Thiết kế hệ dẫn động băng tải hộp giảm tốc bánh răng côn trụ biết lực băng tải, vận tốc băng tải, đường kính tang đề 5 ĐHBKHN

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Giáo viên hướng dẫn: Đỗ Đức Nam
BẢN THUYẾT MINH ĐỒ ÁN
CHI TIẾT MÁY
PHẦN I : TÍNH ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG
1. Chọn động cơ điện
a. Xác định công suất trên trục động cơ
Công suất của động cơ được chọn phải thỏa mãn:
P
đc
> P
yc
trong đó : P
đc
: Công suất của động cơ được chọn
P
yc
: Công suất yêu cầu khi mở máy
P
yc
=
.
ct
b
h
R
với P
ct
=
1000
.VF
=

1000
4,0.9400
= 3.76 kW
β : Hệ số tải trọng tương đương
β =
2
1
i
ck
t
i
t
æ ö
T
÷
ç
÷
ç
÷
ç
÷
ç
T
è ø
å
=
2 2
4 4
1 . 0,7 .
8 8

+
= 0,863
η : Hiệu suất truyền động
η =
i
h
Õ
= η
ct
.η
đai
.
3
ol
h
.
2
br
h
.η
K
trong đó η
ct
: Hiệu suất trên trục công tác. η
ct
= 0,99
η
đai
: Hiệu suất của bộ truyền đai. η
đ

= 0.95
η
ol
: Hiệu suất của ổ lăn. η
ol
= 0, 992
η
b r
: Hiệu suất của bộ truyền bánh răng. η
br
= 0,96
η
K
: Hiệu suất của khớp nối. η
k
= 0,99
=> η = 0,99.0,95. 0,992
3
.0,96
2
.0,99 = 0,838
=> P
yc
=
838,0
863,0.76,3
= 3,87 kW
Thực hiện: Vũ Anh Văn – Cơ điện tử 2 –K49- ĐHBKHN
1
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Giáo viên hướng dẫn: Đỗ Đức Nam

b. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ
Chọn sơ bộ tỉ số truyền của hệ thống U
sb
U
sb
= U
sbh
. U
sbn
Chọn U
sbh
= 2,5 ; U
sbn
= 24
Vận tốc trên trục công tác:
n
ct
=
60 000 .
.
v
DP
=
320.14,3
4,0.00060
= 23,87 (vg/ph)
=>Vận tốc sơ bộ của động cơ:
n
sb
= n

ct
. U
sb
= 60 . 23,87= 1432,38 (vg/ph)
=>Chọn tốc độ sơ bộ của động cơ n
sb
= 1500 (vg/ph)
Chọn động cơ cần thỏa mãn:
• P
đc
> P
yc
• n
đc
≈ n
sb
•
K
dn
T
>
T
K =
1
1,5
mm
T
=
T
Tra bảng chọn động cơ (Bảng P1.3) được 4A112M4Y3 có

• P
đc
= 5,5 kW
• n
đc
= 1425 (vg/ph)
•
2 1,5
K
dn
T
= > =
T
K
2. Phân phối tỉ số truyền
Tỉ số truyền chung
U
chung
=
n
1425
59,70
n 23,87
đc
ct
= =
Chọn sơ bộ tỉ số truyền ngoài U
ngoài
= U
đai

= 2,5
=> U
hộp
=
ngoài
U
59,70
23,88
U 2,5
chung
= =
Ngoài ra U
hộp
= U
1
. U
2
Trong đó U
1
là tỉ số truyền cấp nhanh
U
2
là tỉ số truyền cấp chậm
Thực hiện: Vũ Anh Văn – Cơ điện tử 2 –K49- ĐHBKHN
2
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Giáo viên hướng dẫn: Đỗ Đức Nam
Tính toán tỉ số truyền theo phương pháp bôi trơn
Chọn hệ số chiều rộng bánh răng K
be
= 0,3

2bd
y
= 1,2
[K
01
] = [K
02
]
c
K
= 1,1
=> λ
K
=
2 02
. 01
2,25. .[ ]
2,25.1,2
12,9
(1 ). [ ] (1 0,3).0,3
bd
be be
K
K K K
y
= =
- -
=> λ
K.

3
K
c
= 12,9 . 1,1
3
= 17,1
Theo hình 3.21 với u
h
= 23,88 tìm được
U
1
= 5,65
U
2
= 4,23
=>U
đai
=
chung
hôp
U
59,7
2,5
U 5,65 . 4,23
= =
3. Tính toán các thông số động học
a. Công suất trên các trục
P
3
=

ct
ot
P
3,76
3,83
. 0,99.0,992
K
h h
= =
kW
P
2
=
3
ol
P
3,83
4,03
. 0,99.0,96
br
h h
= =
kW
P
1
=
2
ol
P 4,03
4,24

. 0,99.0,96
br
h h
= =
kW
P
’
đc
=
1
đai
P 4,24
4,5
0,95
h
= =
kW
b. Vận tốc quay trên các trục
n
1
=
đc
đai
n
1425
570
U 2,5
= =
(vg/ph)
n

2
=
1
1
n 570
100,88
U 5,65
= =
(vg/ph)
n
3
=
2
2
n 100,88
23,85
U 4,23
= =
(vg/ph)
Thực hiện: Vũ Anh Văn – Cơ điện tử 2 –K49- ĐHBKHN
3
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Giáo viên hướng dẫn: Đỗ Đức Nam
c. Momen trên các trục
T
đc
=
'
6 6
đc
4,5

9,55.10 . 9,55.10 . 30 264
n 1425
đc
R
= =
(N.mm)
T
1
=
6 6
1
1
4,24
9,55.10 . 9,55.10 . 71039
n 570
R
= =
(N.mm)
T
2
=
6 6
2
2
4,03
9,55.10 . 9,55.10 . 381508
n 100,88
R
= =
(N.mm)

