Thiết kế hệ dẫn động hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm bộ truyền đai làm việc 2 ca thời gian phục vụ 14000 giờ,f=13500n,v=0,35m,s,d=350mm đại học chính qui

TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI
. KHOA CƠ KHÍ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI
KHOA CƠ KHÍ
ĐỒ ÁN MÔN HỌC
CHI TIẾT MÁY
Đề số 48
Số liệu của đề bài
Lực kéo băng tải: F =13500 KN
Vận tốc băng tải: V = 0,35 m/s
Đường kính tang: D= 350mm
Thời gian phục vụ: l
h
=14000 giờ
Số ca làm việc: số ca = 2
Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài : 50
o
Đặc tính làm việc : va đập nhẹ
Trong đó:
1 – Động cơ điện.
2 – Khớp nối
3 – Hộp giảm tốc
4 – Khớp nối
5 – Băng tải
1
T
mm
= 1,4 T
1
T
2

= 0,68 T
1
t
1
= 3,2 h
t
2
= 4,6 h
t
ck
= 8 h
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI
. KHOA CƠ KHÍ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
LỜI NÓI ĐẦU
Đồ án chi tiết máy là môn học cơ bản của ngành cơ khí, môn học này cho
sinh viên có cái nhìn cụ thể, thực tế hơn về kiến thức đã học và môn học cũng là
cơ sở rất quan trọng cho các môn học chuyên ngành sau này.
Đề tài của sinh viên được giao là thiết kế hệ dẫn động băng tải, gồm có hộp
giảm tốc hai cấp loại phân đôi cấp nhanh và bộ truyền đai thang . Hệ thống
được dẫn động bằng động cơ điện thông qua bộ truyền đai thang , hộp giảm tốc
và khớp nối truyền động tới băng tải.
Trong quá trình tính toán thiết kế đồ án chi tiết máy sinh viên đã dùng và tra
cứu các tài liệu sau:
Tập 1 và tập 2 tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí của
PGS.TS.TRỊNHCHẤT-TS.LÊ VĂN UYỂN
Dung sai và lắp ghép của GS.TS.NINH ĐỨC TỐN
Do là lần đầu tiên làm quen với công việc tính toán, thiết kế chi tiết máy cùng
với sự hiểu biết còn hạn chế nên dù đã cố gắng kham khảo tài liệu và bài giảng
môm học nhưng bài làm của sinh viên không thể tránh những sai sót. Mong
được sự hướng dẫn và chỉ bảo nhiệt tình của các thầy cô để sinh viên ngày càng

tiến bộ
Cuối cùng sinh viên xin cảm ơn thầy HOÀNG XUÂN KHOA đã trực tiếp
hướng dẫn chỉ bảo sinh viên giúp sinh viên có thể hoàn thành tố nhiệm vụ
được giao.
HÀ NỘI, ngày 01 tháng 05 năm 2012
Sinh viên:
NGUYỄN VĂN PHÚ
2
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI
. KHOA CƠ KHÍ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN.
1. Chọn động cơ.
Công suất công tác của bộ truyền
P
t
=
1000
.vF
=
1000
35,013500
×
=4,725 (Kw)
Hệ số tải tương đương:
β
=















+






+






ckckck
mm
t
t
T
T

t
t
T
T
t
t
T
Tmm
2
2
1
22
.
1
2
.
1
1
.
1
=






×+
8
6,4

68,0
8
2,3
2
=0,816
⇒
Công suất tương đương P
tđ
=P
t.
β
=4,725.0,816=3,8556(kW)
Hiệu suất bộ truyền
đbrcbrtolk
ηηηηηη
××××=
4
=0,99.0,99
4
.0,97.0,96.0,96
=0,85
Tra bảng 2.3-T19(Sách TTTK hệ dẫn động cơ khí)
Với:
k
η
=0,99: hiệu suất khớp nối trục
ol
η
=0,99 :hiệu suất ổ lăn
brt

η
=0,97 : hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ(yêu cầu được che kín)
brc
η
=0,96 :hiệu suất bộ truyền bánh răng côn; (yêu cầu được che kín)
đ
η
=0,96 : hiệu suất đai truyền.
⇒
Công suất yêu cầu của động cơ:
P
ct
=
85,0
8556,3
=
η
td
P
=4,54(Kw)
Số vòng quay trên trục công tác
N
ct
=
D.
10.6
4
π
.v=
35,0

350.
10.6
4
×
π
=19,1 (v/ph)
Trong đó :
3
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI
. KHOA CƠ KHÍ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
D:đường kính của băng tải(D=350mm)
v:vận tốc của băng tải(v=0,35m/s)
Tỉ số truyền sơ bộ : u
t
=u
h
.u
n
u
h
:tỷ số truyền trong hộp giảm tốc; chọn u
h
=30
u
n
:tỷ số truyền bộ truyên ngoài(bộ truyền đai),lấy u
n
=2
từ đó suy ra u
t

