
FE2
12

3,80.10
0,97.10
3,91
N
N
u
⇒ = = =
chu kỳ.
Vì: N
HE1
> N
HO1
N
FE1
> N
FO1
N
HE2
> N
HO2
N
FE2
> N
FO2
Nên K
HL1
= K
HL2
= K
FL1

= K
FL2
= 1
Với : K
FL
, K
HL
– Hệ số tuổi thọ
GVHD: Đỗ Xuân Phú Page 20
Đồ án môn học Chi Tiết Máy
Theo bảng 6.13 [1], giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng xác định như sau:
limOH
σ
- Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng số chu kì cơ sở:
lim
2 70
OH
HB
σ
= +
lim1
2.250 70 570
OH
σ
⇒ = + =
MPa
Và
lim2
2.230 70 530
= + =

OH
σ
MPa
limOF
σ
- giới hạn mỏi uốn:
lim
1,8
OF
HB
σ
=
lim1
1,8.250 450
OF
σ
⇒ = =
MPa
Và
lim2
1,8.230 414= =
OF
σ
MPa
Ứng suất tiếp xúc cho phép:
[ ]
lim
0,9.
HL
H OH

H
K
s
σ σ
=
(CT 6.33 [1])
Theo bảng 6.13[1] thì s
H
= 1,1 (S
H
- Hệ số an toàn ). Do đó:
[ ]
1
1 lim1
0,9. 0,9.1
570 466,3
1,1
= = =
HL
H OH
H
K
s
σ σ
MPa.
[ ]
2
2 lim2
0,9. 0,9.1
530 433,6

1,1
= = =
HL
H OH
H
K
s
σ σ
MPa.
[ ] [ ]
( )
1 2
0,45 405
⇒ + =
H H
σ σ
MPa.
Không thỏa điều kiện
H min H H min
[ ] [ ] 1,25[ ]σ ≤ σ ≤ σ

Vậy khi tính toán điều kiện tiếp xúc ta lấy:
[ ] [ ]
2
433,6= =
H H
σ σ
MPa.
Ứng suất uốn cho phép:
Răng làm việc một mặt (răng chịu ứng suất thay đổi mạch động) nên ứng suất uốn được tính

theo công thức sau:
GVHD: Đỗ Xuân Phú Page 21
Đồ án môn học Chi Tiết Máy
[ ]
lim
FC FL
F OF
F
K K
s
σ σ
=
(CT 6.47 [1])
FC
K
: Hệ số xét đến ảnh hưởng khi quay hai chiều đến độ bền mỏi. Ở đây quay một
chiều nên
FC
K
= 1.
F
s
- Hệ số an toàn tra bảng 6.13[1] ta được:
F
s
= 1,75
Do đó:
[ ]
1
1

450 257.14
1,75
= =
F
σ
MPa
[ ]
2
1
414 236,5
1,75
= =
F
σ
MPa
Do hộp giảm tốc đồng trục nên khoảng cách trục cấp nhanh ta chọn bằng khoảng cách trục
cấp chậm a
w
=250 mm và
ba2
ba1
1,6
ψ
=
ψ
Chọn
0,3
=
ba
ψ

theo tiêu chuẩn. Khi đó:
( )
1 12
1
0,7275
2
+
= =
ba
bd
u
ψ
ψ
Theo bảng 6.7[2] ta chọn hệ số phân bố không đều của tải trọng:
1,01; 1,02= =
H F
K K
β β
Môđun răng
( )
n w
m 0,01 0,02 a 2,5 5mm= ÷ = ÷
(CT 6.68[1]).
Theo tiêu chuẩn ta chọn môđun m
n
= 3 mm
Từ điều kiện
20 8
o o
β

≥ ≥
(
β
- góc nghiêng răng). Suy ra:
GVHD: Đỗ Xuân Phú Page 22
Đồ án môn học Chi Tiết Máy
( )
( )
( )
( )
( )
( )
( )
( )
o o o o
w w
1 1
n 12 n 12
2a cos 8 2a cos 20 2.250.cos 8 2.250.cos 20
z z
m u 1 m u 1 3 3,85 1 3 3,85 1
≥ ≥ ⇔ ≥ ≥
+ + + +
1
34 32,29⇔ ≥ ≥z
Ta chọn z
1
= 33 răng, suy ra số răng bánh bị dẫn: z
2
= 33.3,85 = 127,05.

