đồ án môn học thiết kế sản phẩm với CAD

Đồ án môn học thiết kế sản phẩm với CAD
Lời nói đầu
Khoa học kỹ thuật và công nghệ không ngừng cải tiến, phát triển đã
nhanh chóng làm thay đổi bộ mặt thế giới. Ngành công nghiệp thế giới nói
chung và ngành công nghiệp ở nước ta nói riêng đã và đang phát triển nhanh
chóng, tạo ra các sản phẩm thiết yếu phục vụ cho đời sống con người. Để nâng
cao đời sống nhân dân, để hoà nhập vào sự phát triển chung của các nước trên
thế giới. Đảng và Nhà nước ta đã đề ra mục tiêu đến năm 2020 nước ta cơ bản
trở thành một nước công nghiệp phát triển, trở thành một nền kinh tế vững
mạnh trong khu vực, có tiếng nói lớn hơn trong các diễn đàn kinh tế thế giới.
Muốn thực hiện được điều đó một trong những ngành cần quan tâm phát
triển nhất đó là ngành cơ khí chế tạo máy vì ngành cơ khí chế tạo máy đóng vai
trò quan trọng trong việc sản xuất ra các thiết bị công cụ cho mọi ngành kinh tế
quốc dân. Để thực hiện việc phát triển ngành cơ khí cần đẩy mạnh đào tạo đội
ngũ cán bộ kỹ thuật có trình độ chuyên môn cao, đồng thời phải đáp ứng được
các yêu cầu của công nghệ tiên tiến, công nghệ tự động hoá theo dây truyền
trong sản xuất .
Nhằm thực hiện mục tiêu đó, chúng em là sinh viên trường Đại Học Kỹ
Thuật Công Nghiệp – Đại Học Thái Nguyên luôn cố gắng phấn đấu trong học
tập và rèn luyện, trau dồi những kiến thức đã được dạy trong trường để sau khi
ra trường có thể đóng góp một phần trí tuệ và sức lực của mình vào công cuộc
đổi mới của đất nước trong thế kỷ mới .
Qua đồ án Thiết kế sản phẩm với CAD chúng em đã tổng hợp được nhiều
kiến thức chuyên môn, giúp chúng em hiểu rõ hơn những công việc của một kỹ
sư tương lai. Song với những hiểu biết còn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực
tế chưa nhiều nên đồ án của chúng em không tránh khỏi những thiếu sót. Chúng
em rất mong được sự chỉ bảo của các thầy trong bộ môn Kỹ thuật cơ khí và các
Thầy Cô giáo trong khoa để đồ án của chúng em được hoàn thiện hơn .
Cuối cùng chúng em xin chân thành cảm ơn sự quan tâm chỉ bảo của
các Thầy Cô trong khoa và bộ môn Kỹ thuật cơ khí trường Đại Học Kỹ Thuật
1

Đồ án môn học thiết kế sản phẩm với CAD
Công Nghiệp-Đại Học Thái Nguyên và đặc biệt là sự hướng dẫn tận tình của
thầy Nguyễn Quang Hưng và thầy Nguyễn Hoàng Nghị.
Ngày 14 tháng 6 năm 2013
Nhóm sinh viên: Nguyễn Văn Bình
Lê Ngọc Chính
Nguyễn Ngân Giang
MỤC LỤC
2
Đồ án môn học thiết kế sản phẩm với CAD
PHẦN I: TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ 5
1. Chọn động cơ. 5
2. Phân phối tỉ số truyền. 9
3. Tính toán các thông trên trục. 10
PHẦN II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 11
I. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh. 13
II. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm. 26
III. Kiểm tra điều kiện bôi trơn và điều kiện trạm trục. 38
PHẦN III: THIẾT KẾ TRỤC. 42
I. Chọn vật liệu. 42
II. Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục 42
III. Xác định sơ bộ khoảng cách trục 43
IV. Xác định khoảng cách gối đỡ và điểm đặt lực 44
V. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục. 47
PHẦN IV : CHỌN Ổ LĂN VÀ THEN CHO CÁC TRỤC. 71
I. Chọn ổ lăn cho trục I. 71
II. Chọn ổ lăn cho trục II. 74
III. Chọn ổ lăn cho trục III. 77
IV. Tính mối ghép then. 81
PHẦN V : TÍNH CHỌN KHỚP NỐI 86

