đồ án chi tiết máy đồ án môn học

1

MỤC LỤC
Lời nói đầu 2
1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
1.1 . Tính toán chọn động cơ 3
1.2 . Phân phối tỷ số truyền 5
1.3 . Lập bảng đặc tính 7
2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY
2.1. Tính toán bộ truyền đai 7
2.2. Tính toán thiết kế bộ bánh răng 12
2.2.1. Tính toán cấp chậm bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng 13
2.2.2. Tính toán cấp nhanh bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 19
2.3. Sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền và tính giá trị các lực…… 26
2.4. Tính toán thiết kế trục và then 28
2.5. Tính toán chọn ổ lăn 44
2.6. Chọn và kiểm tra nối trục đàn hồi 50
2.7. Thiết kế vỏ hộp và các chi tiết phụ khác 50
3: CHỌN DUNG SAI LẮP GHÉP 54
4: TÀI LIỆU THAM KHẢO 57





2

LỜI NÓI ĐẦU

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là yêu cầu không thể thiếu đối với một kỹ
sư ngành cơ khí, nhằm cung cấp các kiến thức cơ sở về máy và kết cấu máy.
Thông qua đồ án môn học Chi tiết máy, mỗi sinh viên được hệ thống lại các
kiến thức đã học nhằm tính toán thiết kế chi tiết máy theo các chỉ tiêu chủ yếu về
khả năng làm việc ,thiết kế kết cấu chi tiết máy, vỏ khung và bệ máy ,chọn cấp
chính xác, lắp ghép và phương pháp trình bày bản vẽ, trong đó cung cấp nhiều số
liệu mới về phương pháp tính, về dung sai lắp ghép và các số liệu tra cứu khác. Do
đó khi thiết kế đồ án chi tiết máy phải tham khảo các giáo trình như Chi tiết máy,
Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, Dung sai và lắp ghép, Nguyên lý máy từng
bước giúp sinh viên làm quen với công việc thiết kế và nghề nghiệp sau này của
mình.
Lần đầu tiên làm quen với công việc thiết kế, với một khối lượng kiến thức
tổng hợp lớn, và có nhiều phần em chưa nắm vững, dù đã tham khảo các tài liệu
song khi thực hiện đồ án, trong tính toán không thể tránh được những thiếu sót.Em
mong được sự góp ý và giúp đỡ của các thầy .
Em xin chân thành cảm ơn các thầy, đặc biệt là thầy Thân Trọng Khánh Đạt đã
hướng dẫn tận tình và cho em nhiều ý kiến quý báu cho việc hoàn thành đồ án môn
học này.

TPHCM, 2014
Sinh viên thực hiện
Đinh Thế Anh






3

Hệ thống dẫn động xích tải gồm :
1- Động cơ điện 3 pha không đồng bộ ; 2- Bộ truyền đai thang ; 3-Hộp giảm
tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển; 4-N
2- ối trục đàn hồi ; 5- xích tải
Số liệu thiết kế :
Lực vòng trên xích tải F,N : 3500 N
Vận tốc xích tải : = 1,3/
Số răng đĩa xích dẫn, = 9
Bước xích = 110 
Thời gian phục vụ L, năm : 4
Quay một chiều, làm việc một ca, tải va đập nhẹ
( 1 năm làm việc 200 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ )
t
1
= 30; t
2
=36; t
3
=34
T
1
= T; T
2
= 0,7T; T
3

= 0,3T

1:CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

1.1 . TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ.



4

1.1.1. Chọn Hiệu Suất Của Hệ Thống.
 Hiệu suất truyền động.
= 


1

2




4

* Trong đó:


= 0,96 : Hiệu suất của bộ truyền đai.

1

= 0,97 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

1
= 0,97 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng


= 0,99 : Hiệu suất truyền của nối trục đàn hồi


= 0,99 : Hiệu suất ổ lăn ( có 4 cặp ổ lăn )
  = 0,96.0,97.0,97.0,99.0,99
4
= 0,86
1.1.2. Tính Công Suất động cơ
 Công suất tính toán



= 

= 




1


2


1
+


2


2

2
+


3


2

3

1
+ 
2
+ 
3

=

1000




1


2

1
+


2


2

2
+


3


2

3

1
+ 
2

+ 
3
=
3500.1,3
1000





2
. 30 +

0,7


2
. 36 +

0,3


2
34
30 + 36 + 34

= 3,24 
 Công suất cần thiết trên trục động cơ.



=



=
3,24
0,86
= 3,77 




5

1.1.3. Xác Định Số Vòng Quay Sơ Bộ Của Động Cơ.
 Số vòng quay của trục công tác.



=
60000 .
.
=
60000 .1,3
9.110
= 78,78 (vòng/phút)
 Chọn tỉ số truyền.


