ĐỒ án môn học CHI TIẾT máy TÍNH TOÁN THIẾT kế bộ TRUYỀN ĐAI hộp GIẢM tốc PHÂN đôi cấp NHANH, f= 15000n, v=0,35

Phần 1
TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN VÀ
MOMEN XOẮN TRÊN CÁC TRỤC
I. Chọn động cơ điện
- Yêu cầu kĩ thuật chọn động cơ điện :
Pdc > Pyc
ndc ≈ ndb
1. Xác định công suất động cơ.

p yc = pct .
- Tính η:

β
η

η =ηđai. η3br. η3ol. ηot. ηk = 0,95.0,963.0,993.0,98.1= 0,799
(tra từ bảng 2.3 [TTTKHDĐCK-T1])

Trong đó: ηđai Hiệu suất của bộ truyền đai
ηbr Hiệu suất một cặp bánh răng
ηol Hiệu suất một cặp ổ lăn
ηot Hiệu suất một cặp ổ trượt
ηk Hiệu suất nối trục di động
- Tính β :
2

2

T  4 T  3
1
3

β =  1 ÷ . + 2 ÷ . =
+ 0,842 = 0, 765
2
8
 T1  8  T1  8

- Tính Pct:
Pct =

=>

F .v 15000.0,35
=
= 5, 25 (kW)
1000
1000

Pyc =

5, 25.0, 765
= 5,15 (kW)
0, 779

Đồ án môn học Chi tiết máy

1


2. Xác định sơ bộ số vòng quay của động cơ
ndb = nct.usb

nct =

60000.v 60000.0,35
=
= 17, 6 (vòng/phút)
π .D
π .380

-Chọn tỉ số truyền sơ bộ:
Usb = Uđ.Uh
Uđ = 4: Tỉ số truyền sơ bộ của đai thang.
Uh = 16: Tỉ số truyền bộ truyền bên trong hộp giảm tốc.
Vậy ta có: Usb = 64
ndb = 17,6.64= 1126,4 ≈ 1000
Vậy chọn được động cơ với thơng số:
Thơng số
Giá trị
Đơn vị
Kí hiệu
4A112MB6Y3
Cơng suất
4
kW
Vận tốc vịng
950
v/p
Hệ số cơng suất
0,81
T
TK

= 2, 0 > K = mm =1, 48
Tdn
T1

cosϕ = 0,81

II. Phân phối tỷ số truyền:
1. Phân phối tỉ số truyền của hệ:

U ch =

ndc 950
=
= 54
nct 17,6

Ta có :
Uch = Ungoai.Uh
Chọn trước ungoai= 3,15
=>U h =

U ch
54
=
= 17,14
U ngoai 3,15

Với hộp giảm tốc phân đôi cấp nhanh chọn theo yêu cầu kết cấu và bôi trơn
chọn tỉ số truyền cho các cấp như sau:
Cấp nhanh: U1 = 5,971

Cấp chậm: U2 = 2,497

Đồ án môn học Chi tiết máy

2


2. Xác định vịng quay, cơng suất, momen trên các trục:
a. Số vịng quay: tính từ trục động cơ (v/ph)
ndc 950
=
≈ 302(v / p )
ud 3,15
n
302
n2 = 1 =
≈ 51(v / p )
u1 5.971
n
51
n3 = 2 =
≈ 20(v / p )
u2 2, 497
n1 =

b. Cơng suất : Tính từ trục công tác (kW)
Pct
5, 25
=
= 5,36( kW)