PHẦN VI : THIẾT KẾ VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ CHỌN CHẾ
ĐỘ LẮP. 90
I. Thiết kế các kích thước chi tiết và vỏ hộp giảm tốc đúc. 90
II. Chọn chế độ lắp. 96
3
Đồ án môn học thiết kế sản phẩm với CAD
TÀI LIỆU THAM KHẢO
1. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí (Trịnh Chất – Lê Văn Uyển),
Nhà xuất bản giáo dục – tập 1, 2.
2. Chi tiết máy (Nguyễn Trọng Hiệp) , Nhà xuất bản giáo dục – tập 1,
2.
3. Giáo trình Chi tiết máy, Trường Đại học kỹ thuật công nghiệp.
4. Tập bản vẽ chi tiết máy.
4
Đồ án môn học thiết kế sản phẩm với CAD
Phần I
TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
1. Chọn động cơ điện
1.1 Chọn kiểu , loại động cơ
Việc chọn động cơ điện dung cho hộp giảm tốc hiện nay thật là đơn giản
song chúng ta cần phải chọn động cơ sao cho phù hợp nhất với hộp giảm tốc của
chúng ta, phù hợp với điều kiện sản xuất, điều kiện kinh tế…Dưới đây là một
vài loại đông cơ có măt trên thị trường
a. Động cơ điện một chiều : Loại động cơ này có ưu chiều dễ dàng Tuy
nhiên, chúng lại có nhược điểm là giá thành cao, mau hỏng hơn điểm là có thể
thay đổi trị số của mômen và vận tốc góc trong phạm vi rộng, đảm bảo khởi
động êm, hãm và đảo động cơ điện xoay chiều, và phải tăng thêm vốn đầu tư để
đặt thiết bị chỉnh lưu. Do đó chúng được dùng trong các thiết bị vận chuyển
bằng điện, thang máy, máy trục, các thiết bị thí nghiệm
b. Động cơ điện xoay chiều : Bao gồm 2 loại: một pha và ba pha

- Động cơ một pha có công suất nhỏ có thể mắc vào mạng điện chiếu sáng
nên thường dùng trong các thiết bị dân dụng như quạt, máy giặt…
- Trong công nghiệp sử dụng rộng rãi động cơ xoay chiều ba pha. Chúng
gồm có hai loại là: đồng bộ và không đồng bộ.
+ Động cơ ba pha đồng bộ: Có tốc độ quay không đổi, không phụ thuộc vào
trị số của tải trọng và không điều chỉnh được. So với động cơ ba pha không
đồng bộ, động cơ ba pha đồng bộ có ưu điểm hiệu suất và cosϕ cao, hệ số quá
tải lớn nhưng có nhược điểm: thiết bị tương đối phức tạp , giá thành cao vì phải
có thiết bị phụ để khởi động động cơ, do đó chúng được dùng cho các trường
hợp cần công suất lớn (trên 100kw), khi cần đảm bảo chặt chẽ trị số không đổi
của vận tốc góc.
+ Động cơ ba pha không đồng bộ gồm hai kiểu: rôto dây cuốn và rôto lồng
sóc. Động cơ ba pha không đồng bộ rôto dây cuốn cho phép điều chỉnh vận tốc
trong một phạm vi nhỏ (khoảng 5%), có dòng điện mở máy thấp nhưng cosϕ
thấp, giá thành cao, kích thước lớn và vận hành phức tạp. Do đó chỉ dùng thích
hợp trong một phạm vi hẹp để tìm ra vận tốc thích hợp của dây chuyền công
nghệ đã được lắp đặt. Động cơ ba pha không đồng bộ rôto lồng sóc (còn gọi là
rôto ngắn mạch) có ưu điểm là: Kết cấu đơn giản, giá thành thấp, dễ bảo quản.
Tuy nhiên loại này lại có nhược điểm là hiệu suất và hệ số công suất thấp so với
động cơ ba pha đồng bộ, không điều chỉnh vận tốc được.
5
Đồ án môn học thiết kế sản phẩm với CAD
Từ những ưu, nhược điểm trên cùng với điều kiện hộp giảm tốc của ta và
được sự chỉ dẫn của thầy cô, em đã chọn Động cơ ba pha không đồng bộ rôto
lồng sóc.
1.2. Chọn công suất động cơ
Công suất của động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ, nhằm đảm bảo
cho nhiệt độ của động cơ khi làm việc không vượt quá trị số cho phép. Để đảm
bảo điều kiện đó cần thoả mãn yêu cầu sau

dc
dt
dc
dm
PP
≥
(kW) (1)
Theo đề bài ra, đây là trường hợp tải không đổi nên:

dc dc
dm lv
P P
≥

(kW) (2)
Trong đó: - Công suất định mức của động cơ.
dc
dt
P
- Công suất đẳng trị trên trục động cơ.

dc
lv
P
- Công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ
∑
=
η
ct
lv

dc
lv
P
P
(kW) (3)
Với:
ct
lv
P
- Công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác.

η
Σ
- Hiệu suất chung của toàn hệ thống
Trong hộp giảm tốc gồm các bộ truyền mắc nối tiếp nên :
4 2
. .
k ol br
η η η η
Σ
=
Tra bảng( 2.3 ) [I] ta có:
η
k
= 1 - Trị số hiệu suất của khớp nối.
η
br
= 0,97 - Trị số hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ.
η
ol

= 0,99 - Trị số hiệu suất của ổ lăn.
Hiệu suất chung của toàn hệ thống:

2
2 4 4
1 0 97 0 99 0 904
η η η η
∑
= = =
. . . , , ,
k br ol
6
Đồ án môn học thiết kế sản phẩm với CAD
Công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác được xác định theo công
thức sau:
3
.
4200.2,5
10,5( )
10 1000
ct
t
lv
F v
P kW
= = =
(4)
Trong đó: F
t
- Lực vòng băng tải (N).