= 


. 

= 8.2,5 = 20

Trong đó: 

= 8 : Tỉ số truyền hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp khai
triển.


= 2,5 : Tỉ số truyền bộ truyền đai thang.
 Số vòng quay sơ bộ của động cơ.


= 

. 

= 78,78.20 = 1575,6

(v/ph)
1.1.4. Chọn Động Cơ Điện, Bảng Thông Số Động Cơ Điện.
Điều kiện chọn động cơ : P
đc
≥ P
ct
=3,77 (kW) và n
đc
≈ n

sb
Tra phụ lục bảng 1.3 sách “ Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí. Tập một “
của Trịnh Chất – Lê Văn Uyển “ ta chọn động cơ 4A100L4Y3
Kiểu động cơ
Công
suất
(kW)
Vận tốc
quay
(v/ph)
Cos υ
η%










4A100L2Y3
5,5
2880
0,0,91
87,5
2,2
2,0

1.2. PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN.
Tỉ Số Truyền chung của hệ .


=




=
2880
78,78
= 36,56

Ta chọn 

= 10
=> Tỉ số truyền của bộ truyền đai thang là:


=




=
36,56
10
= 3,656

Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp khai triển:

1
= 1,5 
2




6


2
=

10
1,5
= 2,58

1
= 1,5 .2,58 = 3,87
1.3. LẬP BẢNG ĐẶC TÍNH.

1.3.1. Tính Toán Công Suất Trên Trục

4
=





=
4,55
0,99
= 4,59 

3
=

4


. 

=
4,59
0,99.0,99
= 4,69 

2
=

3


. 
2
=
4,69

0,99.0,97
= 4,88

1
=

2


. 
1
=
4,88
0,99.0,97
= 5,08 


=

1


=
5,08
0,96
= 5,3 

7

1.3.2. Tính Toán Số Vòng Quay Các Trục.


= 2880 (v/ph)

1
=




=
2880
3,656
= 787,75 (v/ph)

2
=

1

1
=
787,75
3,87
= 203,55(v/ph)


3
=

2

2
=
203,55
2,58
= 78,89 (v/ph)

3
= 
4
= 78,89 (v/ph)
1.3.3. Tính Monen Xoắn Trên Các Trục.


= 9,55. 10
6




= 9,55. 10
6
5,3
2880
= 17 574,65 


1
= 9,55. 10
6

1

1
= 9,55. 10
6
5,08
787,75
= 61 585,53 


2
= 9,55. 10
6

2

2
= 9,55. 10
6
4,88
203,55
= 228 956,03 


3

= 9,55. 10
6

3

3
= 9,55. 10
6
4,69
78,89
= 567 746,23 

4
= 9,55. 10
6

4

4
= 9,55. 10
6
4,59
78,89
= 555 640,77 
 Bảng đặc tính.

Trục động
cơ
Trục 1
Trục 2

Trục 3
Trục 4
Công suất
(kw)
5,3
5,08
4,88
4,69
4,59
Tỷ số
truyền

3,656
3,87
2,58
1
Số vòng
quay(v/p)
2880
787,75
203,55
78,89
78,89
Moment
xoắn
Nmm
17 574,65
61 585,53
228 956,03
567 746,23

555 640,77




8

2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY
2.1. TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI
 Thông số đầu vào để thiết kế bộ truyền đai :
 = 5,3 ()
 = 2880 (
ò
ú
)
 = 17 574,65 ()


= 3,656
Quay một chiều làm việc1 ca, một ca làm việc 8h, tải va đập nhẹ.
2.1.1. Chọn loại đai và các thông số kĩ thuật của đai
-Theo hình 4.22 trang 153[3] , ta thấy công suất = 5,3



, =
2880 (
ò
ú
) ta nên chọn đai loại A

-Theo bảng tra 4.3 trang 128 [3], ta có
, ()

0
, ()
, ()

0
, ()
, ()

1
, ()
, (
2
)
11
13
8
2,8
560 ÷ 4000
100 ÷ 200
81

2.1.2. Chọn đường kính bánh đai nhỏ
Tính toán sơ bộ : 
1
= 1,2

= 1,2 .100 = 120

Theo tiêu chuẩn ta chọn 
1
= 125 
Vận tốc của đai : =
.
1
.
1
60 000
=
.125.2880
60 000
= 18,85




< 25 (


)

2.1.3. Chọn hệ số trượt và tính d
2

Giả sử ta chọn hệ số trượt tương đối

=0,01
Đường kính bánh đai lớn : d
2

=u.d
1
.(1-

)=3,656.125.(1-0,01)=452,9 mm
Theo tiêu chuẩn ta chọn: 
2
= 450 ()
=

2

1
(1 )
=
450
125(1 0,01)
= 3,63

2.1.4. Tính khoảng cách trục a và chiều dài đai
 Khoảng cách trục nhỏ nhất xác định theo công thức :
Ta có thể chọn sơ bộ