ηk .ηot 1.0,98
P3
5,36
P2 =
=
= 5, 64(kW)
ηr .ηoL 0,96.0,99
P
5, 64
P= 2 2 =
= 5,93(kw)
1
η r .ηol 0,96.0, 99
P 5,93
P 'dc = 1 =
= 6, 24(kw)
ηd 0,95
P3 =

c. Momen xoắn :
Được tính theo cơng thức : T = 9,55.106.P/n (N.mm)
Tct =

9,55.106.Pct 9,55.106.5, 25
=
= 2848721, 6( N .mm)
nct
17, 6

T3 =

9,55.106.P3 9,55.106.5,36
=
= 2559400( N .mm)
n3
20

T2 =

9,55.106.P2 9,55.106.5, 64
=
= 1056117, 64( N .mm)
n2
51

T1 =

9,55.106.P 9,55.106.5,93
1
=
= 187521,52( N .mm)
n1
302
T 'dc =

9,55.106.P 'dc 9,55.106.6, 24
=
= 62728, 42( N .mm)
ndc
950

Đồ án môn học Chi tiết máy

3


Từ thơng số tính tốn ở trên ta có bảng sau
Trục
Động cơ

1

2

3

Cơng tác

Thơng số
Tỷ số truyền u
Cơng suất
P(kW)
Số vịng quay
n ( v \ p)
Momen xoắn
T(Nmm)

3,15

5,971

2,497

6,24

5,93

5,64

5,36

950

301

52

21

5,25
17,6

62728,42 187521,52 1056117,64 2559400 2848721,6

Phần 2-TÍNH TỐN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGỒI
I. Bộ truyền Đai
1. Điều kiện làm việc :
+ Công suất: P1 = P’đc= 6,24 (kw)
+ Số vòng quay trục động cơ: n1 = nđc = 950(vg/ph)
+ Tỷ số Truyền: u = uđ = 4

+ Momen xoắn: T1 = T’dc = 62728,42 (N.mm)
+ Góc nghiêng nối tâm : α = 55o
-

Chọn loại đai phù hợp với khả năng làm việc của bộ truyền ngoài:
Bộ truyền làm việc 2 ca, va đập nhẹ do đó yêu cầu đai có độ bền cao nhưng
cần đảm bảo yêu cầu giá thành và dễ thay thế: Do vậy chọn đai vải cao su

2. Các thông số bộ truyền :
a. Chọn loại đai và tiết diện đai :
- Theo hình 4.1 và bảng 4.13 TTTKHDĐCK-T1 chọn đai loại Б với thông
số:
b = 17mm; h= 10,5mm; A= 138mm;
b. Xác định thông số bộ truyền:

Đồ án môn học Chi tiết máy

4


- Đường kính bánh đai nhỏ:
Theo bảng (TTTKHDĐCK-T1) chọn d1 = 200 (mm)

- Vận tốc đai :
vd =

π .d1.n1 π .200.950
=
= 9,95 (m/s)
60000

60000

- Đường kính bánh đai bị dẫn :
d 2 = u.d1.(1 − ε )

Trong đó ε = 0,02 là hệ số trượt
→ d2 = 4.200.(1 − 0,02) = 784 (mm)
Theo tiêu chuẩn ta chọn : d2 = 800 (mm)
→ Tỉ số truyền thực tế
ut =

d2
800
=
= 4,12
d1.(1 − ε ) 200.(1 − 0, 03)

→ Sai lệch tỉ số truyền
-

4,12 − 4
= 0,03 (thõa mãn)
4

Xác định Khoảng cách trục a và chiều dài L :

+ Khỏang cách trục tra bảng ( 4.14 TTTKHDĐCK-T1) theo U và a sao
cho thỏa mãn điều kiện: 0,55( d1 + d2 ) + h ≤ a ≤ 2( d1 + d2 )
↔ 0,55( 200+800) + 10,5 ≤ a ≤ 2( 200+800)
↔ 560,5 ≤ a ≤ 2000

Chọn a = 950 (mm)
→ chiều dài đai :
π .(d1 + d 2 ) ( d 2 − d1 ) 2
+
2
4.a
π .(200 + 800) (800 − 200) 2
= 2.950 +
+
2
4.950
3565,5(mm)
L = 2.a +