T
3
=
6 6
3
3
3,83
9,55.10 . 9,55.10 . 1533606
n 23,85
R
= =
(N.mm)
T
ct
=
6 6
ct
3,76
9,55.10 . 9,55.10 . 1504126
n 23,873
ct
R
= =
(N.mm)
Ta có bảng thông số của hệ dẫn động băng tải
Trục
Thông số
Động cơ Trục 1 Trục 2
Trục 3
Trục công

tác
Tỉ số truyền U 2,5 5,65 4,23 1
Công suất P (kW) 4,5 4,24 4,03 3,83 3,76
sận tốc quay
n(vg/ph)
1425 570 100,88 23,85 23,87
Momen T(N.mm) 30 264 71 239 381 058 1 533 606 1 504 126
Thực hiện: Vũ Anh Văn – Cơ điện tử 2 –K49- ĐHBKHN
4
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Giáo viên hướng dẫn: Đỗ Đức Nam
PHẦN II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI
Bộ truyền ngoài dùng đai dẹt
1. Chọn vật liệu : đai vải cao su
2. Các thông số của bộ truyền
Đường kính bánh đai nhỏ d
1
d
1
= (5,2 ÷ 6,4)
3
1
T
= (5,2 ÷ 6,4)
3
26430
= 162 ÷ 199,4
Chọn theo tiêu chuẩn [bảng 21.15] d
1
=180 mm
Vận tốc đai

v =
1 1
.d .n
.180.1425
13,43
60000 60000
P
P
= =
(m/s) <v
max
= 25( m/s )
Đường kính bánh đai lớn
d
2
= u
đ
.d
1
.( 1 -
e
) = 2,5 . 180 . ( 1- 0,01 ) = 445,5 mm
với
e
: hệ số trượt
e
=(0,01÷ 0,02 ) Lấy
e
= 0,01
Lấy d

2
theo trị số tiêu chuẩn [bảng 21.15] d
2
= 450 mm
=> Tỉ số truyền thực tế
u
t
=
( )
2
1
d
d . 1
e
-
=
( )
450
180. 1 0,01-
= 2,53
Sai lệch tỉ số truyền
∆u =
t
u u
2,53 2,5
1,2
u 2,5
-
-
= =

% < 4%
Khoảng cách trục
a ≥ ( 1,5 ÷ 2 )( d
1
+ d
2
) = ( 1,5 ÷ 2 )(180 + 450) = 945 ÷ 1260 mm
Chọn a = 1000 mm
Chiều dài đai
l = 2a +
2
1 2 2 1
(d +d ) (d d )
2 4a
-Õ
+

= 2 . 1000 +
2
(180 450) (450 180)
2 4.1000
p
+ -
+
= 3 008 mm
Thực hiện: Vũ Anh Văn – Cơ điện tử 2 –K49- ĐHBKHN
5
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Giáo viên hướng dẫn: Đỗ Đức Nam
Số vòng chạy của đai
i =

v 13,43
l 3,008
=
= 4,46 (l/s) < i
max
= 5 (l/s)
Góc ôm
α
1
= 180
0
–
0
0
0
2 1
57 (d d ) 57 .(450 180)
180
a 1000
- -
= -
= 164,6
0
=> α
1
> α
min
= 150
0
3. Xác định tiết diện đai và chiều rộng bánh đai

Lực vòng
F
t
=
1
1000 .
v
R
=
13,43
5,4.0001
= 335,07 N
Diện tích đai dẹt
A = b . δ ≥
t
F . K
[ ]
đ
F
s
trong đó b là chiều rộng đai
δ là chiều dày đai
[σ
F
] là ứng suất có ích cho phép
K
đ
là hệ số tải trọng động. Tra [bảng 4.7] được K
đ
= 1,5

Với đai vải cao su, tỉ số (
1
d
d
)
max
nên dùng là
40
1
=> δ =
40
1
d
=
40
180
= 4,5 mm
Tra [bảng 4.1] dùng loại đai Б–800 có lớp lót, trị số δ tiêu chuẩn
δ = 4,5 mm ( ứng với số lớp là 3 )
Ứng suất có ích cho phép
[σ
F
] = [σ
F
]
0
. C
α
. C
v

. C
0

trong đó C
α
: hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm α
1

với α
1
= 164,6
0
tra [bảng 4.10] C
α
= 0,95
C
v
: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc
với v = 13,43 m/s tra [bảng 4.11] : C
v
= 0,98
C
0
: hệ số xét đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền
Thực hiện: Vũ Anh Văn – Cơ điện tử 2 –K49- ĐHBKHN
6
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Giáo viên hướng dẫn: Đỗ Đức Nam
Tra [bảng 4.12] : C
0
= 1

[σ
F
]
0
là ứng suất có ích cho phép
[σ
F
]
0
= k
1
- k
2
.
1
d
d
với k
1
, k
2
là các hệ số.
Chọn ứng suất ban đầu khi căng đai với góc nghiêng của đường tâm bộ
truyền so với phương nằm ngang 30
0
δ
0
= 1,8 MPa.
=> tra [bảng 4.9] : k
1

= 2,5 k
2
= 10
=> [σ
F
]
0 =
2,5 -
4,5
10. 2,25
180
=

MPa
=> [σ
F
] = 2,25 . 0,95 . 0,98 . 1 = 2,09 MPa
Chiều rộng đai
b ≥
t
F . K
[ ].
đ
F
s d
=
335,07.1,5
53,44
2,09 .4,5
mm=