=30.2=60
Số vòng quay sơ bộ của động cơ:
n
sbdc
=n
lv
×
u
t
=19,1×60=1146(vòng /phút)
Hệ số quá tải :
T
T
mm
=1,5
Với các thông số đã tính ở trên ta chọn động cơ 4A112M4Y3 có:
- Công suất P=5,5 Kw
- Số vòng quay n=1425 v/ph
- Hệ số quá tải
T
T
k
=2,0
2. Phân phối tỉ số truyền.
Tỉ số truyền thực của bộ truyền u
t
=
lv
đc
n

n
=
1,19
1425
=74,6
Với u
n
=3 (chọn tỉ số truyền đai)
⇒
u
h
=
2
1,19
=9,55
Tỉ số truyền của hộp giảm tốc côn trụ 2 cấp :u
h
=u
1
.u
2
Trong đó :
u
1
:tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng côn răng thẳng
u
2
: tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng.
Chọn phân tỉ số truyền hộp giảm tốc côn trụ theo khả năng bôi trơn:
Chọn K

be
=0,3;
2bd
ψ
=1,2;
[K
01
]=[K
02
] và
c
k
=
21
22
e
w
d
d
=1,1. Ta có
4
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI
. KHOA CƠ KHÍ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
k
λ
=
].[).1(
].[.25,2
02
012

KKK
K
bebe
bd
−
ψ
=
3,0).3,01(
2,1.25,2
−
=12,9.
Từ đó
3
.
kk
c
λ
=12,9.1,1
3
=17,1
Theo đồ thị 3.21-sách TTTK Hệ Dẫn Động Cơ Khí T1)
với u
h
=16,38 ta tìm được u
1
=3
⇒
u
2
=3,2 (=u

h
/u
1
).
3. Tính toán các thông số
Số vòng quay trên các trục
n
1
=
đ
u
n
=
2
1425
=712,5 (v/ph)
n
2
=
1
1
u
n
=
3
5,712
=237,5 (v/ph)
n
3
=

2
2
u
n
=
2,3
237,5
=74,22 (v/ph)
n
ct
=n
3
.
Công suất động cơ trên các trục :
P
t
=4,725(Kw)
P
3
=
kol
ct
P
ηη
×
=
99,0.99,0
725,4
=4,82(Kw)
P

2
=
olbrc
P
ηη
.
2.
3
=
99,0.97,0
2.82,4
=10(Kw)
P
1
=
olbrt
P
ηη
.
2
=
96,0.99,0
10
=10,56 (Kw)
P
’
đc
=
olđ
P

ηη
.
1
=
99,0.96,0
56,10
=11,12 (Kw)
Vậy momen xoắn trên các trục :
T
’
đc
=9,55.10
6
.(P
đc
/n)=9,55.10
6
.(
1425
11,12
)=74495,5 (Nmm)
5
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI
. KHOA CƠ KHÍ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
T
1
=9,55.10
6
.(P
1

/n
1
)=9,55.10
6
.(
5,712
56,10
)=141541,1 (Nmm)
T
2
=9,55.10
6
.(P
2
/n
2
)=9,55.10
6
.(
2,237
10
)=402613,8 (Nmm)
T
3
=9,55.10
6
.(P
3
/n
3

)=9,55.10
6
.(
22,74
82,4
)=620196,7 (Nmm)
T
ct
=9,55.10
6
.(P
ct
/n
ct
)=9,55.10
6
.(
1,19
725,4
)=2362500(Nmm)
Ta có bảng số liệu :
Trục
Thông số
Động cơ 1 2 3 Công tác
Tỉ số truyền u 2 3 3,2 1
Công suất
P(Kw) 11,12 10,56 10 4,82 4,725
Số vòng quay
n(v/ph) 1425 712,5 237,5 74,22 74,22
Mômen xoắn

T(Nmm) 74495,5 141541,1 402613,8 620196,7 2362500
6
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI
. KHOA CƠ KHÍ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
PHẦN II. Tính toán bộ truyền ngoài: Bộ truyền đai:
Truyền động đai hình thang
Chọn loại đai: Momen trên trục quay nhanh trong bộ truyền đai là
momen trên trục động cơ ta có:
T
đc
=74495,5N.mm = 74,5 N.m
Theo bảng 13.5 trang 23 sách chi tiết máy tập 2 ta chọn đai hình thang B
Tính toán thông số đai B:
- d
lmin
= 125mm ( tra bảng 13.5 tr23 ctm-t2)
- Đường bánh đai nhỏ d
1
=1,2d
lmin
. Lấy theo tiêu chuẩn ta có d
1
= 160
- Đường kính bánh đai lớn d
2
=d
1
.u.(1-ε)
Trong đó hệ số trượt :
ε=0,01; u=2

⇒
d
2
=160×2×(1-0,01)=316,8 mm
Chọn d
2
=315 mm theo tiêu chuẩn.
Tỉ số truyền thực tế: u
t
=d
2
/(d
1
×(1- ε )) =1,99
Sai số
2
299,1
−
=0,57% < 4%
- Vận tốc đai v=
1000.60

11
nd
π
=11,94(m/s)
- Khoảng cách trục a:
Đk 0,55.(d
1
+d

2
) + h
≤
a
≤
2.(d
1
+d
2
)
⇒
274,75
≤
a
≤
950 . ( Theo bảng 13.3 tr 22 ctm-t2 ta tra được h=
13,5mm).
Chọn a=d
2
=315mm.
- Chiều dài l:
Theo công thức 4.4-[I] ta có:
l=2a+
( )
1 2
.
2
d d
π
+

+
( )
2
2 1
4.
d d
a
−
=1395,2 mm.
Chọn theo tiêu chuẩn l=1400 mm.
- Tính lại khoảng cách trục a:
a=
(
)
2 2
1
. 8.
4
λ λ
+ − ∆
trong đó
( )
1 2
.
2
d d
l
π
λ
+