Theo tiêu chuẩn chọn L = 3550mm
Góc ơm của đai :

d 2 − d1
800 − 200
= 180 − 57.
= 1440
a
950
0
= 120

α1 = 180 − 57.
→ α1 > α min

→ Thỏa mãn

+ Xác định số dây đai:
Đồ án môn học Chi tiết máy

5


Z = P1Kđ/([P0].CαClCuCz)
P1= 5,93 kW công suất trên trục bánh đai chủ động.
Kđ = 1,25 hệ số tải động.
[P0] = 1,83kW công suất cho phép ( tra bảng 4.19 TTTKHDĐCK-T1)
Cα = 1-0,0025(180 - α1) = 0,91- hệ số ảnh hưởng góc ơm.
Cl: hệ số ảnh hưởng chiều dài đai: tra bảng ( 4.16 TTTKHDĐCK-T1) với l/l0=1 ta
có Cl = 1
Cu hệ số ảnh hưởng tỉ số truyền tra bảng ( 4.17 TTTKHDĐCK-T1) Cu = 1,14
Cz hệ số ảnh hưởng số dây đai: tra bảng ( 4.18 TTTKHDĐCK-T1) Cz = 1 vì
Z'=

p1 5,93
=
≈ 1,3
[ p ] 4, 45

Z=

5,93.1, 25
= 3,9 dây chọn Z = 4 dây
1,83.0,91.1.1,14.1

Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng trên trục :

F0 = 780P1Kđ/(vCαZ) + Fv với Fv = qmv2 (qm: khối lượng 1m chiều dài đai)
Tra bảng ( 4.22 TTTKHDĐCK-T1) qm = 0,178 kg/m

Fv = 0,178.9,952 = 17,6 ( N )

F0 =

780.5,93.1, 25
= 107, 4
9,95.0,91.4 + 17,6

α 
Fr = 2.F0 .sin  1 ÷ = 2.107, 4.sin 72o = 204,3
 2

Phần 3.TÍNH TỐN TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG
I . Tính tốn bộ truyền Cấp nhanh bộ truyền bánh răng trụ răng
nghiêng:

Các thông số:
Đồ án môn học Chi tiết máy

6


+ Cơng suất: P1 = 5,93 (kW)
+ Số vịng quay: n1 = 301 (v/p)
+ Tỷ số truyền: U1 = 5,971
+ momen xoắn: T1’ = T1/2 = 187521,52/2= 93760,76( N.mm)
1. Chọn vật liệu:

Bánh răng truyền cơng xuất trung bình, làm việc trong điều kiện bôi trơn
tốt chọn vật liệu làm bánh răng theo (theo bảng 6.1 TTTKHDĐCK-T1) chọn:
Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241…285.
σb1 = 850(MPa) σch1 = 580(MPa)
Bánh lớn:để tăng khả năng chạy mòn răng, nên nhiệt luyện bánh lớn có độ rắn mặt
răng thấp hơn bánh nhỏ 10 - 15 HB
Chọn thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192…240
có σb2 = 750 MP và σch2

= 450MPa

2. Xác định ứng suất cho phép
Theo bảng 6.2 với thép 45, tôi cải thiện đạt rắn HB 180…350
o
σ H lim = 2HB + 70

SH = 1,1

o
σ F lim = 1,8HB

SF = 1,75

Trong đó

o
o
σ H lim và σ F lim là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép

ứng với số chu kì cơ sở

SH , SF là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn
Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB1 = 245; độ rắn bánh răng lớn HB2 = 230
o
σ H lim1 = 2HB1 + 70 = 2.245 + 70 = 560MPa

o
σ H lim 2 = 2HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530MPa

o
σ Flim1 = 1,8 . 245 = 441MPa
o
σ Flim 2 = 1,8 . 230 =414 MPa

Đồ án môn học Chi tiết máy

7


Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
NHO = 30 H 2,4
HB
=>

2,4
2,4
7
NHO1 = 30 H HB1 = 30.245 = 1, 63.10

=>

2,4
2,4
7
NHO2 = 30 H HB2 = 30.230 = 1,39.10

Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
 t
NHE = 60. c .∑  i
t
 max

=> NHE2

3


t
 .