Theo bảng 4.1, lấy trị số theo tiêu chuẩn b = 63 mm
Chiều rộng bánh đai B chọn theo bảng 21.16 B = 71 mm
4. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục
Lực căng ban đầu
F
0
=
0
. .b 2 . 4,5.63 567
s d
= =
N
Lực tác dụng lên trục
F
r
= 2 . F
0
. sin(α
1
/2) = 2 . 567 . sin (164,6
0
/2) = 1 123,77 N
Thực hiện: Vũ Anh Văn – Cơ điện tử 2 –K49- ĐHBKHN
7
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Giáo viên hướng dẫn: Đỗ Đức Nam
PHẦN III: TÍNH TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG
Số liệu: P
1
= 4,24 kW
n

1
= 570 ( vg/ph)
u
1
= 5,65 u
2
= 4,23
Thời hạn làm việc: 17 000 h
I . Cấp nhanh: bộ truyền bánh răng côn răng thẳng
1. Chọn vật liệu:
Theo bảng 6.1 chọn:
Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241…285, có σ
b1
= 850 MPa,
σ
ch1
= 580MPa
Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 , có σ
b2
= 850 MPa
σ
ch2
= 580MPa
2. Phân phối tỉ số truyền:
u
1
= 5,65 u
2
= 4,23
3. Xác định ứng suất cho phép

Theo bảng 6.2 với thép 45, tôi cải thiện đạt rắn HB 180…350
o
Hlim
2HB 70
s
= +
S
H
= 1,1
o
Flim
1,8HB
s
=
S
F
= 1,75
Trong đó
o
Hlim
s
và
o
Flim
s
là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép
ứng với số chu kì cơ sở
S
H
, S

F
là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn
Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB
1
= 275; độ rắn bánh răng lớn HB
2
= 260
o
Hlim1 1
2HB 70 2.275 70 620MPa
s
= + = + =

o
Flim1
1,8 . 275 495MPa
s
= =
o
Hlim 2 2
2HB 70 2.260 70 590MPa
s
= + = + =

o
Flim2
1,8 . 260 468MPa
s
= =
Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

N
HO
=
2,4
HB
H30
Thực hiện: Vũ Anh Văn – Cơ điện tử 2 –K49- ĐHBKHN
8
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Giáo viên hướng dẫn: Đỗ Đức Nam
=> N
HO1
=
2,4 2,4 7
HB1
30 H 30.275 2,15.10= =
=> N
HO2
=
2,4 2,4 7
HB2
30 H 30.260 1,88.10= =
Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
N
HE
=
3
i
max i
t t
60.c . .

t t
æ ö
÷
ç
÷
ç
÷
ç
÷
ç
è ø
å
å
=> N
HE1
=
3
i
1 i
max i
t t
60.c. n . t . .
t t
æ ö
÷
ç
÷
ç
÷
ç

÷
ç
è ø
å å
å
= 60.1.570.17 000.( 1
3
. 0,5 + 0,7
3
.0,5 )
= 39 . 10
7
> N
HO1
. Do đó hệ số tuổi thọ K
HL1
= 1
=> N
HE1
=
3
i
2 i
max i
t t
60.c .n . t . .
t t
æ ö
÷
ç

÷
ç
÷
ç
÷
ç
è ø
å å
å
= 60.1.100,88.17 000.( 1
3
. 0,5 + 0,7
3
.0,5 )
= 6,91 > N
HO2
=> K
HL2
= 1
Ứng suất tiếp xúc cho phép
[σ
H
] =
o
Hlim
R V xH HL
H
K K
S
Z Z

s
Trong đó 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
Chọn sơ bộ Z
R
.Z
v
.K
xH
= 1
=> [σ
H
]
1
=
620
.1 563,6
1,1
=
MPa
[σ
H
]

2
=
590
.1 536,4
1,1
=
MPa
Vậy để tính bộ truyền bánh răng côn răng thẳng ta lấy
[σ
H
] = [σ
H
]
2
= 536,4 MPa
Theo ( 6.8 ) N
FE
=
6
i
max i
t t
60.c . .
t t
æ ö
÷
ç
÷
ç
÷

ç
÷
ç
è ø
å
å
N
FE1
= 60.1.570.17 000.( 1
6
. 0,5 + 0,7
6
.0,5 ) = 32,49. 10
7
> N
FO
= 4.10
6
.
Thực hiện: Vũ Anh Văn – Cơ điện tử 2 –K49- ĐHBKHN
9
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Giáo viên hướng dẫn: Đỗ Đức Nam
Do đó K
FL1
= 1
N
FE2
= 60.1.100,88.17 000.( 1
6
. 0,5 + 0,7

6
.0,5 ) = 5,75. 10
7
> N
FO
= 4.10
6
.
=> K
FL2
= 1
Theo 6.2
[σ
F
] =
o
Flim
R S xF FC FL
H
K .K K
S
Y Y
s
Với K
FC
: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải. Với bộ truyền quay 1 chiều K
FC
= 1
Y
R

: hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng
Y
S
: hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất
K
xF
: hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn
Chọn sơ bộ Y
R
.Y
S
.K
xF
= 1
=> [σ
F
]
1
=
495.1.1
283
1,75
=
MPa
=> [σ
F
]
2
=
468.1.1

267
1,75
=
MPa
Ứng suất quá tải cho phép
[σ
H
]
max
= 2,8. σ
ch2
= 2,8. 580 = 1624 MPa
[σ
F1
]
max
= 0,8. σ
ch1
= 0,8. 580 = 464 MPa
[σ
F2
]
max
= 0,8. σ
ch2
= 0,8. 580 = 464 MPa
4. Tính toán bộ truyền bánh răng
a. Xác định chiều dài côn ngoài
1 H
2

3
E R
2
b b H
T K
R K . u 1.
(1 K ).K .u.[
e e
b
s
= +
- ]
Với K
R
= 0,5 K
d
: hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng
Với bộ truyền động bánh côn răng thẳng bằng thép K
d
= 100 MPa
1/3
K
be
: hệ số chiều rộng vành răng K
be
= 0,25…0,3. Chọn K
be
= 0,25
K
Hβ

: hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
bánh răng côn. Tra bảng 6.21 với

=>
be
be
K . u
0,25. 5,65
0,8
2 - K 2 0,25
= =
-
Thực hiện: Vũ Anh Văn – Cơ điện tử 2 –K49- ĐHBKHN
10
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Giáo viên hướng dẫn: Đỗ Đức Nam
Và trục bánh côn lắp trên ổ đũa, sơ đồ I, HB<350 tra được K
Hβ
= 1,18
K
Fβ
= 1,35
T
1
: Momen trên trục 1. T
1
= 71 239 N.mm
2
3
E
2

71239.1,18
R 50. 5,65 1. 186,75
(1 0,25).0, 25.5,65.[536,4
mm= + =
- ]
b. Xác định các thông số ăn khớp
Số răng bánh nhỏ
d
e1
=
e
2 2
2.R
2.186,75
65,09
u 1 5,65 1
= =
+ +
mm
Tra bảng 6.22 được z
1p
= 15,95
Với HB < 350 z
1
= 1,6. z
1p
= 1,6.15,67 = 25,52 răng
Chọn z
1
= 26 răng.

Đường kính trung bình và môđun trung bình:
d
m1
= (1 – 0,5K
be
) d
e1
= (1 - 0,5. 0,25).65,09 = 56,95 mm
m
tm
=
m1
1
d 56,95
2,19
z 26
= =
mm
Mô đun vòng ngoài
m
te
=
tm
BE
m
2,19
2,5
1 0,5K 1 0,5.0,25
= =
- -

mm
Theo bảng 6.8 lấy trị số tiêu chuẩn m
te
= 3mm . Do đó:
m
tm
= m
te
. (1 - 0,5K
be
) = 3.(1 – 0,5. 0,25) = 2,625 mm
z
1
=
m1
tm
d 56,95
21,69
m 2,625
= =
. Lấy z
1
= 22 răng
=> z
2
= u
1
.z
1
= 22 . 5.65 = 124,3 . Lấy z

2
= 125 răng
Tính lại tỉ số truyền:
u
m
=
2
1
z 125
5,68
z 22
= =
Góc côn chia
δ
1
= arctg
1
2
22
arctg
125
z
z
æ ö
æ ö
÷
ç
÷
ç
÷

=
ç
÷
ç
÷
÷
ç
ç
÷
ç
è ø
è ø
= 9,982
0
= 9
0
58’55”
δ
2
= 90
0
– δ
1
= 90
0
–9,982
0
= 80,018
0
= 80

0
1’5”
Thực hiện: Vũ Anh Văn – Cơ điện tử 2 –K49- ĐHBKHN
11
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Giáo viên hướng dẫn: Đỗ Đức Nam
Theo bảng 6.20, với z
1
= 24, chọn hệ số dịch chỉnh đều
x
1
= 0,4 x
2
= -0,4
Đường kính trung bình của bánh nhỏ:
d
m1
= z
1
. m
tm
= 22 . 2,625 = 57,75 mm
Chiều dài côn ngoài
R
e
= 0,5 m
te
2 2
1 2
z z+
= 0,5 . 3.

2 2
22 125+
= 190,38 mm
c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo 6.58 ứng suất tiếp xúc
[σ
H
] =
2
1 H 1
M H
2
m1
2T .K . u 1
0,85.bd u
Z Z Z
e
+
Trong đó: Z
M
:

Hệ số kế đến cơ tính của vật liệu ăn khớp
Tra bảng 6.5 Z
M
= 274 MPa
1/3
Z
H
: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

Với x
1
+ x
2
= 0 tra bảng 6.12 được Z
H
= 1,76
Z
ε
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
Với bánh côn răng thẳng
Z
ε
=
4
3
a
e
-

a
e
: hệ số trùng khớp ngang

a
e
= [1,88 – 3,2.
1 2
1 1
z z

æ ö
÷
ç
÷
-
ç
÷
ç
÷
ç
è ø
]cosβ
m
= [1,88 – 3,2.
1 1
22 125
æ ö
÷
ç
-
÷
ç
÷
ç
è ø
].1 = 1,76
=> Z
ε
=
4 1,76

3
-
= 0,864
K
H
: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
K
H
= K
Hβ
. K
Hα
. K
Hv
K
Hβ
= 1,18
Thực hiện: Vũ Anh Văn – Cơ điện tử 2 –K49- ĐHBKHN
12
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Giáo viên hướng dẫn: Đỗ Đức Nam
K
Hα
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn
khớp. Với bánh răng côn thẳng K
Hα
= 1
K
Hv
: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
K

Hv
=
m1
1 H H
bd
1
2T K K
H
v
b a
+
Trong đó v
H
=
m1
H o
d .( 1) 1
.g .v
2
u
u
d
+
Với v =
m1 1
.d n 3,14.57,75.570
1,723
60000 60000
p
= =

m/s
Theo bảng 6.13 với bánh răng côn răng thẳng, v = 1,723 m/s < 4m/s
=> chọn cấp chính xác 8.
σ
H
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp
Theo bảng 6.15 chọn σ
H
= 0,006
g
o
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2
Theo bảng 6.16 chọn g
o
= 56
=> v
H
=
57,75.(5,68 1)
0,006.56.1,723. 4,77
5,68
+
=
K
Hv
: Hệ số xét đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
K
Hv
= 1 +
αβ

HH1
1mH
KKT.2
bd.v
Trong đó b: chiều rộng vành răng
b = K
be
. R
e
= 0,25. 186,75 = 47,6 mm
=> K
Hv
=
4,77.47,6.57,75
1 1,08
2.71239.1,18.1
+ =
=> K
H
= 1,18 . 1. 1,08 = 1,27
Thay các giá trị vừa tính vào ta được:

2
H
2
2.71239.1,27. 5,68 1
274.1,76.0,864. 486,19
0,85.47,6.57,75 . 5,68
s
+

= =
MPa
[σ’
H
] =
H R V xH
[ KZ Z
s
]
Với [σ’
H
] là độ bền tiếp xúc cho phép
Thực hiện: Vũ Anh Văn – Cơ điện tử 2 –K49- ĐHBKHN
13
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Giáo viên hướng dẫn: Đỗ Đức Nam
Với R
a
= 2,5…1,25 μm => Z
R
= 0,95
d
a
< 700 mm => K
xH
= 1
v < 5 m/s => Z
v
= 1
=> [σ’
H

] = 536,4 . 1.1.0,95 = 509,6 MPa
=> σ
H
< [σ’
H
] : đảm bảo độ bền tiếp xúc của bánh răng
d. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Điều kiện bền uốn:
[σ’
F
] =
1
1βε1
85,0
2
mnm
FF
dmb
YYYKT
Trong đó K
F
: Hệ số tải trọng khi tính về uốn

β α
. .
F F F Fv
K K K K=

Với
βF

K
là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng
βF
K
= 1,35 (tra ở trên)

α
F
K
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp. Tra bảng 6.14 với bánh răng côn thẳng
α
F
K
= 1

Fv
K
: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
K
Fv
= 1 +
αβ1
1
2
ν
FF
mF
KKT
db

Với
1
0
( 1)
ν δ . .
m
F F
d u
g v
u
+
=
δ
F
: tra bảng 6.15 δ
F
= 0,016
g
o
: tra bảng 6.16 g
o
= 56
=> v
F
= 0,016 . 56 .1,825 .
63.(5,67 1)
14,08
5,67
+
=

K
Fv
= 1 +
14,08.51,79.63
1,24
2.71239.1,35.1
=
Do đó K
F
= 1,35. 1. 1,24 = 1,674
Y
b
: Hệ số kể đến độ nghiêng của răng
Thực hiện: Vũ Anh Văn – Cơ điện tử 2 –K49- ĐHBKHN
14
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Giáo viên hướng dẫn: Đỗ Đức Nam
Với răng thẳng
Y
b
= 1
Y
F1
, Y
F2
: hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2
Số răng tương đương
z
v1
=
1

1
22
22,34
cos 0,9849
z
d
= =

z
v2
=
2
2
125
719,22
cos 0,1738
z
d
= =

x
1
= 0,4 x
2
= - 0,4
=> tra bảng 6.18 được Y
F1
= 3,48 Y
F2
= 3,63

ε
α
= 1,76 => Y
ε
=
1 1
0,568
1,76
a
e
= =
Thay các giá trị vừa tính được:
1
2.71239.1,674.0,568.1.3,48
64,42
0,85.51,79.2,625.63
F
s
= =
MPa <[σ
F1
]
max
2
2 1
1
3,63
64,42. 67,2
3,48
F

F F
F
Y
Y
s s
= = =
MPa < [σ
F2
]
max
Như vậy điều kiện uốn được đảm bảo
e. Kiểm nghiệm răng về quá tải
Ứng suất tiếp xúc cực đại không vượt qua giá trị cho phép
[ ]
max
max
σ σ 486,19 1,5 595,46 σ 1624
H H qt H
K= = = < =
MPa
Với K
qt
: hệ số quá tải K
qt
= 1,5
[ ]
1max 1 1
max
σ σ . 64,42.1,5 96,63 σ 464
F F qt F

K MPa= = = < =
[ ]
1max 1 1
max
σ σ . 67,2. 1,5 100,8 σ 464
F F qt F
K MPa= = = < =
5. Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn
Chiều dài côn ngoài R
e
= 190,38 mm
Mo đun vòng ngoài m
te
= 3 mm
Chiều rộng vành răng b
w
= 48 mm
Tỉ số truyền u
m
= 5,67
Thực hiện: Vũ Anh Văn – Cơ điện tử 2 –K49- ĐHBKHN
15
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Giáo viên hướng dẫn: Đỗ Đức Nam
Góc nghiêng của răng β = 0
Số răng bánh răng z
1
= 22 z
2
= 125
Hệ số dịch chỉnh chiều cao x

1
= 0,4 x
2
= -0,4
Theo các công thức trong bảng 6.19
Đường kính chia ngoài
d
e1
= m
te
. z
1
= 3 . 22 = 66 mm
d
e2
= m
te
. z
2
= 3 . 125 = 375 mm
Góc côn chia
δ
1
= 9
0
58’55” δ
2
= 80
0
1’5”

Chiều cao đầu răng ngoài
h
ae1
= (h
te
+ x
n1
.cosβ
m
).m
te

β
m
: góc nghiêng của răng. β
m
= 0
h
te
= cosβ
m
= cos 0 = 1
x
n1
= x
1
= 0,4 mm
=> h
ae1
= (1 + 0,4.1).3 = 4,2 mm

h
ae2
= 2. h
te
.m
te
– h
ae1
= 2.1.3 – 4,2 = 1,8 mm
Chiều cao chân răng ngoài
h
fe1
= h
e
– h
ae1

với h
e
: chiều cao răng ngoài
h
e
= 2.h
te
. m
te
+ c với c = 0,2 m
te
=> h
e

= 2. 1. 3 + 0,2. 3 = 6,6
=> h
fe1
= 6,6 – 4,2 = 2,4 mm
h
fe2
= h
e
– h
ae2
= 6,6 – 1,8 = 4,8 mm
Đường kính đỉnh răng ngoài
d
ae1
= d
e1
+ 2.h
ae1
. cos δ
1
= 66 – 2. 4,2. 0,9848 = 57,73 mm
d
ae2
= d
e2
+ 2.h
ae2
. cos δ
2
= 375 – 2. 1,8. 0,1738 = 374,38mm