9

0,05



1
+ 
2

+ 2


1
+ 
2


0,05

125 + 450

+ 8 2

125 + 450



324,25 1150

Ta có thể chọn sơ bộ:  = 1,0. 
2
= 1,0. 450 = 450  (theo
bảng 4.14 trang 60 [1])
 Chiều dài tính toán của đai :
= 2+




2
+ 
1

2
+


2

1

2
4
= 2.450 +
(450 + 125)
2
+
(450 125)
2
4.450
= 1861,89 ()
Theo tiêu chuẩn ta chọn đai có chiều dài : = 1900
 Số vòng chạy của đai trong 1 giây:
=



=
18,85
1900
= 9,92 
1
<



= 10 
1
(Thỏa điều kiện cho phép)
 Tính toán lại khoảng cách trục a
= 



2
+ 
1

2
= 1900 
(450 + 125)
2
= 996,8 ( )
=

2


1
2
= 162,5 ()
=
+ 
2
8
2
4
=
996,8 +

996,8
2
8. 162,5
2
4
= 470,36 ()
Giá trị a thỏa mản trong khoảng cho phép.

2.1.5. Tính góc ôm đai
Góc ôm đai bánh răng nhỏ :

1
= 180 57

2

1


= 180 57
450 125
470,36
= 140,6
0
2,5





1
> 

= 120
0

Thỏa điều kiện cho phép

2.1.6. Tính số đai
 Các hệ số sử dụng : Theo hình 4.21a trang 151 [3] ta có:

1
= 125 ,  = 18,85/
từ đó suy ra [
0
] = 3 , 
0
= 1700 

 Hệ số xét đến ảnh hưởng góc ôm đai :



10



= 1,25

1 

1
110

= 1,25

1 
140,6
110

= 0,9
 Hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc :


= 1 0,05

0,01. 
2
1


= 1 0,05

0,01. 18,85
2
1

= 0,87

 Hệ số xét đến ảnh hưởng tỉ số truyền :


= 1,14 vì = 3,63 > 3 (bảng 4.9 trang 152 [3])

 Hệ số xét đến ảnh hưởng chế độ tải trọng :


= 0,85 ( bảng 4.8 trang 148 [3])

 Hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài đai :


=



0
6
=


1900
1700
6
= 1,02

 Hệ số ảnh hưởng tới dây đai :
Chọn sơ bộ C
z
=1_ số dây đai :z= 1.

- Số đai được xác định theo công thức :




0

.

.

.

.C
z
.

.

=

5,3
3.0,9.1,02.1,14.1.0,85.0,87
= 2,3 (không thỏa)
Do đó ta chọn C
z
= 0,95 số dây đai = 2 ÷ 3
- Thử lại z:




0

.

.

.

.C
z
.

.

=
5,3
3.0,9.1,02.1,14.0,95.0,85.0,87
= 2,4 (thỏa)

Vậy = 3
2.1.7. Tính chiều rộng của các đai và đường kính ngoài của các bánh đai
- Tra bảng 4.4 trang 129 [3], ta có b = 3,3 , e =15 , f = 10
Chiều rộng bánh đai : = (1). + 2= (3 1).15 + 2.10 = 50 
Đường kính ngoài của bánh đai nhỏ: 
1
= 
1
+ 2= 125 + 2.3,3 = 131,6 
Đường kính ngoài của bánh đai lớn : 
2
= 
2
+ 2= 450 + 2.3,3 = 456,6 




11

2.1.8. Xác đính lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục
Theo trang 139 [3], thì đai thang: 
0
= 1,5 
 Lực căng ban đầu :

0
= . 
0
= . 

1
. 
0
= 3.81.1,5 = 364,5 ()
 Lực căng mỗi dây đai :
=

0
3

 Lực vòng có ích :


=
1000. 

=
1000.5,3
18,85
= 281,2
 Lực vòng trên mỗi dây đai:


3
= 93,7 ()
 Lực tác dụng lên trục :


2. 
0

. sin


1
2

= 2.364,5. sin

140,6
2

= 686,33 ( )
2.1.9. Tính hệ số ma sát
F

=


2
.

.
+ 1

.
1

 

=

2
0
+

2
0



 

=
1


2
0
+

2
0


=
1
2,5

2.364,5+281,2
2.364,5281,2
= 0,33

Hệ số ma sát nhỏ nhất để bộ truyền không bị trượt trơn (giả sử góc biên dạng bánh
đai γ = 38
0

)
= 

. 


2

= 0,33. 