= −
=653,87
7
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI
. KHOA CƠ KHÍ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
2 1
2
d d
−
∆ =
=77,5
→
a=1270 mm.
Kiểm nghiệm số vòng quay trong 1s theo ct 4.15
i= v/l=11,94/1,4=8,53<10.
Góc ôm
1
α
=180-57.(d
2
-d
1
)/a =173
o
41’>120
o
.
- Số đai xác định theo công thức:
z ≥
[ ]

zuL
đđc
CCCCP
KP

.
.0
α
Dựa vào bảng 4.7 với đặc tính làm việc va đập vừa ;làm việc 3 ca nên chọn hệ
số tải trọng động K
đ
=1,45
C
α
=1 – 0,003 (180
0
- α)=0,979
Dựa vào bảng 4.16 chọn hệ số chiều dài đai: C
l
=0,95 (l/l
o
=
1700
1400
=0,82).
Dựa vào bảng 4.17 tr61 TTTKHDĐCKT1 ta có: công suất cho phép
[P
0
]=1,85 (kW).
Ta có C

u
= 1,13( tra bảng 4.17- tr 61-TTTKHDĐCKT1)
C
z
: Hệ số xét đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng
cho các dây đai.
Ta có: z’=
[ ]
0
P
P
đc
=
54,3
12,11
=3,14
⇒
z ≥
9,013,195,0979,054,3
45,112,11
××××
×
=4,82
⇒
lấy z=5.
- Từ đó ta có chiều rộng bánh đai B=(x-1).t+2e.
Đai B có t=25,5; e=17
⇒
B=(5-1).25,5+2.17=136 mm.
- Lực căng đai ban đầu:

F
o
=780.P
đc
.K
đ
/v.
C
α
.z + F
v
.
Lực căng do lực li tâm F
v
=q
m
.v
2
với q
m
=0,3
v = 11,94
⇒
F
v
=42,77 N.
8
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI
. KHOA CƠ KHÍ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
⇒

F
o
=
5979,094,11
45,112,11780
××
××
+42,77=215,18 N.
Lực tác dụng lên trục :
F
r
=2F
o
.z.sin(
1
2
α
)=2.215,18.5.sin(86,64) =2148,1 N.
Đường kính ngoài bánh đai:
d
a1
=d
1
+
2
h
=112+
2
8
=116mm

d
a2
=d
2
+
2
h
=250+
2
8
=254mm
PHẦN III. Tính bộ truyền bánh răng :
I. Tính bộ truyền bánh răng.
Số liệu : Công suất trên trục P
1
=10,56 Kw.
Số vòng quay n
1
= 712,5 v/ph.
Tỉ số truyền u
1
=3
Momen xoắn T
1
=141541,1 N.mm
1.Chọn vật liệu
Theo bảng 6.1-T92-[I]
Bánh nhỏ: thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB
I
= 241…285 có

1
b
σ
=850 Mpa;
1
ch
σ
=580 Mpa.
Bánh lớn : thép 50 thường hóa đạt độ rắn HB
II
= 179…228 có
1
b
σ
=640 Mpa;
1
ch
σ
=350 Mpa.
2. Xác định ứng suất cho phép.
Theo bảng 6.2-T94-[I]với thép 45 tôi cải thiện,và thép 50 thường hóa
ta có:
1
lim
o
H
σ
=2HB+70; S
H
=1,1.

1
lim
o
F
σ
=1,8HB; S
F
=1,75.
Chọn độ rắn bánh nhỏ HB
1
=245 ;độ rắn bánh lớn HB
2
=225 khi đó
•
1
lim
o
H
σ
=2HB
1
+70=2.245+70=560 Mpa.
9
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI
. KHOA CƠ KHÍ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
1
lim
o
F
σ

=1,8HB
1
=1,8.245=441 Mpa.
•
2
lim
o
H
σ
=2HB
2
+70=2.225+70=520 Mpa.
2
lim
o
F
σ
=1,8HB
2
=1,8.225=405 Mpa.
Theo công thức: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở:
N
HO
=30.
4,2
HB
do đó:
N
HO1
=30.245

2,4
=1,626.10
7
;
N
HO2
=30.225
2,4
=1,3254.10
7
Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương(đối với thép)
N
HE
=60.C.
3
ax
. . .
i i
i
m ck
T t
n t
T t
 
 
 ÷
 ÷
 ÷
 
 

∑ ∑
Ta có : N
HE1
=60×712,5×17000×(
)
8
6,468,0
8
2,31
33
×
+
×
=42,21.10
7
>N
HO1
.
Do đó K
HL1
=1.
N
HE2
=60×
)
8
6,468,0
8
2,31
(1700093,147

33
×
+
×
××
=8,764×10
7
>N
HO2
.
Do đó K
HL2
=1.
Như vậy. [
H
σ
]=
0
lim
.
HL
H
H
K
S
σ
[
H
σ
]

1
=560×
1
1,1
=509,1 Mpa.
[
H
σ
]
2
=520×
1
1,1
=472,7 Mpa.
Để tính bộ truyền răng trụ răng nghiêng ta lấy
[
H
σ
]=([
H
σ
]
1
+[
H
σ
]
2
)/2=490,9 Mpa.
[

H
σ
] = 490,9 < 1,25[
H
σ
]
min
(thỏa mãn).
Lại có: N
FE
=60.C.
6
ax
. . .
i i
i
m ck
T t
n t
T t
 