Thực hiện: Vũ Anh Văn – Cơ điện tử 2 –K49- ĐHBKHN
16
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Giáo viên hướng dẫn: Đỗ Đức Nam
II . Cấp chậm: bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
1. Chọn vật liệu:
Theo bảng 6.1 chọn:
Bánh nhỏ: 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241…285, có σ
b1
= 850 MPa
σ
ch1
= 580MPa
Bánh lớn: thép 45 thường hóa đạt độ rắn 241…285, có có σ
b2
=850 MPa
σ
ch2
= 580MPa
2. Phân phối tỉ số truyền:
u
2
= 4,23
3. Xác định ứng suất cho phép
Theo bảng 6.2 với thép 45, tôi cải thiện đạt rắn HB 180…350
o
Hlim
2HB 70
s
= +
S

H
= 1,1
o
Flim
1,8HB
s
=
S
F
= 1,75
Trong đó
o
Hlim
s
và
o
Flim
s
là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép
ứng với số chu kì cơ sở
S
H
, S
F
là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn
Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB
1
= 275; độ rắn bánh răng lớn HB
2
= 265

o
Hlim1 1
2HB 70 2.275 70 620MPa
s
= + = + =

o
Flim1
1,8 . 275 495MPa
s
= =
o
Hlim 2 2
2HB 70 2.265 70 600MPa
s
= + = + =
o
Flim2
1,8 . 265 477MPa
s
= =
Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
N
HO
=
2,4
HB
H30
=> N
HO1

=
2,4 2,4 7
HB1
30 H 30.275 2,15.10= =
=> N
HO2
=
2,4 2,4 7
HB2
30 H 30.265 1,96.10= =
Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
Thực hiện: Vũ Anh Văn – Cơ điện tử 2 –K49- ĐHBKHN
17
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Giáo viên hướng dẫn: Đỗ Đức Nam
N
HE
=
3
i
max i
t t
60.c . .
t t
æ ö
÷
ç
÷
ç
÷
ç

÷
ç
è ø
å
å
=> N
HE1
=
3
i
1 i
max i
t t
60.c. n . t . .
t t
æ ö
÷
ç
÷
ç
÷
ç
÷
ç
è ø
å å
å
= 60.1.100,88.17 000.( 1
3
. 0,5 + 0,7

3
.0,5 )
= 6,91.10
7
> N
HO1
. Do đó hệ số tuổi thọ K
HL1
= 1
=> N
HE1
=
3
i
2 i
max i
t t
60.c .n . t . .
t t
æ ö
÷
ç
÷
ç
÷
ç
÷
ç
è ø
å å

å
= 60.1.23,85.17 000.( 1
3
. 0,5 + 0,7
3
.0,5 )
= 1,63. 10
7
> N
HO2
=> K
HL2
= 1
Ứng suất tiếp xúc cho phép
[σ
H
] =
o
Hlim
R V xH HL
H
K K
S
Z Z
s
Trong đó 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
Chọn sơ bộ Z
R
.Z
v
.K
xH
= 1
=> [σ
H
]
1
=
620
.1 565
1,1
=
MPa
[σ
H
]
2
=
600
.1 545
1,1
=

MPa
Vậy để tính bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng ta lấy
[σ
H
] =
2
1
([σ
H
]
1
+ [σ
H
]
2
)= 555 MPa
Theo ( 6.8 ) N
FE
=
6
i
max i
t t
60.c . .
t t
æ ö
÷
ç
÷
ç

÷
ç
÷
ç
è ø
å
å
N
FE1
= 60.1.100,88.17 000.( 1
6
. 0,5 + 0,7
6
.0,5 ) = 5,75. 10
7
> N
FO
= 4.10
6
.
Do đó K
FL1
= 1
N
FE2
= 60.1.23,85.17 000.( 1
6
. 0,5 + 0,7
6
.0,5 ) = 1,36. 10

7
> N
FO
= 4.10
6
.
=> K
FL2
= 1
Thực hiện: Vũ Anh Văn – Cơ điện tử 2 –K49- ĐHBKHN
18
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Giáo viên hướng dẫn: Đỗ Đức Nam
Theo 6.2
[σ
F
] =
o
Flim
R S xF FC FL
H
K .K K
S
Y Y
s
Với K
FC
: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải. Với bộ truyền quay 1 chiều K
FC
= 1
Y

R
: hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng
Y
S
: hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất
K
xF
: hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn
Chọn sơ bộ Y
R
.Y
S
.K
xF
= 1
=> [σ
F
]
1
=
495.1.1
282,9
1,75
=
MPa
=> [σ
F
]
2
=

477.1.1
272,6
1,75
=
MPa
Ứng suất quá tải cho phép
[σ
H
]
max
= 2,8. σ
ch2
= 2,8. 580 = 1624 MPa
[σ
F1
]
max
= 0,8. σ
ch1
= 0,8. 580 = 464 MPa
[σ
F2
]
max
= 0,8. σ
ch2
= 0,8. 580 = 464 MPa
4. Tính toán bộ truyền bánh răng
a. Tính toán sơ bộ khoảng cách trục
( )

[ ]
1β
3
2
.
1 .
σ . .ψ
H
w a
H ba
T K
a K u
u
= +
Trong đó
( )
[ ]
1β
3
2
.
1 .
σ . .ψ
H
w a
H ba
T K
a K u
u
= +

Trong đó
a
w
khoảng cách trục
K
a
hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng:
Tra bảng 6-5 với bánh răng nghiêng: K
a
= 43 Mpa
1/3