 ∑ ti

 t
= 60. c. n 1 .∑ t i .∑  i
t
 max

3


t

 .

 ∑ ti

302

= 60.1. 5,971 .12500.( 13. 0,325 + 0,683.0,425 )
= 17,4. 106
NHE2 > NHO2 . Do đó hệ số tuổi thọ KHL1 = 1
=> NHE1 >NHO2

=> KHL2 = 1

Ứng suất tiếp xúc cho phép
o
σ H lim
Z R Z V K xH K HL
[σH] =
SH

Trong đó ZR: hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc
Zv: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
KxH: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng
Chọn sơ bộ ZR.Zv.KxH = 1
560

=> [σH]1 = 1,1 .1 = 509,1 MPa
530

[σH]2 = 1,1 .1 = 414,82 MPa

Với cấp nhanh sử dụng bánh răng nghiêng
[σΗ ]=

[σΗ1 ]+[σΗ2 ] 509,1 + 414,82
=
= 461,96 <1,25[σH]2 ( thỏa mãn).
2
2

Đồ án môn học Chi tiết máy

8


Với cấp chậm thì dùng bánh răng thẳng
Do đó [σH] = [σH]2 = 414,82 MPa
Theo ( 6.8 )(I)

 t
NFE = 60. c .∑  i
t
 max

6


t
 .

 ∑ ti

302

NFE2 = 60.1. 5,971 .12500.( 16. 0,325 + 0,686.0,425 ) = 14. 106 > NFO
Do đó

KFL1 = 1

Tương tự
=> KFL2 = 1
Theo 6.2
o
σ F lim
YR YS K xF .K FC K FL
[σF] =
SH

Với KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải. Với bộ truyền quay 1 chiều KFC = 1
YR : hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng
YS: hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất
KxF : hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn
Chọn sơ bộ YR.YS.KxF = 1
441.1.1

=> [σF]1 = 1, 75 = 252 MPa
414.1.1

=> [σF]2 = 1, 75 = 236,5 MPa
Ứng suất quá tải cho phép
[σH]max = 2,8. σch2 = 2,8. 450 = 1260 MPa

[σF1]max = 0,8. σch1 = 0,8. 580 = 464 MPa
[σF2]max = 0,8. σch2 = 0,8. 450 = 360 Mpa
3.

Xác định sơ bộ khoảng cách trục

Công thức xác định khoảng cách trục a của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
bằng thép ăn khớp ngoài nh sau: (6.15a)
Đồ án môn học Chi tiết máy

9


aω1 ≥ 43 (u1 + 1)

3

T1 .K Hβ .K Hv

[ σ H ] 2 .u 1 .ψ a

Trong ®ã:

- T1 là mômen xoắn trên trục bánh chủ động (là trục I)
- Ψd = bω/dω1 = 0,5.Ψa.(u1+1) lµ hƯ sè chiỊu rộng bánh răng.
- KH là hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng
vành răng khi tÝnh vỊ tiÕp xóc.
- KHv lµ hƯ sè kĨ ảnh hởng của tải trọng động.
- u1 là tỉ số truyền của cặp bánh răng.
ở đây ta đà có:

- T1 = 187521,52(N.mm), u1 =5,971; ψba = 0,3 vµ [σ] = 315 (MPa)
-Ψbd = 0,53.Ψba.(u+1) = 0,53.0,3.(5,971+1) = 1,108 .Tra B¶ng 6.7 (Trang 98-Tập
1: TTTKCK)) ta xác định đợc KH = 1,18 (bằng phương pháp nội suy)
- Chän s¬ bé KHv = 1.
Thay số vào công thức ta sẽ xác định đợc khoảng cách giữa 2 trục a1:
a1 43.(5,971+1).