 
 ÷
 ÷
 ÷
 
 
∑ ∑
10
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI

. KHOA CƠ KHÍ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
N
FE1
=60×712,5×17000×(
)
8
6,468,0
8
2,31
66
×
+
×
=33,2×10
7
>N
FO1
=4.10
6
do đó K
FL1
=1
Tương tự N
FE2
=N
FE1
/u=
3
10×33,2
7

=11,067×10
6
>N
FO2
=4.10
6
⇒
K
FL2
=1.
Bộ truyền quay 1 chiều K
FC
=1 ta được
[
F
σ
]=
0
lim
. .
FC
F FL
F
K
K
S
σ
⇒
[
1F

σ
]=441×1×1/1,75=277,2 Mpa.
[
2F
σ
]=405×1×1/1,75=254,57 Mpa.
Ứng suất quá tải cho phép:
[
H
σ
]
max
=2,8×
2ch
σ
=2,8.350=980 Mpa.
[
1F
σ
]
max
=0,8×
1ch
σ
=0,8.580=464 Mpa.
[
2F
σ
]
max

=0,8×
2ch
σ
=0,8.350=280 Mpa.
3. Tính toán thông số bộ truyền răng trụ răng nghiêng cấp chậm .
a. Xác định khoảng cách trục theo công thức.
a
w
= K
a
(u
K
a
– hệ số, phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng. Ta có K
a
=
43
T
1
– mô men xoắn trên trục bánh chủ động, Nmm
– hệ số chọn theo bảng 6.6. chọn
– hệ số khi xét đến sự không đều tải trọng trên vành răng khi tính theo sức
bền tiếp xúc.
u – tỉ số truyền, u = 3.
Theo bảng 6.7 ta có (u) = 0,53.0,4(3+1) = 0,848. Chọn được
Momen xoắn trên trục 1 :T
1
=141541,1 Nmm.
a
W

= 43(3+1)= 136,89 mm
Chọn a
w
= 140mm
11
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI
. KHOA CƠ KHÍ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Dường kính vòng răng bánh nhỏ : d
w1
= 2.a
w
/(u
1
+1) = 2.140 /(3+1)= 70 mm.
b. Xác định các thông số ăn khớp:
Theo (6.17) m = (0,010,02)a
w
= (0,010,02).140 = 1,4 2,8 mm
Theo bảng 6.8 chọn mô đun pháp m = 2,5
Chọn sơ bộ = 10
0
, do đó cos= 0,9848, theo (6.31) số răng bánh nhỏ
Z
1
= 2a
w
= 2.140.0,9848/[2,5(3+1)] = 27,57. Lấy Z
1
=28
Số răng bánh lớn Z

2
=u.Z
1
=3.28=84 răng.
Do đó tỉ số truyền thực là :
U
m
= = 3
Góc côn chia :
1
δ
=arctan(
1
2
z
z
)=arctan(
84
28
)=18,4
0
2
δ
=90
o
-
2
δ
=71,6
0

c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Ta có:
H
σ
=
mm
mH
HM
udb
uKT
ZZZ
85,0
1 2

2
1
2
1
+
ε
Theo bảng 6.5, hệ số ảnh hưởng vật liệu : Z
M
=274 Mpa
1/3
.
Theo (6.35)
tan
b
= cos
t

.tan = cos(20,98
0
).tan(18,4
0
) = 0,31
với
t
=
tw
= arctan(tan/cos) = arctan(tan20/cos18,4) = 20,98
0
⇒
t
= 17,25
0
Do đó theo (6.34) :
Z
H
= = = 1,69
Theo (6.37),
Z
ε
= = = 0,78
Z
ε
: hệ số xét đến sự trùng khớp của răng
Do ta có :
α
ε
=[1,88 - 3,2(

1 2
1 1
Z Z
+
)]cos=[1,88-3,2(
84
1
28
1
+
)]cos18,4 = 1,64
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ
d
w1
= 2a
w
/(u
m
+1) = 2.140/(3+1) = 70
Theo (6.40), v = d
w1
n
1
/60 000 = .70.712,5/60 000 = 2,61 m/s
Với v = 2,61 m/s theo bảng 6.13 dùng cấp chính xác 9. Theo bảng 6.14 với cấp
chính xác 9 và v 5 m/s ta chọn = 1,16.
12
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI
. KHOA CƠ KHÍ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Theo (6.42), v

H
= = 0,002.73.2,61 = 2,6
Trong đó theo bảng 6.15,
H
= 0,002, theo bảng 6.16 g
0
= 73. Do đó theo (6.41)
K
Hv
= 1 + v
H
b
w
d
w1
/(2T
1
) = 1 + 2,6.42.70/(2.141541,1.1,15.1,13) = 1,02
Trong đó : b
w
là bề rộng vành răng, b
w
=.a
wl
=0,3.140 = 42
= 1,15 là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên bề
mặt bánh răng, tra bảng 6.7.
= 1,13 là hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng do các đôi
răng cùng ăn khớp, tra bảng 6.14
là hệ số kể đến tải trọng động lực tác dụng lên vùng ăn khớp.