T
1
Mômen xoắn trên trục bánh chủ động T
1
= 381 058 N.mm
Thực hiện: Vũ Anh Văn – Cơ điện tử 2 –K49- ĐHBKHN
19
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Giáo viên hướng dẫn: Đỗ Đức Nam
[ ]
σ
H
Ứng suất tiếp xúc cho phép[σ
H
] = 555 MPa
u Tỉ số truyền u
2
= 4,23
w

w
ψ
ba
b
a
=
b
w
là chiều rộng vành răng.
0,25 0,4
ba
y
=
Chọn
0,25
ba
y
=
( ) ( )
1
ψ 0,5.ψ . 1 0,5.0,25. 4,23 1 0,69
bd ba
u= + = + =®
βH
K
Hệ số kể đến sự phân bố không đềi tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính về tiếp xúc. Tra bảng 6-7=>
βH
K
= 1,04

( )
3
2
381085.1,04
43. 4,23 1 . 240,08
555 .4,23.0,25
w
a = + =
mm
Lấy tròn a
w
= 240 mm
b. Xác định các thông số ăn khớp
Theo công thức 6-17 ta có m = (0,01
¸
0,02).a
w
= 2,4
¸
4,8
Theo tiêu chuẩn bảng 6-8, chọn modun pháp m = 3
Chọn sơ bộ góc nghiêng β=10
o
, do đó cosβ = 0,9848 Theo 6-31:
Số bánh răng nhỏ:
( ) ( )
1
2
2. .cos
2.240.0,9848

30,13
. 1 3 4,23 1
w
a
z
m u
b
= = =
+ +
Lấy tròn z
1
= 30
Số bánh răng lớn:
z
2
= z
1
. u
2
= 30. 4,23 = 126,9 Lấy tròn z
2
=127
Tỉ số truyền thực tế sẽ là:
2
1
127
4,233
30
m
Z

u
Z
= = =
Góc nghiêng β:
cosβ =
1 2
( ) 3.(127 30)
0,98125
2. 2.240
w
m Z Z
a
+ +
= =
⇒ β =11
0
6’ 45”
Chiểu rộng vành răng
b
w
= a
w
. ψ
ba
= 240 . 0,25 = 60 mm
c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo 6-33 ứng suất tiếp xúc trên mặt làm việc
Thực hiện: Vũ Anh Văn – Cơ điện tử 2 –K49- ĐHBKHN
20
N CHI TIT MY Giỏo viờn hng dn: c Nam

( )
[ ]
1

2
1
2. . . 1
. . .
. .
H m
H M H H
w m w
T K u
Z Z Z
b u d
+
= Ê
Trong ú:
Z
M
H s k n c tớnh vt liu ca cỏc bỏnh rng n khp,
tr s Z
M
tra trong bng 6-5 Z
M
= 274 Mpa
1/3
Z
H
H s k n hỡnh dỏng b mt tip xỳc

2.cos
sin 2
b
H
tw
Z =
vi
b
l gúc nghiờng ca rng trờn hỡnh tr c s.
tg
b
= cos
t
.tg

t
=
tw
= arctg(tg/cos)
= arctg(tg20/0,98125) = 20,351
0
=> tg
b
= cos(20,351
0
).tg (11
0
6 45) = 0,1842
=>
b

= 10,435
0
0
0
2.cos10,435
1,737
sin(2.20,351)
H
Z = =ị
Theo 6.37, h s trựng khp dc


= b
w
sin/(.m)
= 60 sin(11
0
6 45)/(3,14.3) = 1,23
Do ú theo 6.36 ta cú
Z

=
1
a
e
=
1
0,753
1,765
=

Trong ú
a
e
=
1 2
1 1
1,88 3, 2 cos
z z
b
ộ ự
ổ ử
ữ
ỗ
ờ ỳ
ữ
- -
ỗ
ữ
ờ ỳ
ỗ
ữ
ỗ
ố ứ
ờ ỳ
ở ỷ
1 1
1,88 3,2 0,98125 1,765
30 127
ộ ự
ổ ử

ữ
ỗ
ờ ỳ
= - - =
ữ
ỗ
ữ
ỗ
ờ ỳ
ố ứ
ở ỷ
ng kớnh vũng ln bỏnh nh
d
w1
=
2.
2.240
91,73
1 4,233 1
w
m
a
u
= =
+ +
mm
Theo 6.40, vn tc vũng
Thc hin: V Anh Vn C in t 2 K49- HBKHN
21
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Giáo viên hướng dẫn: Đỗ Đức Nam

v =
1 2
π. .
3,14.91,73.100,88
0,484
60000 60000
w
d n
= =
m/s
Tra bảng 6.13 chọn cấp chính xác 9
Với cấp chính xác 9 tra bảng 6.14 được K
Hα
= 1,13
Theo 6.42
0
240
. . . 0,002.73.0,484. 0,532
4,233
w
H H
a
v g v
u
d
= = =

Trong đó
Tra bảng 6.15 δ
H

= 0,002
Tra bảng 6.16 g
o
= 73
=> theo 6.41:
1
1β α
ν . .
0,532.60.91,73
1 1
2. . . 2.381 058.1,04.1,13
H w w
HV
H H
b d
K
T K K
= + = + =
1,003
Theo 6.39: hệ số tải trọng động khi tính về tiếp xúc
K
β α
. .
H H H Hv
K K K=
= 1,04.1,13.1,003 = 1,18
=>
2
2.381 058.1,18.(4,233 1)
σ 274.1,737.0,753. 531,8

60.4,233.91,73
H
+
= =
MPa
Xác định các ứng suất tiếp xúc cho phép
Với v = 0,484 < 5 m/s Z
v
= 1
Với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi
đó cần gia công đạt độ nhám R
a
= 2,5…1,25 μm. Do đó Z
R
= 0,95;
Với d
a
< 700 mm, K
xH
= 1
=> [σ
H
] = [σ
H
]. Z
v
Z
R
K
xH