v - Vận tốc băng tải (m/s).
Thay vào (3) ta có:
10 5
11 62
0 904
= =
,
, ( )
,
dc
lv
P kW
(5)
Như vậy, động cơ cần chọn phải có công suất :
dc
dm
P
≥
11,62 (kW)
1.3. Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ
Số vòng quay đồng bộ của động cơ được xác định theo công thức:
n
db
= 60.f / p
Trong đó: n
db
- Số vòng quay đồng bộ của động cơ điện.
f - Tần số của dòng điện xoay chiều f = 50 (Hz)
p - Số cặp cực từ.
Trên thực tế,số vòng quay đồng bộ có các giá trị là 3000 ,1500 1000, 700, 650

và 500v/p .Số vòng quay đồng bộ càng thấp thì kích thước khuôn khổ và giá
thành của động cơ tăng (vì số đôi cực từ lớn). Tuy nhiên dùng động cơ có số
vòng cao lại yêu cầu giảm tốc nhiều hơn, tức tỉ số truyền của toàn hệ thống tăng,
dẫn tới kích thước và giá thành của các bộ truyền tăng lên.
Do trạm dẫn băng tải không có yêu cầu gì đặc nên ta chọn các động cơ có
p = 2 tương ứng với số vòng quay đồng bộ là 1500 vòng/phút (tương ứng số
vòng quay có kể đến sự trượt 3% là 1455 vòng/phút).
Số vòng quay của trục công tác là:
3 3
60.10 . 60.10 .2,5
73,5( / )
. 3,14.650
ct
v
n v ph
D
= = =
Π
Trong đó: n
ct
- Số vòng quay của trục công tác (vòng/phút).
7
Đồ án môn học thiết kế sản phẩm với CAD
D - Đường kính tang dẫn của băng tải (mm)
v - vận tốc vòng của băng tải (m/s)
Tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống u
sb
:

1455

19,8
73,5
db
sb
ct
n
u
n
= = =
(thuộc khoảng u nên dùng)-Theo bảng 2.4 [I]
Vậy ta chọn sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ là : n
db
=1500(v/p)
1.4. Chọn động cơ thực tế
Từ(1),(2),(3)và(5)tacó:
11,62( )
dc dc dc
dm dt lv
P P P kW
≥ ≥ =
và n
db
=1500(v/p)
Tra bảng P1.2 – tr 235 – HDĐCK 1 ta chọn được động cơ DK.63-4 với các
thông số sau:
Kiểu
Công suất
(kW)
Tốc độ quay
(vòng/phút)

Cos ϕ

k
dn
T
T

axm
dn
T
T
Khối lượng
(kg)
DK.63-4 14 1460 0,88 1,4 2,3 190
1.5. Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ
a. Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ
Khi khởi động, động cơ cần sinh ra một công suất đủ lớn để thắng sức ỳ
của hệ thống. Vì vậy cần kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ.
Điều kiện mở máy của động cơ thoả mãn nếu công thức sau đảm bảo:
dc
bd
dc
mm
PP
≥
(6)
Trong đó:
dc
mm
P

- Công suất mở máy của động cơ (kW).
dc
dm
dn
K
dc
dmmm
dc
mm
P
T
T
PKP
==
(kW)
=>
1 4 14 19 6
= =
, . , ( )
dc
mm
P kW
(7)
Với: T
k
- Momen khởi động của động cơ.
T
dn
- Momen danh nghĩa của động cơ.
8

Đồ án môn học thiết kế sản phẩm với CAD
dc
bd
P
- Công suất cản ban đầu trên trục động cơ (kW).
1 5 11 62 17 43= = =. , . , , ( )
dc dc
bd bd lv
P K P kW
(8)
Từ (7) và (8) ta thấy
dc
bd
dc
mm
PP
≥
thỏa mãn (6).
Vậy động cơ đã chọn thỏa mãn điều kiện mở máy.
b. Kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ:
Với sơ đồ tải trọng có tính chất không đổi và quay một chiều, nên không cần
kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ.
Vậy động cơ DK.63-4 thỏa mãn điều kiện làm việc đã đặt ra.
2. Phân phối tỉ số truyền
Tỉ số truyền chung của toàn hệ thống (u
∑
)

xác định theo:
Trong đó: n

dc
- Số vòng quay của động cơ đã chọn (vòng/phút).
n
ct
- Số vòng quay của trục công tác (vòng/phút).
Hệ dẫn động gồm các bộ truyền mắc nối tiếp nên ta có:
.
ng h
u u u
∑
=
ng
u
: là tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài
h
u
: là tỉ số truyền của hộp giảm tốc
Ta có
ng
u
= 1 vì không có bộ truyền ngoài
=>
1 2
. 19,86
h
u u u u
∑
= = =
Với: u
1

- là tỉ số truyền của bộ truyền cấp nhanh
u
2
- là tỉ số truyền của bộ truyền cấp chậm.
2.1. Tỷ số truyền của các bộ truyền trong hộp
9
Đồ án môn học thiết kế sản phẩm với CAD
Với hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm, để nhận được kích thước tiết diện ngang
của hộp nhỏ nhất cũng chính là để bôi trơn HGT hợp lý nhất, TST của bộ truyền
bánh răng cấp chậm
2
u
được tính theo công thức:

2 2
3
2
1
.
1,2776. .
C ba
h
ba
K
u u
ψ
ψ
≈
(9)
Trong đó:

h
u 19,86u
∑
= =
1 2
;
ba ba
ψ ψ
là hệ số chiều rộng bánh răng cấp nhanh và cấp chậm
Chọn
1
2
1,3
ba
ba
ψ
ψ
=
Hệ số
2
1 1,3
C
K
= ÷
, chọn
2C
K =
1,3
Thay vào (9) ta có:
3

2
u =1,2776. 1,3.1,3.19,86 =4,12
=> Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng cấp nhanh u
1
là :

1
2
19,86
4,82
4,12
u
u
u
∑
= = =

3. Tính toán các thông số trên các trục
Ký hiệu các chỉ số tính toán như sau: Chỉ số "dc" ký hiệu trục động cơ,
các chỉ số “I”, “II”, “III”, “ct” lần lượt là ký hiệu của các trục 1, 2, 3 và trục
công tác.
3.1. Tính công suất trên các trục
Với sơ đồ tải trọng không đổi ta có:
- Công suất danh nghĩa trên trục động cơ tính theo công thức:

11,62( )
dc dc
lv
P P kW
= =

- Công suất danh nghĩa trên các trục I, II, III và trục công tác (ct) xác định
theo các công thức sau:
1 I
. . 11,62.1.0,99 11,50( )
dc
dc ol
P P kW
η η
÷
= = ≈
II I I II
. . 11,50.0,97.0,99 11,05( )
ol
P P kW
η η
÷
= = ≈
10
Đồ án môn học thiết kế sản phẩm với CAD
III II II III
. . 11,05.0,97.0,99 10,61( )
ol
P P kW
η η
÷
= = ≈

III III ct
. . 10,61.1.0,99 10,51( )
ct ol

P P kW
η η
÷
= = ≈
3.2. Tính số vòng quay của các trục.
- Tốc độ quay của trục I:
n
I
= n
dc
= 1460
(vòng/phút)
- Tốc độ quay của trục II:
n
II
= n
dc
/u
I
÷
II
= 1460/4,82
≈
302,9
(vòng/phút)
- Tốc độ quay của trục III:
n
III
= n
II

/u
II
÷
III
= 302,9/ 4,12
≈
73,5
(vòng/phút)
-
Tốc độ quay của trục công tác:

n
ct
= n
III
= 73,5
(vòng/phút)
3.3. Tính mô men xoắn trên các trục.
Mô men xoắn trên trục động cơ được xác định theo công thức sau:

6 6
9,55.10 . 9,55.10 .11,62
76007,53( . )
1460
dc
dc
dc
P
T N mm
n

= = =
Mô men xoắn trên trục I:

6
6
I
I
I
9,55.10 . 9,55.10 .11,50
75222,60( . )
1460
P
T N mm
n
= = =
Mô men xoắn trên trục II:

6 6
II
II
II
9,55.10 .
9,55.10 .11,05
348390,56( . )
302,9
P
T N mm
n
= = =
Mô men xoắn trên trục III:

6
6
III
III
III
9,55.10 .
9,55.10 .10,61
1378578,23( . )
73,5
P
T N mm
n
= = =
Mô men xoắn trên trục công tác:
11
Đồ án môn học thiết kế sản phẩm với CAD
6
6



9,55.10 .
9,55.10 .10,51
1365585,03( . )
73,5
ct
ct
ct
P

T N mm
n
= = =
3.4. Bảng kết quả.
Thông số
Trục
Tỷ số truyền Tốc độ quay
v/ph
Công suất
KW
Mômen xoắn
N.mm
Động cơ 1460 11,62 76007,53
I
U
1
=4,82
II
U
2
=4,12
III
1
Công tác 73,5 10,51 1365585,03
Phần II
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
12
Đồ án môn học thiết kế sản phẩm với CAD
I.Bộ truyền bánh răng cấp nhanh
1. Chọn vật liệu.

- Vì hộp giảm tốc thiết kế chịu công suất , vận tốc trung bình nên ta chọn
vật liệu chế tạo bánh răng là vật liệu nhóm I, có HB ≤ 350, bánh răng
được tôi cải thiện nên có thể gia công răng chính xác sau khi nhiệt luyện,
đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn.
- Vật liệu bánh nhỏ và bánh lớn : Thép 45 tôi cải thiện tra bảng 6.1 [I]
Loại
bánh
răng
Mác vật
liệu
Độ rắn
Giới hạn
bền
b
σ

Mpa
Giới hạn
chảy
ch
σ

Mpa
Nhiệt luyện
Bánh
nhỏ
45 HB 241 285 850 580 Tôi cải thiện
Bánh
lớn
45 HB 192 240 750 450 Tôi cải thiện

2. Xác định ứng xuất cho phép .
a.ứng suất tiếp xúc cho phép :
Xác định theo công thức (6.1)
[ ]
0
lim
. . . .
H
H R v xH HL
H
Z Z K K
s
σ
σ
=
Trong đó :
H
S
–hệ số an toàn khi tinh về tiếp xúc; tra bảng 6.2 ta có
1,1
H
S =
Z
R
– hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc
Z
v
– hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
K
xH

- hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng
Trong thiết kế sơ bộ lấy :
. . 1
R v xH
Z Z Z =
⇒
[ ]
0
lim
.
H H HL H
K S
σ σ
=
0
limH
σ
- ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở.
tra theo bảng ( 6.2 ) [ I].
Chọn độ rắn bánh nhỏ HB
1
= 255 (HB) ; độ rắn bánh lớn HB
2
= 240 (HB).
Khi đó:
13
Đồ án môn học thiết kế sản phẩm với CAD
0
1lim
[ ]

H
σ
= 2.HB
1
+ 70 = 2.255 +70 =580 MPa
= 2.HB
2
+ 70 = 2.240 +70 =550 MPa
HL
K

– hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải
trọng của bộ truyền xác định theo CT:

H
HO
m
HL
HE
N
K
N
=
Với :
m
H
- bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc
m
H
= 6 ( vì độ rắn mặt răng HB ≤ 350)

N
HO
: số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc xác định theo CT:
N
HO
= 30.
2,4
HB
H
Với
HB
H
- độ rắn Brinen
N
HO1
= 30.255
2,4
= 1,79.10
7
N
HO2
= 30.240
2,4
= 1,55. 10
7
N
HE
- số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương, được xác định :
N
HE

=60.c.n. t
∑

Trong đó:
c – số lần ăn khớp trong một vòng quay : c = 1
n – số vòng quay trong một phút
ta có : n
1
= 1460 (v/p)
n
2
= 302,9 (v/p)
t
∑

– tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét
t
∑
=7.365.1/4.24.1/3=5110 (giờ)
Vậy : N
HE1
= 60 . 1 . 1460 . 5110 = 4.47.10
8

N
HE2
= 60 . 1 . 302,9 . 5110 = 9,28.10
7
Ta có:

N
HE1
>

N
HO1
nên lấy N
HE1
=

N
HO1
để tính, do đó => K
HL1
= 1
N
HE2
> N
HO2
nên lấy N
HE1
=

N
HO2
để tính, do đó => K
HL2
= 1
Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ và bánh lớn là :
[

1H
σ
]=
0
1lim 1
. . . .
580.1.1
527,27( )
1,1
H R v xH HL
H
Z Z K K
MPa
S
σ
= =
[
2H
σ
] =
0
2lim 2
. . . .
550.1.1
500( )
1,1
H R v xH HL
H
Z Z K K
MPa

S
σ
= =
Vì bộ truyền cấp nhanh là cặp bánh răng trụ răng thẳng nên ta có:

[ ] [ ]
{ }
1 2
[ ] min , 500( )
H H H
MPa
σ σ σ
= =
b.Tính ứng suất uốn cho phép
Theo CT 6.1 [I]
14
Đồ án môn học thiết kế sản phẩm với CAD

[ ]
0
lim
. . . . .
F
F R s xF FC FL
F
Y Y K K K
S
σ
σ
=

Trong đó:
S
F
- Hệ số an toàn khi tính về uốn. Tra bảng 6.2 [I] được S
F
= 1,75.
Y
R
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.
Y
S
- Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất.
K
xF
- Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng độ bền uốn.
Trong thiết kế sơ bộ: Y
R
.Y
s
.K
xF
= 1
K
FC
- Hệ số kể đến ảnh hưởng đặt tải, lấy K
FC
= 1 (đặt tải 1 phía, bộ truyền quay
1 chiều)

0
limF
σ
- ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở.
Ta có :
0
limF
σ
=1,8HB - theo bảng 6.2 [I]
=>
0
1limF
σ
=1,8.255 = 459 (MPa)
=>
0
2limF
σ
=1,8.240 = 432 (MPa)
K
FL
- Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng
của bộ truyền , được xác định như sau.

F
FO
m
FL
FE
N

K
N
=
với
6
F
m =
khi HB ≤ 350.
Trong đó:
N
FO
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn. N
FO
= 4.10
6
đối với tất
cả loại thép.
N
FE
: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương
Ta có : N
FE1
= N
HE1
= 4,47.10
8

N
FE2
= N

HE2
= 8,72.10
7
Do N
FE1
>

N
FO
nên lấy N
FE1
=

N
FO
để tính, do đó
⇒
K
FL1
= 1
N
FE2
> N
FO
nên lấy N
FE2
=

N
FO

để tính, do đó
⇒
K
FL2
= 1
15
Đồ án môn học thiết kế sản phẩm với CAD
Vậy ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ và bánh lớn là:

[ ]
0
1lim 1
1
. . . . .
459
262,29( )
1,75
F R s xF FC FL
F
F
Y Y K K K
MPa
S
σ
σ
= = =

[ ]
0
2lim 2

2
. . . . .
432
246,86( )
1,75
F R s xF FC FL
F
F
Y Y K K K
MPa
S
σ
σ
= = =

c.Ứng suất cho phép khi quá tải
- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:
Với bánh răng tôi cải thiện theo CT (6.13) [I] ta có:
[ ]
1H
σ
max
= 2,8.
1ch
σ
= 2,8.580 = 1624 (Mpa)
[ ]
2H
σ
max

= 2,8.
2ch
σ
= 2,8.450 = 1260 (Mpa)

⇒
[ ]
H
σ
max
= 1260 (Mpa)
- Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
Theo CT (6.14) [I] ta có:
[ ]
1F
σ
max
= 0,8.
1ch
σ
= 0,8.580 = 464 (Mpa)
[ ]
2F
σ
max
= 0,8.
2ch
σ
= 0,8.450 = 360 (Mpa)
3. Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền

3.1Xác định khoảng cách trục
- khoảng cách trục a
w
được xác định :
a
w1
= K
a
.(u
1
+1).
[ ]
1
3
2
1
.
. .
H
H ba
T K
u
β
σ ψ
(6.15 a) [I]
Trong đó :
K
a
- hệ số, phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng.
Tra bảng ( 6.5 ) [I] : K

a
= 49,5( MPa
1/3
) với răng thẳng
T
1
- momen xoắn trên trục bánh chủ động (N.mm)
T
1
=75222,60 (N.mm)
[ ]
H
σ
- ứng suất tiếp xúc cho phép MPa
16
Đồ án môn học thiết kế sản phẩm với CAD

[ ] 500( )
H
MPa
σ
=
u
1
- tỉ số truyền từ truc I sang trục II : u
1
= 4,82
ba
ψ
- hệ số ; Tra bảng 6.6 [I] vị trí các bánh răng đối xứng với các trục trong hộp

giảm tốc
ba
ψ
= 0,3÷0,5 ; chọn
ba
ψ
= 0,3
K
Hβ
- hệ số kể đến sự đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính về tiếp xúc , phụ thuộc vào vị trí của các bánh răng đối với các ổ và
hệ số ψ
bd
xác định như sau:
ψ
bd
= 0,53.ψ
ba
.(u
1
+ 1)


= 0,53.0,3.(4,82 + 1 ) = 0,92
Tra bảng ( 6.7) [I] : k
Hβ
=1,02 ( sơ đồ 7). thay vào (6.15 a) [I] ta được :

( )
3

1
2
75222,6.1,02
49,5. 4,82 1 . 171,84( )
500 .4,82.0,3
w
a mm
= + =
Chọn a
w1
=170 (mm)
3.2. Xác định thông số ăn khớp
a/ Xác định môdul
m
1
= (0,01 ÷ 0,02) a
w
= 1,7 ÷ 3,4
Tra bảng (6.8) [I] chọn m
1
= 2,5 trị số môdul tiêu chuẩn.
b/Góc nghiêng răng
Đối với cặp bánh răng trụ răng thẳng
β
=0
o
c/ Xác định số răng của bộ truyền: (bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng)
+/ số răng bánh nhỏ : tính theo CT 6.19 [I]

1

1
1
2.
2.170
23,37
.( 1) 2,5.(4,82 1)
w
a
Z
m u
= = =
+ +
Lấy Z
1
= 23
+/ số răng bánh lớn :
Z
2
= u
1
.Z
1
= 4,82. 23 = 110,86
17
Đồ án môn học thiết kế sản phẩm với CAD
Lấy Z
2
= 111
⇒
Tỉ số truyền thực tế là; U

m
= Z
2
/Z
1
= 111 / 22= 4,826
Ta có: Z
t
= Z
1
+Z
2
= 23 + 111 = 134
Tính lại khoảng cách trục: a
w
=
t
m.Z
2,5.134
167,5
2 2
= =
(mm)
⇒
Chọn a
w1
= 168 (mm)
d/ Xác định hệ số dịch chỉnh
X
1

= X
2
= 0
3.3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
- Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn
điều kiện sau:
[ ]
H
2
1wm1w
mH1
HMH
d.u.b
)1u.(K.T.2
.Z.Z.Z σ≤
+
=σ
ε
a. Tính Z
M
Z
M
- hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, trị số của Z
M
tra
theo bảng 6.5[I], Z
M
= 274 MPa
1/3
b. Tính Z

H
Z
H
- hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
Z
H
=
).2sin(
cos.2
tw
b
α
β
Trong đó:
b
β
- góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở, xác định như sau:
tg
b
β
= cosα
t
. tg
β
= 0 (
β
= 0 - răng thẳng )
α
tw
- góc ăn khớp

α
t
- góc prôfin răng
α

- góc prôfin gốc ,theo TCVN 1065-71 : α = 20
0
18
Đồ án môn học thiết kế sản phẩm với CAD
α
tw
= α
t
= arctg(tg
α
/cos
β
) = 20
0
Vậy:
H
2. os 0
Z 1,764
sin(2.20 )
c
°
= =
°
c. Tính Zε
Z

ε
- hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, phụ thuộc vào ε
β
và ε
α
Trong đó:
ε
β
- hệ số trùng khớp dọc, được xác định theo CT (6.37)[I]
ε
β
=
π
β
.m
sin.b
1w
Với: b
w1
- chiều rộng vành răng
β = 0 (răng thẳng)
⇒
ε
β
= 0
ε
α
- được xác định theo CT (6.38b)[I]
ε
α

= [1,88-3,2.(
21
Z
1
Z
1
+
)].cosβ
 ε
α
= [1,88-3,2.(
1 1
23 111
+
)].1=1,712
Vì ε
β
= 0 nên Z
ε
được tính theo CT (6.36a)[I]

4
4 1,712
0,873
3 3
a
Z
ε
ε
−

−
= = =

c. Tính K
H
K
H
- hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, được xác định theo CT
K
H
= K
H
β
. K
H
α
. K
Hv
(6.39)[I]
Trong đó:
K
H
β
- hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng,
tra theo bảng 6.7[I], K
H
β
= 1,02
K
H