3

187521,52.1,18.1
= 249,8 (mm)
461, 96 2.5,971.0,3

VËy ta chän s¬ bé aω1 = 250 (mm).
4. Xác định các thông số ăn khớp
a.Môđun của bánh răng trụ răng thẳng (m) đợc xác đinh nh sau:
m = (0,01 ữ 0,02).a1 = (0,01 ữ 0,02).190 =2,4ữ4,8.
Theo dÃy tiêu chuẩn hoá ta sẽ chọn m = 3 mm.
Chọn sơ bộ:=35o =>cos = 0,819
b. Số răng trên bánh lớn và bánh nhỏ lần lợt là Z1và Z2 ta có :
Z1 =

2.aw cos β 2.250.0,819
=
= 19, 6 Chän Z1 = 19 răng.
m. ( u + 1) 3. ( 5,971 + 1)

⇒ Z2 = U1 Z1 =5,971.19 = 113,45 .Chän Z2 = 114 răng.
114
=6

19
m( Z1 + Z 2 ) 3(19 + 114)
=
= 0, 798
Cosβ =
2.aw
2.250

TØ sè truyÒn thùc: um=

β=37o (thõa mãn β= 30-40o)
m.z

1
-Đường kính chia: d1 = cosβ = 71 (mm)

Đồ án môn học Chi tiết máy

10

d2 =

m.z2
= 428 (mm)
cosβ


-Tính hệ số dịch tâm y và hệ số ky: y =

aw

− 0,5( z1 + z2 ) = 4,9
m

⇒ ky =

1000. y 1000.16,8
=
= 37
zt
(19 + 114)

Tra bảng 6.10a(TTTKDĐCK-T1) ⇒ k x = 8, 4
∆y =

Hệ số giảm đỉnh răng:

k x .zt 8, 4.(19 + 114)
=
= 1,12
1000
1000

xt = y + ∆y = 4,9 + 1,12 = 6, 02

Tổng hệ số dịch chỉnh:

Các hệ số dịch chỉnh bánh 1 và bánh 2:

(z − z ) y 
x1 = 0,5  xt − 2 1  = 1, 26

zt


x2 = xt − x1 = 4, 76

-

Đường kính đáy răng:

d a1 = d1 +

2(1 + x1 − ∆y )
= 83, 6
m

da 2 = d2 +

-đường kính đỉnh răng:

2(1 + x2 − ∆y )
= 502, 6
m

d f 1 = d1 − (2,5 − 2 x1 )m = 83, 07
d f 2 = d 2 − (2,5 2 x2 )m = 524,57

5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Yêu cầu cần phải đảm bảo ®iỊu kiƯn σH ≤ [σH] = 461,96 MPa.
Với σH =

Z M .Z H Z ε
dω 1

2.T1.K H .(U + 1)
;
bω .U

Trong ®ã : - ZM : HƯ sè xÐt ®Õn ¶nh hëng c¬ tÝnh vËt liƯu;
Đồ án mơn học Chi tiết máy

11


- ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc;
- Z : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;
- KH : Hệ số tải trọng khi tÝnh vỊ tiÕp xóc;
- bω : ChiỊu réng vµnh răng.
- d1 : Đờng kính vòng chia của bánh chủ động;
Ta đà biết đợc các thông số nh sau:
- T1 = 187521,52 (N.mm).
bω = ψa . aω = 0,3.250 = 75 mm ;
- u = 5,971 và dω1 = m.Z1/cosβ = 3.19/cos37 = 71,4 (mm).
- ZM = 274 Mpa1/3 v× bánh răng làm thép tra bng (6.5 TTTKHDCK-T1) Theo
công thức 6.35:
tg βb = cosαt/ tg β= cos60,8/tg37 = 0,64
βb = 33o
víi αt = arctg(tgα/cos β) = arctg(tg55/cos37) = 60,8o
-ZH=
- Zε =

2.cos βb
2.cos33
=
= 1, 4
sin 2α t
sin 2.60,80
1
1
=
= 0, 71
εα
1, 41

Ta cã

 1
1 

1 
1
εα =  1,88 − 3, 2  + ÷÷cos β =  1,88 − 3, 2  +
÷÷cos 33 = 1, 41 .