Ta chọn z
2
= 127 răng.
Tỷ số truyền sau khi chọn số răng:
2
1
127
3,84
33
= = =
z
u
z
Góc nghiêng răng:
( ) ( )
2 1
3. 127 33
16,26
2 2.250
+ +
   
= = =
 ÷  ÷
   
o
w
m z z
arcCos arcCos
a
β

Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền bánh răng:
Đường kính vòng chia:
( )
1
1
33.3
103,12
cos
cos 16, 26
= = =
o
z m
d mm
β
và
( )
2
2
0
127.3
396,87
16,26
= = =
z m
d mm
Cos
Cos
β
Đường kính vòng đỉnh:
a1 1

2 103,12 2.3 109,12
= + = + =
d d m mm
và
a2 2
2 396,87 2.3 402,87
= + = + =
d d m mm
Đường kính vòng đáy:
1 1
2 2
2,5 103,12 2,5.3 95,62
2,5 396,87 2,5.3 389,37
= − = − =
= − = − =
f n
f n
d d m mm
d d m mm
Chiều rộng vành răng:
2 2
0,2.250 50
= = =
w ba w
b a mm
ψ
1
50 5 55
= + =
w

b mm
Góc ăn khớp:
( )
( )
( )
( )
( )
0
20
0,379
cos
cos 16,26
20,76
= = =
⇒ = =
o
tw
o
tw tw
tg
tg
tg
Arctg
α
α
β
α α
GVHD: Đỗ Xuân Phú Page 23
Đồ án môn học Chi Tiết Máy
Vận tốc vòng bánh răng:

1 1
3,14.109,12.970
5,54
60.1000 60000
= = =
d n
v
π
m/s
Theo bảng 6.3[1] ta chọn cấp chính xác 9 với v
gh
= 6 m/s
Hệ số tải trọng động theo bảng 6.6[1], ta chọn: K
HV
= 1,11; K
FV
= 1,22.
Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc:
( )
[ ]
1
1
2 1
H
M H
H H
w w
T K u
Z Z Z
d b u

ε
σ σ
+
= ≤
(CT 6.86[2]).
Trong đó:
Hệ số xét đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc:
( )
( )
( )
0
0
2.cos 16,26
2cos
1,70
sin 2
sin 2.20,76
= = =
H
tw
Z
β
α
Hệ số xét đến tổng chiều dài tiếp xúc:
1 1
0,82
1,5
Z
ε
α

ε
= = =
Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu: Z
M
= 275 MPa
1/2
Hệ số tải trọng tính
H H HV H
K K K K
β α
=
. Tra bảng 6.11[1] chọn
1,16
H
K
α
=
. Khi đó:
1,01.1,11.1,16 1,3= = =
H H HV H
K K K K
β α
Vậy độ bền tiếp xúc của bánh răng là:
( ) ( )
1
1
2 1 2.109185,05.1,3 3.85 1
275.1,70.0,82
256,7
103,12 75.3,85

+ +
= = =
H
M H
H
w w
T K u
Z Z Z
MPa
d b u
ε
σ
Ứng suất tiếp xúc cho phép là:
[ ]
lim
HL R V l xH
H OH
H
K Z Z K K
s
σ σ
=
(CT 6.39[1]).
Trong đó:
Z
R
– hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt. Trong trường hợp này Z
R
= 0,95.
Z

V
– hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng. Vì HB < 350 nên Z
v
= 0,85.v
0,1
= 1.
GVHD: Đỗ Xuân Phú Page 24
Đồ án môn học Chi Tiết Máy
K
l
– hệ số xét đến ảnh hưởng điều kiện bôi trơn, thông thường K
l
= 1.
K
xH
– hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng. Ở đây K
xH
= 1.
Vậy ứng suất uốn cho phép là:
Bánh dẫn:
[ ]
1
1 lim1
1.0,95.1.1.1
466,3 402,7
1,1
= = =
HL R V l xH
H OH
H

K Z Z K K
MPa
s
σ σ
Bánh bị dẫn:
[ ]
2
2 lim2
1.0,95.1.1.1
433,6 374,47
1,1
= = =
HL R V l xH
H OH
H
K Z Z K K
MPa
s
σ σ
[ ] [ ] [ ]
( )
1 2
0,45 349,72⇒ = + =
H H H
MPa
σ σ σ
Không thỏa điều kiện
H min H H min
[ ] [ ] 1,25[ ]σ ≤ σ ≤ σ

Do đó:
[ ] [ ]
2
374,47= =
H H
MPa
σ σ
Vậy điều kiện bền tiếp xúc được thỏa, vì
[ ]
H H
σ σ
<
Số răng của bánh răng tương đương:
( )
3
cos
v
z
z
β
=
(CT 6.84[1]).
( )
1
3
33
37,23
cos 16,26
⇒ = =
v

o
z
và
( )
2
3
127
143,54
cos 16,26
= =
v
o
z
Hệ số dạng răng Y
F
:
3
13, 2 27,9
3,47 0,092
F
v v
x
Y x
z z
= + − +
(CT 6.80[1]).
Đối với bánh dẫn:
1
13,2
3, 47 3,82

37,23
= + =
F
Y
Đối với bánh bị dẫn:
2
13,2
3, 47 3,56
143,54
= + =
F
Y
GVHD: Đỗ Xuân Phú Page 25