38
2

= 0,05
2.1.10. Ứng suất trong dây đai
 Ứng suất do lực căng đai ban đầu : 
0
=

0

=
121,5
81
= 1,5 ()

 Ứng suất có ích sinh ra trong đai : 

=



=
83,7
81
= 1,157()
 Ứng suất do lực căng phụ gây ra :


= . 
2
. 10
6
=



. 
2
. 10
6
=
0,105
81. 10
6
. 18,85

2
. 10
6
= 0,03()



12

 Ứng suất uốn :
E là modul đàn hồi của đai: chọn E=100 N/m
2



= . =
2. 
0

. 


= 
1
+ 

+ 

= 
0

+ 0,5. 

+ 

+ 

= 1,5 + 0,5.1,157 + 0,03 +
2.2,8
125
. 100 = 6,59 ()
2.1.11. Tính tuổi thọ của đai
Giới hạn mỏi của đai : 

= 9 MPa.
Số mũ đường cong mỏi của đai thang: m= 8


=







. 10
7
2.3600. 
=


9
6,59

8
. 10
7
2.3600.9,92
= 1 694,4 ()


2.2. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ BÁNH RĂNG CỦA HỘP GIẢM TỐC
 Thông số kỹ thuật:
o Thời gian phục vụ: L= 4 năm.
o Quay 1 chiều, tải va đập nhẹ.
o Làm việc 1ca/ngày, 1 ca làm việc 8h, làm 200ngày/năm.
o Cặp bánh răng cấp nhanh: (bánh răng trụ răng nghiêng)
 Tỉ số truyền: 
1
= 
1
= 3,87.
 Số vòng quay trục dẫn: 
1
= 787,75 (
ò
ú
).
 Moment xoắn: 
1
= 61 585,53 (. ).

o Cặp bánh răng cấp chậm: (bánh răng trụ răng thẳng)
 Tỉ số truyền: 
2
= 
2
= 2,58
 Số vòng quay trục dẫn: 
2
= 230,55 (
ò
ú
)
 Moment xoắn: 
2
= 228 956,03 (. )
 Số chu kì làm việc cơ sở:
N
HO1
= N
HO3
= 30 
1
2.4
= 30. 300
2.4
= 26437005,78 chu kì
N
HO2
= N
HO4

=30 
2
2.4
= 30. 280
2.4
= 22402708,6 chu kì
N
FO1
= N
FO2
= N
FO3
= N
FO4
=5.10
6
chu kì




13

2.2.1. TÍNH TOÁN CẤP NHANH BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ
RĂNG NGHIÊNG
 Chọn vật liệu cho bánh dẫn và bánh bị dẫn:
Do bộ truyền có tải trọng trung bình, không có yêu cầu gì đặc biệt. Theo bảng 6.1
trang 92 [1], ta chọn vật liệu cặp bánh răng như sau:
 Bánh chủ động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241 285 có


1
= 850 ; 
1
= 580 , ta chọn độ rắn 
1
= 260 .
 Bánh bị động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192 240 có

2
= 750 ; 
2
= 450 , ta chọn độ rắn 
2
= 230 .
2.2.1.1. Xác định ứng suất cho phép:
 Chu kỳ làm việc cơ sở:
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc 

= 30

2,4
,




_độ rắn Brinen, do đó:

1
= 30 

1
2,4
= 30. 260
2,4
= 1,87. 10
7
( ì)

2
= 30 
2
2,4
= 30. 230
2,4
= 1,4. 10
7
( ì)
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn 

= 4. 10
6
đối
với tất cả các loại thép.

1
= 
2
= 4. 10
6
( ì)

- Tuổi thọ: 

= 4.200.1.8 = 6400 ()
 Chu kỳ làm việc tương đương:
o Số bánh răng bị động ăn khớp với bánh răng chủ động  = 1
o m
H
= 6
o 

= 6 _ 

là bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc mỏi 

= 6
khi độ rắn mặt răng HB ≤ 350
o Theo công thức (6.7) trang 93[3], số chu kì thay đổi ứng suất tương
đương:


= 60








2










14



 
1
= 60









2





= 60.1.




3

30
30 + 36 + 34
+

0.7


3

36
30 + 36 + 34
+

0,3


3

34
30 + 36 + 34

. 787,75.6400

= 13,09. 10
7


 ì



 
2
=

1

1
=
13,09.10
7
3,87
= 3,38. 10
7
( ì)

 
1
= 60
















= 60.1.