Theo (6.39) K
H
= = 1,15.1,13.1,02 = 1,325
Thay các giá trị vừa tính được vào (6.33) ta được:
Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:
H
= = 274.1,69.0,78 = 563 Mpa
-
Theo (6.1) với v = 2,61 m/s < 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
2,5…1,25, do đó Z
R
= 0,95; với d
a
< 700 mm, K
xH
= 1, do đó theo (6.1) và (6.1a):
Theo bảng 6.13-T
106
.[I] chọn cấp chính xác 8.
Có
H
υ
=
0
. .
H
g

δ
v.
1m
d
.
1u
u
+
=0,006×56×2,59×
4.4
)14,4(125,76 +×
=8,41
Trong đó: hệ số ảnh hưởng sai số ăn khớp
H
δ
=0,006 (bảng 6.15)
hệ số ảnh hưởng sai lệch bước răng g
o
=56 (bảng 6.16)
Hệ số tải trọng động :
K
Hv
=1+
1
1
. .
2. . .
H m
H H
b d

T K K
α β
υ
b=K
be
.R
e
=0,25.196,87=49,2
⇒
K
Hv
=1+
13,1.1.3,106520.2
125,76.2,49.41,8
=1,13.
⇒
K
H
=1,13×1×1,13=1,28.
Vậy
87,076,1274
××=
H
σ
4,4125,76.2,49.85,0
14,428,13,1065202
2
2
×
+×××

=450,68 Mpa.
13
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI
. KHOA CƠ KHÍ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Mặt khác, ứng suất tiếp xúc cho phép:
[
H
σ
]’=[
H
σ
].Z
v
.Z
R
.K
XH
=472,7.1.0,95.1=449 Mpa.
Trong đó v< 5 m/s
⇒
Z
v
=1; Ra=2,5…1,25
m
µ
; d
a
<700; K
XH
=1.

Ta thấy sự chênh lệch giữa
H
σ
và [
H
σ
]’ không nhiều(0,37%)
⇒
Ta tính lại chiều rộng vành răng:
b=K
be
.R
e
.
[ ]
2








H
H
σ
σ
=0,25×196,87×
2

449
68,450






= 49,6. Chọn b= 50.
d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
1F
δ
=2.T
1
.K
f
.
1
. .
F
Y Y Y
ε β
/(0,85.b.m
tm
.d
m1
)≤ [
1F
δ
]

Ta có tỉ số:
.
2
be
be
K u
K−
=0,603 (đã tính).
Tra bảng 6.21-T
143
-[I] được K
Fβ
=1,25.
Có υ
F
=δ
F
.g
o
.v.
1
1
.
m
u
d
u
+
=0,016.56.2,59.
4,4

)14,4(
.125,76
+
=22,43
Trong đó: δ
F
=0,016(bảng 6.15), g
o
=56(bảng 6.16), do đó
K
Fv
=1+
1
1
. .
2. . .
F m
F F
b d
T K K
α β
υ
=1+
25,113,1065202
125,765043,22
×××
××
=1,32
Do đó: K
F

=K
Fβ
.K
Fα
.K
Fv
=1,25.1.1,32=1,65.
Với răng thẳng Y
β
=1, với ε
α
=1,745, Y
ε
=1/ ε
α
=0,573
Với Z
v1
=Z
1
/cos
β
1
=29/cos12,8=29,74
Z
v2
= Z
2
/cos
β

2
=128/cos77,2=577,75. x
1
=0,33; x
2
=-0,33
Tra bảng 6.18 được Y
F1
=3,54; Y
F2
=3,55.
Thay các giá trị vừa tính được vào ta có:
σ
F1
=2×106520,3×1,65×0,573×1×3,54/(0,85×50×2,625×76,125)
=83,96 Mpa.<[
1F
δ
]
σ
F2
=δ
F1
.Y
2F
/Y
1F
=83,96.3,55/3,54=84,197 Mpa.<[
2F
δ

]
14
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI
. KHOA CƠ KHÍ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Như vậy độ bền uốn được bảo đảm.
e) Kiểm nghiệm về độ bền quá tải.
Với K
qt
=1,4
σ
Hmax
=
σ
H
.K
qt
1/2
=450,68×
4,1
=533,25 Mpa
⇒
σ
Hmax
<[
σ
H
]
max
=980 Mpa.
σ

F1max
=
σ
F1
.K
qt
=83,96×1,4=177,544<[
σ
F1
]
max
=464 Mpa.
σ
F2max
=
σ
F2
.K
qt
=84,197.1,4=177,872<[
σ
F2
]
max
=280 Mpa.
⇒
Răng thỏa mãn điều kiện về quá tải
Kết luận:
Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn:
• Chiều dài côn ngoài : Re=196,87 mm

Modun vòng ngoài: m
te
=3 mm
• Chiều rộng vành răng : b
w
=50 mm
• Tỉ số truyền: u
1
=4,4
• Góc nghiêng răng : β=0
• Số răng bánh răng : z
1
=29, z
2
=128.
• Hệ số dịch chỉnh chiều cao x
1
=0,33; x
2
=-0,33.
Ngoài ra còn các thông số khác:
 Đường kính chia ngoài :
d
e1
=87 mm; d
e2
=384 mm
 Góc côn chia : δ
1
=12,8

0
;δ
2
=77,2
0
 Chiều cao răng ngoài:
h
e
=2.h
te
.m
te
+0,2.m
te
=6,6 mm (trong đó h
te
=cos
m
β
=1)
 Chiều cao đầu răng ngoài
h
ae1
=(h
te
+x
1n
.cos
m
β

).m=3,99 mm; h
ae2
=2.h
te
.m
te
-h
1ae
=2,01 mm
 Chiều cao chân răng ngoài:
h
fe1
=h
e
-h
ae1
=2,61 mm; h
fe2
=h
e
-h
ae2
=4,59 mm
 Đường kính đỉnh răng ngoài :
d
ae1
=d
e1
+2.h
ae1