α
- hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời
ăn khớp, với bánh răng thẳng ta có K
H
α
= 1
19
Đồ án môn học thiết kế sản phẩm với CAD
Giá trị của vận tôc vòng được xác định theo CT (6.40)[I]

w1 1
. .
60000
d n
v
π
=
Với : d
w1
- đường kính vòng lăn bánh nhỏ tính theo công thức ở Bảng 6.11[I]
d
w1
=
1
2.
2.168
57,67
1 4,826 1
w
m

a
u
= =
+ +
(mm).
n
1
- số vòng quay của bánh chủ động : n
1
=1460 (v/p)
Vậy:

3,14.57,67.1460
4,41
60000
v
= =
(m/s).
Tra theo bảng 6.13[I], chọn được cấp chính xác cho bộ truyền bánh răng
cấp nhanh là 8.
K
Hv
- hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
Trị số K
Hv
tính theo CT (6.41)[I]

w w1
1
. .

1
2 . .
H
Hv
H H
v b d
K
T K K
β α
= +
theo(6.41) [I]
Trong đó: b
w
=
w1
.
ba
a
ψ
= 0,3.168 = 50,4 (chiều rộng vành răng ăn khớp)

⇒
chọn b
w
= 50

w1
. . .
H H o
m

a
v g v
u
δ
=
theo (6.42) [I]
Trong đó:

H
δ
- hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra theo bảng
(6.15)[I]:
H
δ
= 0,004
g
o
- hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh nhỏ và
bánh lớn tra theo bảng 6.16[I] : g
o
= 56
20
Đồ án môn học thiết kế sản phẩm với CAD
Như vậy:
H
υ
= 0,004.56.4,41.
168
4,826
= 5,83 (m/s).

=> K
Hv
= 1+
5,83.50.57,67
2.75222,6.1,02.1
= 1,11
Vậy :
K
H
= 1,02.1.1,11 = 1,132
Vậy ứng suất tiếp xúc trên mặt răng của bộ truyền là :
2
2.75222,6.1,132.(4,826 1)
274.1,764.0,873. 469,17
50.4,826.57,67
H
σ
+
= =
(MPa)
* Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép
[σ
H
]
CX
= [σ
H
].Z
V
.Z

R.
K
xH
Trong đó:
Z
V
– ảnh hưởng của vận tốc vòng
do v = 4,59 m/s < 5m/s
⇒
chọn Z
V
= 1
Z
R
– hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc
Với cấp chính xác động học 8 ,chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8,
khi đó cần gia công bề mặt răng đạt độ nhám R
a
= 2,5
÷
1,25
⇒
Z
R
= 0,95
K
xH
– hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng
K
xH

= 1 (đường kính vòng đỉnh bánh răng d
a
< 700 mm)
Vậy [σ
H
]
CX
= 500.1.0,95.1 = 475 (N.mm).
⇒
σ
H
=469,17 (MPa) < [σ
H
]
CX
=475 (MPa)
⇒
Đảm bảo điều kiện bền tiếp xúc.
Ta có
[ ]
[ ]
475 469,17
.100% .100% 1,23%
475
H H
CX
H
CX
σ σ
σ

−
−
= =
< 4%
⇒
Thừa bền trong khoảng cho phép.
21
Đồ án môn học thiết kế sản phẩm với CAD
3.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng
không được vượt quá một giá trị cho phép:
σ
F1
=
≤
mdb
YYYKT
ww
FFI

2
1
1
βε
[σ
F1
]
CX
; σ
F2

=
CXF
F
FF
Y
Y
][
.
2
1
21
σ
σ
≤
Trong đó:

1
T
- Mô men xoắn trên bánh chủ động
1
T
= 75222,6 (N.mm)

w
b
- Chiều rộng vành răng
w
b
= 50 (mm)
d

w1
- Đường kính vòng lăn của bánh chủ động d
w1
= 57,67 (mm)
y
ε

- Hệ số kể đến sự trùng khớp y
ε

= 1/
α
ε
= 1/1,721 = 0,581

α
ε
- Hệ số trùng khớp ngang
α
ε
= 1,721

y
β
- Hệ số kể đến độ nghiêng của răng
y
β
= 1

1

F
y
,
2
F
y
- Hệ số dạng của bánh răng 1 và 2 phụ thuộc vào số răng tương
ứng , xác định như sau:
Z
v1
= Z
1
/cos
3
β

= Z
1
= 23
Z
v2
= Z
2
/cos
3
β

= Z
2
= 111

Hệ số dịch chỉnh: x
1
= x
2
= 0
Tra bảng (6.18) [I]
1
2
3,8
3,6
F
F
y
y
=


=

K
F
- Hệ số tải trọng khi tính về độ bền uốn, xác định như sau:
K
F
=
F
K
β
.
F

K
α
.k
Fv
Với:
F
K
β
- hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng tra bảng (6.7) [I]
F
K
β
= 1,03

F
K
α
- hệ số kể đến sự phân bố tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
tra bảng (6.14) [I] k
F
α

= 1,27
22
Đồ án môn học thiết kế sản phẩm với CAD
k
Fv
Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
khi tính về uốn :