6

30
30 + 36 + 34
+

0.7


6

36
30 + 36 + 34
+


0,3


6

34
30 + 36 + 34

. 787,75.6400
= 10,36. 10
7
( ì)
 
2
=

1

1
= 2,68. 10
7
( ì)
 Ta thấy:


1
> 
01


2
> 
02

1
> 
01

2
> 
02

,
Nên ta chọn hệ số tuổi thọ :
1
= 
2
= 
 1
= 
 2
= 1
 Ứng suất cho phép:
o Giới hạn mỏi tiếp xúc: 

0
= 2+ 70
 Bánh chủ động: 
1
0

= 2
1
+ 70 = 2.260 + 70 = 590 ()
 Bánh bị động: 
2
0
= 2
2
+ 70 = 2.230 + 70 = 530 ()
o Giới hạn mỏi uốn: 

0
= 1,8
 Bánh chủ động: 
1
0
= 1,8
1
= 1,8.260 = 468 ()



15

 Bánh bị động: 
2
0
= 1,8
2
= 1,8.230 = 414 ()

o Ứng suất tiếp xúc cho phép :
Khi dùng tôi cải thiện s
H
=1,1



1

= 
1
0
.

1


= 590.
1
1,1
= 536,36 ()


2

= 
2
0
.


2


= 530.
1
1,1
= 481,82 ()
=>




=


1

+


2

2
=
536,36+481,82
2
= 509,09 ()
o Ứng suất uốn cho phép:
Khi dùng tôi cải thiện 


= 1,75


1

= 
1
0
.



1
. 
 1
= 468.
1
1,75
.1 = 267,43 ()



2

= 
2
0




2
. 
 2
= 414.
1
1,75
.1 = 236,6 ()
 Ứng suất quá tải cho phép :





= 2,8. 
2
= 2,8.450 = 1260 ()


1


= 0,8. 
1
= 0,8.580 = 464 ()


2


= 0,8. 

2
= 0,8.450 = 360 ()
 Chọn hệ số tải trọng tính:
Theo bảng 6.15 do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên chọn
ψ
bα
= 0,2.
Ta có:
ψ
bd
=


(+1)
2
=
0,2(3,87+1)
2
= 0,0,51622
Ứng với ψ
bd
vừa chọn, tra bảng 6.4(ứng với ψ
bd
= 0,6 và HB <350) ta có:
K
Hβ
= 1,07
2.2.1.2. Tính khoảng cách trục:
a
w

= 43(u+1)

 







2

3
=
=43.(3,87+1)

615858 ,531,02
0.3515,45
2
3,87
3
=161,23 mm




16

Theo tiêu chuẩn chọn a
w

= 160 mm
2.2.1.3. Chọn modul răng, và số răng
m= (0.01÷0.02) a
w
= (0.01÷0.02) .160 = 1,6 ÷ 3,2
Theo tiêu chuẩn ta chọn m=2,5
-Xác định số răng và góc nghiêng răng: Từ điều kiện 8
0
≤ β ≤ 20
0

oo
1
2a . os8 2a . os20
( 1) ( 1)
ww
nn
cc
z
m u m u



Suy ra:
2.160.cos (20
0
)
2,5.(3,87+1)
≤ z
1

≤
2.160.(8
0
)
2,5.(3,87+1)

24,7≤ z
1
≤ 26,027
Chọn z
1
= 25 răng
 Số răng bánh lớn: z
2
= u.z
1
= 3,87.25=96,75 răng
chọn z
2
= 96 răng
-Góc nghiêng răng: β = 




+1

.
1
2.



arccos
2,5.

3,87+1

.25
2.160
= 18
0

-Tính lại tỉ số truyền:
u =

2

1
=
96
25
= 3,84 ; Δu < 2% (thỏa)
2.2.1.4. Xác định các kích thước bộ truyền bánh răng:
Thông số
Giá trị
Khoảng cách trục


= 160 
Modul pháp

= 2,5 
Tỉ số truyền


= 3,87
Góc nghiêng răng
= 18
0

Chiều rộng vành răng

1
= 37

2
= 32
Số răng

1
= 25

2
= 96
Hệ số dịch chỉnh

1
= 0

2
= 0

Đường kính vòng chia

1
= .

1

= 65,7

2
= .

2

= 252,3
Đường kính đỉnh răng

1
= 
1
+ 2. 
= 70,7

2
= 
2
+ 2. 
= 257,3
Đường kính đáy răng


1
= 
1
2,5. 
= 59,45

2
= 246,05
Góc profin


= 20,94
0

Góc ăn khớp


= 20,94
0




17


2.2.1.5. Tính vận tốc vòng v và chọn cấp chính xác bộ truyền:
 =
. 
1

. 
60000
=
. 65,7. 787,75
60000
= 2,71 /
Tra bảng 6.3 ta chọn cấp chính xác bộ truyền là: 9
2.2.1.6. Xác định lực tác dụng lên bộ truyền:
-Lực vòng :
1 =
2.
.
1
=
2.61585 ,53
2,5.25
= 1874,46 
-Lực dọc trục:
1 = 1 .  = 1874,46. (18) = 609,05 
-Lực hướng tâm :
1 =

1
.(20)

=
4470,9.(20)
(18)
= 717,36 

2.2.1.7. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Theo công thức 6.33 tài liệu [1], ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc:


= 

. 