.cos δ
1
=94,78 mm; d
ae2
=d
2e
+2.h
2ae
.cos(
2
δ
)=393,18 mm
Tính bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng .
Số liệu: Công suất trên trục P
2
=6,9 kW
15
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI
. KHOA CƠ KHÍ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Số vòng quay: n
2
=147,93 v/ph
Tỉ số truyền : u
2
=3,72
Momen : T
2
=445447,17 N.mm
1.Chọn vật liệu
Theo bảng 6.1-T92-[I]

Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB
I
= 241…285 có
1
b
σ
=850 Mpa;
1
ch
σ
=580 Mpa.
Bánh lớn: thép 50 thường hóa đạt độ rắn HB
II
= 179…228 có
1
b
σ
=640 Mpa;
1
ch
σ
=350 Mpa.
2. Xác định ứng suất cho phép.
Theo bảng 6.2-T94-[I]
1
lim
o
H
σ
=2HB+70; S

H
=1,1.
1
lim
o
F
σ
=1,8HB; S
F
=1,75.
Chọn độ rắn bánh nhỏ HB
1
=195, độ rắn bánh lớn HB
2
=180, khi đó
•
1
lim
o
H
σ
=2HB
1
+70=2×245+70=560 Mpa.
1
lim
o
F
σ
=1,8HB

1
=1,8×245=441 Mpa.
•
2
lim
o
H
σ
=2HB
2
+70=2×225+70=520 Mpa.
2
lim
o
F
σ
=1,8HB
2
=1,8×225=405 Mpa.
Theo công thức: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở:
N
HO
=30.
4,2
HB
do đó:
N
HO1
=30.245
2,4

=16,26×10
6
;
N
HO2
=30.225
2,4
=13,25.10
6
Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương(đối với thép)
N
HE
=60.C.
3
ax
. . .
i i
i
m ck
T t
n t
T t
 
 
 ÷
 ÷
 ÷
 
 
∑ ∑

Ta có : N
HE1
=60×147,93×17000×(1
3
×
8
5,3
+0,85
3
×
8
15,4
)=114,08×10
6
>N
HO1
.
16
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI
. KHOA CƠ KHÍ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Do đó K
HL1
=1.
N
HE2
=60×39,77×17000×(1
3
×
)
8

15,4
85,0
8
5,3
3
×+
=30,67×10
6
>N
HO2
.
⇒
K
HL2
=1
Như vậy. [
H
σ
]=
0
lim
.
HL
H
H
K
S
σ
[
H

σ
]
1
=560.
1
1,1
=509,1 Mpa.
[
H
σ
]
2
=520.
1,1
1
=472,73 Mpa.
Để tính bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng ta lấy [
HH
σσ
[]
=
]
2
=472,73 Mpa
Mặt khác N
FE
=60.C.(
6
ax
. . .

i i
i
m ck
T t
n t
T t
 
 
 ÷
 ÷
 ÷
 
 
∑ ∑
Vậy: N
FE1
=60.147,93.17000.(1
6
.
8
5,3
+0,85
6
.
8
15,4
)
=95,53.10
6
>N

1FO
=4.10
6
⇒
K
1FL
=1
Tương tự N
FE2
=N
FE1
/u=
72,3
10.53,95
6
=25,68.10
6
>N
2FO
=4.10
6
⇒
K
2FL
=1
Bộ truyền quay 1 chiều K
FC
=1 ta được
[
F

σ
]=
0
lim
. .
FC
F FL
F
K
K
S
σ
⇒
[
1F
σ
]=441.1.1/1,75=252 Mpa
[
2F
σ
]=405.1.1/1,75=231,43 Mpa
Ứng suất quá tải cho phép:
[
H
σ
]
max
=2,8.
2ch
σ

=2,8.350=980 Mpa.
[
1F
σ
]
max
=0,8.
1ch
σ
=0,8.580=464 Mpa.
[
2F
σ
]
max
=0,8.
2ch
σ
=0,8.350=280 Mpa.
17
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI
. KHOA CƠ KHÍ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
3: Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
- Xác định sơ bộ khoảng cách trục.
a
w1
= K
a
. (u
1

+ 1) .
[ ]
3
1
2
2
1


baH
HB
u
KT
ψσ
+ Theo bảng (6.5) , (6.6) sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tác giả trịnh
chất-lê văn uyển ta chọn K
a
= 49,5
ba
ψ
= 0,4
bd
ψ
= 0,53.
ba
ψ
.(u
1
+ 1) = 0,53.0,4.(3 + 1) = 0,848
+ Theo bảng (6.7) ta chọn hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng

vành răng k
HB
= 1,05
+ Mô men xoắn truyền trên trục bánh chủ động T
1
= 141541,1 (N.mm)
⇒
a
w1
= 49,5.(3 + 1).
3
2
4,0.3.73,472
05,1.1,141541
= 162,64 (mm)
Lấy a
w1
= 164 (mm)
- Xác định các thông số ăn khớp.
+ Xác định môđun.
m = (0,01…0,02). a
w1
=1,64…3,28 (mm)
chọn mô đun pháp theo bảng 6.8 ta có m = 2,5 (mm)
+ Xác định số răng.
Z
1
=
)1.(
.2