1
1
. .
1
2 . .
F w w
Fv
F F
v b d
K
T K K
β α
= +
(6.46) [I]
Với : b
w
= 50 (mm)
d
w1
= 57,67 (mm)

1
F
. . .
w
F o
m
a
v g v

u
δ
=
(6.47) [I]

F
δ
- Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp
Tra bảng (6.15) [I]
F
δ
=0,011
g
o
- Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh nhỏ
và bánh lớn. Tra bảng (6.16) [I] g
o
= 56
a
w1
= 168 (mm).
Vậy : v
F
=0,011.56.4,41
168
16,03
4,826
=
(m/s)
⇒

k
Fv
= 1+
16,03.50.57,67
2.75222,6.1,03.1, 27
= 1,235
⇒
k
F
= 1,03.1,27.1,235 = 1,616
1
2.75222,6.1,616.0,581.1.3,8
50.57,67.2,5
F
σ
=
= 74,56 (Mpa)
2F
σ
=
1
21
.
F
FF
y
y
σ
=
74,56.3,6

3,8
= 70,64 (Mpa)
* Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép
[
F
σ
]
cx
=[
F
σ
].y
R.
.y
s
.k
xF
Trong đó: y
R
= 1
y
s
= 1,08-0,0695.ln2,5 = 1,016
k
xF
= 1
23
Đồ án môn học thiết kế sản phẩm với CAD
⇒
[

F
σ
1
]
cx
= 262,29.1.1,016.1 = 266,49 (Mpa)
[
F
σ
2
]
cx
= 246,86.1.1,016.1 = 250,81 (Mpa)
⇒
1F
σ
= 74,56(MPa) < [
F
σ
1
]
cx
= 266,49(MPa)

2F
σ
= 70,64 (MPa) < [
F
σ
2

]
cx
= 250,81 (MPa)
Vậy bộ truyền thỏa mãn độ bền uốn .
3.5. Kiểm nghiệm răng về quá tải
Khi làm việc bánh răng có thể quá tải như lúc mở máy, hãm máy với hệ số
quá tải: K
qt
= K
bd
= 1,5
Vì vậy cần kiểm tra quá tải dựa vào ứng suất uốn cực đại để tránh biến dạng
dư gãy giòn lớp bề mặt,ứng suất cực đại
maxH
σ
=
H
σ
.
qt
k
≤
[
maxH
σ
]

maxH
σ
= 469,17.

1,5
= 574,61 (Mpa) < [
maxH
σ
] = 1260 (Mpa)
Đồng thời để phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng ứng
suất uốn cực đại
maxF
σ
tại mặt lượn chân răng không được vượt quá 1 giá trị
cho phép

maxF
σ
=
F
σ
. k
qt

≤
[
maxH
σ
]
1F
σ
max
=
1F

σ
. k
qt
= 74,56.1,5 = 111,84(Mpa) < [
1F
σ
max
] = 464 (Mpa)
2F
σ
max
=
2F
σ
. k
qt
= 70,64.1,5 = 105,96(Mpa) < [
2F
σ
max
] = 360 (Mpa)
Vậy bộ truyền thỏa mãn về điều kiện quá tải
3.6. Thông số của bộ truyền cấp nhanh (Răng trụ răng thẳng)
Bảng 3
Thông số
Ký
hiệu
Công thức tính Giá trị
Khoảng cách trục a
w

a
w
= 0,5.m.( z
1
+ z
2
) 168
Môdun m 2,5
Tỉ số truyền u
1
4,826
Chiều rộng vành răng b
w
2
.
w ba w
b a
ψ
=
50
24
Đồ án môn học thiết kế sản phẩm với CAD
1 2
(5 10)
w w
b b= + ÷
55
Số răng bánh răng nhỏ z
1
23

Số răng bánh răng lớn z
2
111
Đường kính chia d
d
1
= m.z
1
d
2
= m.z
2

57,5
277,5
Đường kính đỉnh răng d
a
d
a1
= d
1
+2.m
d
a2
= d
2
+2.m
6 2,5
282,5
Đường kính đáy răng d

f
d
f1
= d
1
-2,5m
d
f2
= d
2
-2,5m
51,25
271,25
Đường kính lăn d
w
d
w1
= 2.a
w
/(u+1)
d
w2
= d
w1
.u
57,67
278,32
II Bộ truyền bánh răng cấp chậm
1. Xác định khoảng cách trục
1. Chọn vật liệu

- Vì hộp giảm tốc thiết kế chịu công suất , vận tốc trung bình nên ta chọn
vật liệu chế tạo bánh răng là vật liệu nhóm I, có HB ≤ 350, bánh răng
được tôi cải thiện nên có thể gia công răng chính xác sau khi nhiệt luyện,
đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn.
- Vật liệu bánh nhỏ và bánh lớn : Thép 45 tôi cải thiện tra bảng 6.1 [6]
Loại
bánh
Mác vật
liệu
Độ rắn
Giới hạn
bền
b
σ

Mpa
Giới hạn
chảy
ch
σ

MPa
Nhiệt luyện
Bánh
nhỏ
45 HB 192 240 750 450 Tôi cải thiện
Bánh
lớn
45 HB 192 240 750 450 Tôi cải thiện
25