. 

.

2.
1
.

.(+1)


..
1
2
[

]
Trong đó:
 

= 274 (): hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn
khớp.

 

=

2.

sin (2

)
: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc:
Với 

= arctan[cos




. ] : góc nghiêng trên hình trụ cơ
sở.


= 

= 




= 


20
18

= 20,94
0



: góc profin răng


: góc ăn khớp
=> 

= arctan[cos

20,94

. tan(18)] = 16,86
0




=

2.

sin (2


)
=

2.16,86
sin (2.20,94)
= 1,7
 

: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:
- Hệ số trùng khớp dọc:


=


.sin ()
.
=
160.0,2.sin (18)
.2,5
= 1,26 > 1
- Hệ số trùng khớp ngang:


= 1,88 3,2

1

1
+

1

2

. =



18


1,88 3,2

1
25
+
1
96

. 18 = 1,635

 

= 

. 

. 

hệ số tải trọng khi tính vế tiếp xúc

 

= 1,07: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên
chiều rộng vành răng.
 Theo bảng 6.13[1], ta dùng cấp chính xác 9 nên ta chọn


= 1,16
 Theo công thức 6.42[1] ta có:


= 

. 
0
. .




= 0,002.73.2,71.

160
3,87
= 2,54


= 1 +



.

.
1
2..

.

= 1 +
1,95.32.65,7
2.61585 ,58.1,07.1,16
= 1,03


= 

. 

. 

= 1,07.1,16.1,03 = 1,3


= 

. 

. 

.


2. 
1
. 

.

+ 1



. . 
1
2
= 274.1,7.0,78.

2.61585,53.1,3.

3,87 + 1

32.3,87. 65,7
2
= 438,82 ()


< [

] (thỏa mãn điều kiện về độ bền tiếp xúc)
2.2.1.8. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
 Điều kiện bền uốn: 


=
2..

.

.

.
1


.
1
.






 Xác định số vòng quay tương đương:

1
=

1
(cos )
3
=

25
(cos 18)
3
= 29

2
=

2
(cos )
3
=
96
(cos 18)
3
= 111
 Theo bảng 6.7[1] ta chọn 

= 1,17
 Theo bảng 6.14[1] với = 2,71 (


) và cấp chính xác là 9, ta chọn


= 1,40
 Theo công thức 6.47 [1]:


= 


. 
0
. .




= 0,006.73.2,71

160
3,87
= 7,6


= 1 +


.

.
1
2..

.

= 1 +
7,6.32.65,7
2.61585 ,53.1,17.1,4
= 1,08

Vậy: 

= 

. 

. 

= 1,17.1,4.1,08 = 1,77
 Hệ số dạng răng 

, theo bảng 6.18 [1]:
o Đối với bánh dẫn: 
1
= 3,8.



19

o Đối với bánh bị dẫn: 
2
= 3,6
 Với m=2,5 

= 1,08 0,0695. ln 2,5 = 1,002; Y
R
= 1; K
xF
= 1 vì

(

< 400 )
 

=
1


=
1
1,635
= 0,61
 

= 1 

0
140
= 1 
18
140
= 0,87
 Theo công thức 6.2 và 6.2a:
o


1

=



1


. 

. 

. 

. 

. 

= 464.1.1,002.1.1.1 =
464,93




o


2

=


1



. 

. 

. 

. 

. 

= 360.1.1,002.1.1.1 =
360,72




 Độ bền uốn tại chân răng:
o 
1
=
2..

.

.

.
1



.
1
.
=
2.61585 ,53.1,77.0,61.0,87
32.65,7.2,5
= 22,013 ()
o 
2
= 
1
.

2

1
= 22,013.
3,6
3,8
= 20,85()
2.2.1.9. Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Với hệ số quá tải 

=



= 1

 Theo công thức 6.48[1]. ứng suất tiếp quá tải:


=







= 509,09 ()
 Theo công thức 6.49[1]:

1
= 
1
. 

= 22,013



< [
1
]

= 464()

2

= 
2
. 

= 22,013



< [
2
]

= 360()

2.2.2. TÍNH TOÁN CẤP CHẬM BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG
THẲNG
2.2.2.1. Xác định ứng suất cho phép:
 Chu kỳ làm việc cơ sở:
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc 

= 30

2,4
,




_độ rắn Brinen, do đó:


1
= 30 
1
2,4
= 30. 260
2,4
= 1,87. 10
7
( ì)

2
= 30 
2
2,4
= 30. 230
2,4
= 1,4. 10
7
( ì)
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn 

= 4. 10
6
đối
với tất cả các loại thép.