1
1
+um
a
w
=
)13.(5,2
164.2
+
= 32,8
Lấy Z
1
= 13 (răng)
Z
2
= Z
1
. u
1
= 33.3 = 99
Lấy Z
2
=99 (răng)
Tỷ số truyền thực tế là u
1
=
33
99
= 3
• Tính lại khoảng cách trục

18
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI
. KHOA CƠ KHÍ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
a
w1
=
2
).(
21
zzm +
=
2
)9933.(5,2 +
=165(mm)
Lấy a
w1
= 165, Góc ăn khớp
Cos
tw
α
=
( )
1
21
.2
cos
w
a
mzz
α

+
=
( )
165.2
20cos.5,2.9933
+
= 0,9397
tw
α
⇒
= 20
0
- Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
H
σ
= Z
M
.Z
H
.Z
ε
.
) (
)1.( 2
2
11
11
ww
H
dub

uKT +
+ Theo bảng (6.5) ta có hệ số kể đến cơ tính của vật liệu Z
M
= 274 (Mpa
1/3
)
+ Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Z
H
=
tw
b
α
β
2sin
cos.2
⇒
Z
H
=
)20.2sin(
1.2
= 1,76
+ Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
ε
Z
=
3
4
α
ε

−
• Hệ số trùng khớp ngang
α
ε
= 1,88 – 3,2.(
21
11
zz
+
) = 1,88 – 3,2.(
99
1
33
1
+
) =1,75
⇒
ε
Z
=
3
75,14 −
= 0,87
+ Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc K
H
=
β
H
K
.

HV
K
.
α
H
K
19
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI
. KHOA CƠ KHÍ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
• Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp
α
H
K
= 1
• K
HV
= 1 +
αβ
ν
HH
wwH
KKT
db
2

1
1
• Đường kính vòng lăn bánh nhỏ d
w1

=
1
.2
1
1
+u
a
w
=
13
165.2
+
= 82,5 (mm)
•
H
ν
=
1
1

u
a
Vg
w
oH
δ
V =
60000

11

nd
w
π
=
60000
5,712.5,82.14,3
= 3,07 (m/s)
Theo bảng (6.13) chọn cấp chính xác là 9
Theo bảng (6.15) , (6.16) chọn
H
δ
= 0,006
g
o
= 73
• Chiều rộng vành răng b
w
=
1
.
wba
a
ψ
= 0,4 . 165 = 66 (mm)
•
⇒
H
ν
= 0,006 . 73.1,75 .
3

165
= 5,68
.
⇒
K
HV
= 1 +
1.05,1.1,141541.2
5,82.66.68,5
=1,104
⇒
K
H
=1,104.1,05.1 = 1,16
⇒
H
σ
= 274.1,76.1,75.
2
5,82.3.66
)13.(16,1.1,141541.2 +
= 833,16 (MPa)
• Tính lại ứng suất cho phép
[ ]
H
σ
=
[ ]
H
σ

.z
v
.z
R
.K
xH
20
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI
. KHOA CƠ KHÍ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Với V = 3,07 (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
z
= 10…
40 (
m
µ
),do đó z
R
= 0,95 ; với d
a
<700 (mm), k
xH
= 1
⇒
[ ]
H
σ
= 833,16.1.0,95.1 = 791,5 (MPa)

Ta có
H
σ
= 791,5 (MPa) <
[ ]
H
σ
= 833,16 (MPa)
⇒
thỏa mãn
- Kiểm nghiệm răng về ứng suất uốn.
1
F
σ
=
mdb
YYYKT
ww
FF

2
1
1
1
βε
+ Hệ số tải trọng khi tính về uốn
FVFFF
KKKK
αβ
=

• Theo bảng (6.7),
β
F
K
= 1,12
• Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp
khi tính về uốn
α
F
K
= 1
K
FV
= 1 +
αβ
ν
FF
wwF
KKT
db
2

1
F
ν
=
1
1

u

a
Vg
w
oF
δ
Theo bảng (6.15) , (6.16) chọn
F
δ
= 0,016
g
o
= 73
⇒
F
ν
= 0,016 . 73.3,07
3
165
= 15,35
K
FV
= 1 +
1.05,1.1,141541.2
5,82.66.35,15
= 1,28
⇒
K
F
= 1,12 . 1 . 1,28 = 1,43
21

TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI
. KHOA CƠ KHÍ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
+ Hệ số trùng khớp răng
ε
Y
=
α
ε
1
=
75,1
1
= 0,57
+ Hệ số nghiêng của răng
β
Y
= 1
+ Số răng tương đương
z
v1
=
β
3
1
cos
Z
=
0cos
33
3

= 33
z
v2
=
β
3
2
cos
Z
=
0cos
99
3
= 99
theo bảng (6.18) ta được Y
F1
= 4,03
Y
F2
= 3,55
• với m = 2,5, Y
s
= 1,08 – 0,0695.ln(2,5) = 1,016.
Y
R
= 1 (bánh răng phay),K
xF
= 1 (d
a
<400 mm)

Do đó
[ ] [ ]
xFsRFF
KYY
11
σσ
=
= 252.1,016.1.1 = 256,03 (MPa)
[ ] [ ]
xFsRFF
KYY
22
σσ
=
= 236,57.1,016.1.1 = 240,36 (MPa)
1F
σ
=
5,2.5,82.66
03,4.1.598,0.43,1.1,141541.2
= 71,67 (MPa) <
[ ]
1F
σ
= 256,03 (MPa)
1
2
12
.
F

F
FF
Y
Y
σσ
=
= 71,67 .
03,4
55,3
= 63,13 (MPa) <
[ ]
2F
σ
= 240,36 (MPa)
- Kiểm nghiệm răng về quá tải.
max1H
σ
=
qtH
K.
σ
với
qt
K
=
T
T
max
=
1

1
.4,1
T
T
= 1,4
⇒
max1H
σ
= 791,5 . 1,4 = 749,58 (MPa) <
[ ]
maxH
σ
= 1108,1 (MPa).
max1F
σ
=
qtF
K.
1
σ
= 71,67 . 1,4 = 100,34(MPa) <
[ ]
max1F
σ
= 464 (MPa)
max2F
σ
=
qtF
K.