= 555. 1.0,95.1 = 527,3 MPa

Như vậy σ
H
>[σ
H
] nhưng chênh lệch không quá nhiều, do đó ta có thể tăng chiều rộng
vành răng :
b= b
w
.
2
[ ]
H
H
s
s
æ ö
÷
ç
÷
ç
÷
ç
÷
ç
è ø
= 60.
2
531,8

61,04
527,3
æ ö
÷
ç
=
÷
ç
÷
÷
ç
è ø
. Lấy b = 62 mm
d. Kiểm nghiệm về độ bền uốn
1ε β 1
1
1
2. . . . .
σ
. .
F F
F
w w
T K Y Y Y
b d m
=
Trong đó
Thực hiện: Vũ Anh Văn – Cơ điện tử 2 –K49- ĐHBKHN
22
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Giáo viên hướng dẫn: Đỗ Đức Nam

T
1
: momen xoắn trên bánh chủ động T
1
= 381 058 N.mm
m: modun pháp m = 3 mm
b
w
: chiều rộng vành răng b
w
= 100 mm
d
w1
: đường kính vòng lăn bánh chủ động d
w1
= 91,73 mm
Y
ε
: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

ε
α
1
ε
Y =
với
α
ε
: hệ số trùng khớp ngang

α
ε
= 1,765 => Y
ε
=
1
0,567
1,765
=
Y
β
: Hệ số kể đến độ nghiêng của răng
β =11,113
0
=> Y
β
= 1 -
11,113
0,92
140
=

Y
21
,
FF
Y
hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2
- Số răng tương đương :

1
1
3 3
30
32
cosβ 0,98125
V
Z
Z = = =
2
2
3 3
127
135
cos 0,98125
V
Z
Z
b
= = =
Tra bảng 6-18 được
1 2
3,80 ; 3,6
F F
Y Y= =
K
F
Hệ số tải trọng khi tính về uốn K
β α
. .

F F F FV
K K K=
Trong đó:
K
F
β

= 1,1 (tra bảng 6-7) với
bd
ψ
=0,69
K
F
α

= 1,37 (tra bảng 6.14)
K
FV
= 1 +
αβ1
1
2
ν
FF
wwF
KKT
db
với
0
ν δ . .

w
F F
m
a
g v
u
=

Theo bảng (6.15)
δ 0,006
F
=
; theo bảng (6.16) g
0
=73
240
ν 0,006.73.0,484 1,596
4,233
F
= =Þ
=> K
FV
= 1 +
1,596.62.91,73
1,008
2.381 058.1,1.1,37
=
Thực hiện: Vũ Anh Văn – Cơ điện tử 2 –K49- ĐHBKHN
23
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Giáo viên hướng dẫn: Đỗ Đức Nam

K
F
= 1,1. 1,37. 1,008 = 1,52
Thay vào ta có

1
2.381 058.1,52.0,567.0,92.3,8
134,58
62.91,73.3
F
s
= =
Mpa

2
2 1
1
3,6
134,58. 127,5
3,8
F
F F
F
Y
Y
s s
= = =
MPa
Xác định ứng suất uốn cho phép
[σ

F
] = [σ
F
].Y
R
.Y
S
.K
XF
Y
R
=1
Y
S
=1,08- 0,0695ln(3) = 1,036
K
XF
=1
=> [σ]
1
= 464.1.1,032.1 = 478,8 MPa
[σ]
2
= 464.1.1,032.1 = 478,8 MPa
=> Độ bền được thỏa mãn
e. Kiểm nghiệm độ quá tải
Theo 6.48 K
qt
= 1,5

[ ]
max
max
σ σ 531,8 1,5 651,3 σ
H H qt H
K= = = < =
952 MPa

[ ]
1max 1 1
max
σ σ . 134,58.1,5 202 σ 478,8
F F qt F
K MPa= = = < =

[ ]
2max 2 2
max
σ σ . 127.1,5 190,5 σ 478,8( )
F F qt F
K Mpa= = = < =
Khả năng quá tải đạt yêu cầu
5. Thông số và kích thước bộ truyền bánh răng nghiêng
Khoảng cách trục a
w
= 240 mm
Modun m = 3 mm
Chiều rộng vành răng b
w
= 62 mm

Tỉ số truyền u
2
= 4,233
Góc nghiêng của răng β = 11
0
6’ 45”
Số răng bánh răng z
1
= 30 z
2
= 127
Hệ số dịch chỉnh x
1
= 0 x
2
= 0
Đường kính vòng chia
d
1
= mz
1
/cosβ = 3.30/cos(11
0
6’ 45”) = 91,72 mm
Thực hiện: Vũ Anh Văn – Cơ điện tử 2 –K49- ĐHBKHN
24
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Giáo viên hướng dẫn: Đỗ Đức Nam
d
2
= mz

2
/cosβ = 3.127/cos(11
0
6’ 45”) = 388,28 mm
Đường kính đỉnh răng
d
a1
= d
1
+ 2.(1 + x
1
+ Δy)m = 91,72 + 2.1.3 = 97,72 mm
d
a2
= d
2
+ 2.(1 + x
2
+ Δy)m = 388,28 + 2.1.3 = 394,28 mm
Đường kính đáy răng
d
f1
= d
1
– (2,5 – 2x
1
)m = 91,72 – 2,5.3= 84,22 mm
d
f2
= d

2
– (2,5 – 2x
2
)m = 388,28 – 2,5.3= 380,78 mm
Thực hiện: Vũ Anh Văn – Cơ điện tử 2 –K49- ĐHBKHN
25