1
= 
2
= 4. 10

6
( ì)
- Tuổi thọ: 

= 4.200.1.8 = 6400 ()



20

 Chu kỳ làm việc tương đương:
o Số bánh răng bị động ăn khớp với bánh răng chủ động  = 1
o m
H
= 6
o 

= 6 _ 

là bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc mỏi 

= 6
khi độ rắn mặt răng HB ≤ 350
o Theo công thức (6.7) trang 93[3], số chu kì thay đổi ứng suất tương
đương:


= 60









2





 
1
= 60









2





= 60.1.




3

30
30 + 36 + 34
+

0.7


3

36
30 + 36 + 34
+

0,3


3

34
30 + 36 + 34

. 203,55.6400
= 33,82. 10

6


 ì



 
2
=

1

2
=
33,82.10
6
2,58
= 13,11. 10
6
( ì)

 
1
= 60
















= 60.1.




6

30
30 + 36 + 34
+

0.7


6

36
30 + 36 + 34
+


0,3


6

34
30 + 36 + 34

. 203,55.6400
= 26,78. 10
6
( ì)
 
2
=

2

2
= 1,04. 10
7
( ì)
 Ta thấy:


1
> 
01

2

> 
02

1
> 
01

2
> 
02

,



21

Nên ta chọn hệ số tuổi thọ :
1
= 
2
= 
 1
= 
 2
= 1
 Ứng suất cho phép:
o Giới hạn mỏi tiếp xúc: 

0

= 2+ 70
 Bánh chủ động: 
1
0
= 2
1
+ 70 = 2.260 + 70 = 590 ()
 Bánh bị động: 
2
0
= 2
2
+ 70 = 2.230 + 70 = 530 ()
o Giới hạn mỏi uốn: 

0
= 1,8
 Bánh chủ động: 
1
0
= 1,8
1
= 1,8.260 = 468 ()
 Bánh bị động: 
2
0
= 1,8
2
= 1,8.230 = 414 ()
o Ứng suất tiếp xúc cho phép :

Khi dùng tôi cải thiện s
H
=1,1



1

= 
1
0
.

1


= 590.
1
1,1
= 536,36 ()


2

= 
2
0
.

2



= 530.
1
1,1
= 481,82 ()
=>




=


1

+


2

2
=
536,36+481,82
2
= 509,09 ()
o Ứng suất uốn cho phép:
Khi dùng tôi cải thiện 

= 1,75



1

= 
1
0
.



1
. 
 1
= 468.
1
1,75
.1 = 267,43 ()



2

= 
2
0



2

. 
 2
= 414.
1
1,75
.1 = 236,6 ()
 Ứng suất quá tải cho phép :





= 2,8. 
2
= 2,8.450 = 1260 ()


1


= 0,8. 
1
= 0,8.580 = 464 ()


2


= 0,8. 
2

= 0,8.450 = 360 ()

 Chọn hệ số tải trọng tính:
Theo bảng 6.15 do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên chọn
ψ
bα
= 0,3.
Ta có:
ψ
bd
=


(+1)
2
=
0,2(3,87+1)
2
= 0,57



22

Ứng với ψ
bd
vừa chọn, tra bảng 6.4(ứng với ψ
bd
= 0,57 và HB <350) ta có:
K

Hβ
= 1,07


= 1,17
2.2.2.2. Tính khoảng cách trục:


= 

.

+ 1

.


2








2

3
=

= 49,5.

2,58 + 1

.

228956,03 1,07
0.3 509,09
2
2,58
3
= 189,42 

Theo tiêu chuẩn chọn a
w
= 200 mm
2.2.2.3. Chọn modul răng, và số răng
m= (0.01÷0.02) a
w
= (0.01÷0.02) .200 = 2 ÷ 4
Theo tiêu chuẩn ta chọn m=3
-Xác định số răng và góc nghiêng răng:
Từ điều kiện β ≤ 0
0


Suy ra: z
1
=
2.200

3.(2,58+1)

Chọn z
1
= 37 răng
 Số răng bánh lớn: z
2
= u.z
1
= 2,58.36=92,88 răng
chọn z
2
= 95răng
-Tính lại tỉ số truyền:
u =

2

1
=
95
37
= 2,583 ; Δu < 2% (thỏa)




23

2.2.2.4. Xác định các kích thước bộ truyền bánh răng:

Thông số
Giá trị
Khoảng cách trục


= 200 
Modul pháp
= 3 
Tỉ số truyền


= 2,58
Góc nghiêng răng
= 0
0

Chiều rộng vành răng

3
= 657

4
= 60
Số răng

3
= 25

4
= 96

Hệ số dịch chỉnh

3
= 0

4
= 0
Đường kính vòng chia

1
= . 
1
= 111

2
= . 
2
= 288
Đường kính đỉnh răng

1
= 
1
+ 2. 
= 117

2
= 
2
+ 2. 