2
σ
= 63,13 . 1,4 = 88,38 (MPa) <
[ ]
max2F
σ
= 360 (MPa)
22
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI
. KHOA CƠ KHÍ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
- Các thông số khác của bộ truyền.
+ Đường kính vòng chia
d
1
=
β
cos
.
1
zm
=
0cos
33.5,2
= 82,5 (mm)
d
2
=
β
cos
.

2
zm
=
0cos
99.5,2
= 247,5 (mm)
+ Đường kính đỉnh răng
d
a1
= d
1
+ 2.m.(1 + x
1
-
y
∆
) = 82,5 + 2. 2,5= 87,5 (mm)
d
a2
= d
2
+ 2.m.(1 + x
2
-
y
∆
) = 247,5 + 2. 2,5= 252,5 (mm)
+ Đường kính đáy răng
d
f1

= d
1
– (2,5 – 2.x
1
) . m = 82,5 –2,5 = 80,5 (mm)
d
f2
= d
2
– (2,5 – 2.x
2
) . m = 272,5 – 2,5 = 270 (mm)
+ Đường kính lăn
1
21
112
.
.2
d
ZZ
y
dd
w






+

+=
= 82,5 +
9933
2
+
.82,5 = 83,75 (mm)
2
21
224
.
.2
d
ZZ
y
dd
w






+
+=
= 247,5 +
9933
2
+
.247,5 = 51,25 (mm)
4: Tính toán cấp chậm: Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.

- Xác định sơ bộ khoảng cách trục.
a
w2
= K
a
. (u
2
+ 1) .
[ ]
3
2
2


baH
HB
u
KT
ψσ
+ Mômen xoắn truyền trên trục bánh chủ động
T =
2
2
T
=
2
8,402613
= 201306,9 (Nmm)
+ Theo bảng (6.5) , (6.6) sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tác giả trịnh
chất-lê văn uyển ta chọn K

a
= 43
23
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI
. KHOA CƠ KHÍ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
ba
ψ
= 0,3
bd
ψ
= 0,53.
ba
ψ
.(u
1
+ 1) = 0,53.0,3.(3,2 + 1) = 0,67
+ Theo bảng (6.7) ta chọn hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng k
HB
= 1,07
⇒
a
w2
= 43.(3,2 + 1).
3
2
3,0.2,3.73,472
07,1.9,201306
= 181,13 (mm)
Lấy a

w2
= 186 (mm)
- Xác định các thông số ăn khớp.
+ Xác định môđun.
m = (0,01…0,02). a
w2
=1,86…3,72 (mm)
chọn môđun pháp theo bảng 6.8 ta có m = 2,5 (mm)
+ Xác định số răng.
Chọn sơ bộ
β
= 35
o
Z
1
=
)1.(
cos 2
2
2
+um
a
w
β
=
)12,3.(5,2
35cos.186.2
+
o
= 29,02

Lấy Z
1
= 29 (răng)
Z
2
= Z
1
. u
2
= 29.3,2 = 92,8
Lấy Z
2
=93 (răng)
Tỷ số truyền thực tế là u
2
=
29
93
= 3,207
• Tính lại góc nghiêng
β
của răng.
cos
β
=
2
21
.2
).(
w

a
zzm +
=
186.2
)9329(5,2 +
= 0,819
β
⇒
=
o
35
- Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
24
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI
. KHOA CƠ KHÍ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
H
σ
= Z
M
.Z
H
.Z
ε
.
) (
)1.( 2
2
22
2
ww

H
dub
uKT +
+Theo bảng (6.5) ta có hệ số kể đến cơ tính của vật liệu Z
M
= 274 (Mpa
1/3
)
+ Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Z
H
=
tw
b
α
β
2sin
cos.2
ở đây
b
β
là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
⇒
tg
b
β
= cos
t
α
.tg
β

= cos (23,95).tg(35) = 0,6399
Với
twt
αα
=
= arctg.(
β
α
cos
tg
) = arctg (
35cos
20tg
) =
o
95,23
b
β
⇒
=
o
6,32
⇒
Z
H
=
)95,23.2sin(
)6,32cos(.2
= 1,507
• Hệ số trùng khớp dọc

β
ε
=
m
b
w
.
sin
.
π
β
=
m
a
wba
.
sin

2
π
β
ψ
= 0,3.186.
5,2.14,3
35sin
= 4,077
⇒
Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
ε
Z

=
α
ε
1
=
418,1
1
= 0,839
Trong dó hệ số trùng khớp ngang
α
ε
=














+−
21
11
.2,388,1

zz
. cos
β
=












+−
93
1
29
1
.2,388,1
.0,819 =1,421
+ Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc K
H
=
β
H
K
.

HV
K
.
α
H
K
25