= 294
Đường kính đáy răng

1
= 
1
2,5. 
= 103,5

2
= 280,5
Góc profin


= 20
0

Góc ăn khớp


= 20
0


2.2.2.5. Tính vận tốc vòng v và chọn cấp chính xác bộ truyền:
 =
. 
1
. 
60000

=
. 111,73. 203,55
60000
= 1,2 /
Tra bảng 6.3 ta chọn cấp chính xác bộ truyền là: 9
2.2.2.6. Xác định lực tác dụng lên bộ truyền:
-Lực vòng :

3
=
2.
.
1
=
2.228956,03
111
= 4098,4 
-Lực dọc trục:
3 = 0
-Lực hướng tâm :
3 = 
3
. (20) = 4098,4. (20) = 1491,7 

2.2.2.7. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Theo công thức 6.33 tài liệu [1], ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc:


= 


. 

. 

.

2.
1
.

.(+1)


..
1
2
[

]
Trong đó:
 

= 274 (): hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn
khớp.



24

 


=

2.

sin (2

)
: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc:
Với 

= 0 : góc nghiêng trên hình trụ cơ sở.


= 

= arccos



..
2.


= 

99.3.20
2.200

= 24,6

0



: góc profin răng


: góc ăn khớp
 

=

2.

sin (2

)
=

2.1
sin (2.24,6)
= 1,63
 

: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:
- Hệ số trùng khớp dọc:


= 0
- Hệ số trùng khớp ngang:



= 1,88 3,2

1

1
+
1

2

=

1,88 3,2

1
36
+
1
93

= 1,75


=

4 

3

=

4 1,75
3
= 0,88
 

= 

. 

. 

hệ số tải trọng khi tính vế tiếp xúc
 

= 1,07: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên
chiều rộng vành răng.
 Theo bảng 6.13[1], ta dùng cấp chính xác 9 nên ta chọn


= 1,3, 

= 1,37
 Theo công thức 6.42[1] ta có:


= 

. 

0
. .




= 0,002.73.1,2.

200
2,58
= 4,63


= 1 +


.

.
1
2..

.

= 1 +
4,63.60.111
2.228956 ,03.1,07.1,3
= 1,05



= 

. 

. 

= 1,07.1,3.1,05 = 1,46


= 

. 

. 

.

2. 
1
. 

.

+ 1



. . 
1
2

= 274.1,63.0,88.

2.228956,03.1,3.

2,58 + 1

60.2,58. 111
2
= 362 ()


< [

] (thỏa mãn điều kiện về độ bền tiếp xúc)
2.2.2.8. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:



25

 Điều kiện bền uốn: 

=
2..

.

.

.

1


.
3
.






 Xác định số vòng quay tương đương:

3
=

3
(cos )
3
=
39
(cos 0)
3
= 39

2
=

4

(cos )
3
=
93
(cos 0)
3
= 93
 Theo bảng 6.7[1] ta chọn 

= 1,17
 Theo bảng 6.14[1] với = 1,2 (


) và cấp chính xác là 9, ta chọn


= 1,37
 Theo công thức 6.47 [1]:


= 

. 
0
. .




= 0,016.73.1,2


200
2,58
= 12,34


= 1 +


.

.
1
2..

.

= 1 +
12,34.60.111
2.228956 ,03.1,17.1,37
= 1,113
Vậy: 

= 

. 

. 

= 1,17.1,37.1,113 = 1,78

 Hệ số dạng răng 

, theo bảng 6.18 [1]:
o Đối với bánh dẫn: 
3
= 3,7.
o Đối với bánh bị dẫn: 
4
= 3,6
 Với m=2,5 

= 1,08 0,0695. ln 3 = 1,004; Y
R
= 1; K
xF
= 1 vì
(

< 400 )
 

=
1


=
1
1,75
= 0,6
 


= 1
 Theo công thức 6.2 và 6.2a:
o


3

=


3


. 

. 

. 

. 

. 

= 464.1.1,004.1.1.1 =
482,56




o


4

=


4


. 

. 

. 

. 

. 

= 360.1.1,004.1.1.1 =
374,4




 Độ bền uốn tại chân răng:
o 
3

=
2..

.

.

.
3


.
1
.
=
2.228956 ,03.1,78.0,6.1.3,7
60.111.3
= 89,97 ( )
o 
4
= 
4
.

4

3
= 87,54()
2.2.2.9. Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Với hệ số quá tải 


=



= 1
 Theo công thức 6.48[1]. ứng suất tiếp quá tải:


=







= 509,09 ()
 Theo công thức 6.49[1]:

3
= 
3
. 

= 89,97



< [

1
]

= 464()