Z1 Z 2  ÷
 19 114  





+ KH – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
KH = KHβ. KHα. KHv
KHβ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều
rộng vành răng, tra bảng 6.7 ⇒ KHβ = 1,28
π.d w1 n 1
- Vận tốc vòng v =
(m/s)
60000
Với dw1 – đường kính vịng lăn bánh nhỏ
n1 – số vòng quay của bánh chủ động
dw1 =
dw 2 =

Đồ án môn học Chi tiết máy

2.a w
2.250
=
= 71,7 (mm)
u t1 + 1 5,971 + 1
2.aw
2.250
=
= 143
ut 2 + 1 3,947

12


v=

π.d w1.n1 π.71,7.301
=
= 1,13 (m/s)
60000
60000

* KHα – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp
Theo bảng 6.13, với răng trụ răng nghiêng, v ≤2,5 (m/s), ta chọn
cấp
chính xác 9.
⇒ KHα = 1,13
* KHv – là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
υ H .b w .d w1
KHv = 1+
Với
2.T1 '.K Hβ .K Hα
υ H = δH. go. v.

aw
u t1

Trong đó:
- v = 1,13 m/s
- go – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng 1 và 2
-Tra bảng 6.16, với m < 3,35, cấp chính xác 9 ⇒ go = 73
-Tra bảng 6.15 với HB2 ≤ 350 ta có δ H = 0,002

⇒ υ H = 0,002.73.1,13.

250
= 1,07
5,971

- KHv – hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp
Tra bảng phụ lục tra bảng ( 6.16 TTTKHDĐCK-T1)

K Hv = 1 +

1,07.72.68,8
= 1,009
2.187521,52.1, 28.1,13

⇒ KH = KHα .KHβ.KHv =1,28.1,13.1,009 = 1,46
⇒ σH

= Z M Z H Zε

2.T1.K H ( ut1 + 1)

(b u

w t1

=274.1,35.0,71.

2
d w1 )

2.187521,52.1, 46.(5,971 + 1)
= 359, 7 (MPa)
72.5,971.68,82

-Tính chính xác [σH]
[σ’H] = [σH].Zv.ZR.KXH = 359,7.1.0,95.1=341,7
+ Tính ZR: Chọn Ra = 2,5..1,25μm ⇒ ZR = 0,95
+ Tính ZV: Lấy ZV = 1
Đồ án mơn học Chi tiết máy

13


+ KxH = 1
⇒

σH < [σ’H]

σ H − [σ' H ] 359, 7 − 341, 7
=
= 5% < 10%
σH
359, 7

⇒ Thỏa mãn điều kiện tiếp xúc

6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Ứng suât uốn sinh ra tại chân răng tính theo cơng thức
2T1 '.K F .Yε .Yβ .YF1
σF1 =

≤ [σF1]
b w .d w1 .m
YF2
σF2 = σF1.
≤ [σF2]
YF1
T’1 = 93760,76 (Nmm)
m = 3,5 (mm)
bw = 75 (mm)
dw1 = 71,7 (mm)
+ Yε – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Yε = 1/εα
Với εα – hệ số trùng khớp ngang.
⇒
εα = 1,41
Yε = 1/1,41 = 0,71
+ Yβ – hệ số kể đến độ nghiêng của răng
Yβ = 1 – β/140 = 1 – 37/140 = 0,74
+ YF1, YF2 – hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào zv1, zv2
zv1 = z1/cos3β = 19/cos373 = 37,3
zv2 = z2/cos3β = 114/cos373 = 223,8
Tra bảng ( 6.18 TTTKHDĐCK-T1)
ta được: YF1 =3,8
YF2 = 3,6
+ KF – hệ số tải trọng khi tính về uốn
KF = KFβ. KFα. KFv
* KFβ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng khi tính về uốn, tra bảng ( 6.7 TTTKHDĐCK-T1) , ứng với sơ đồ
3 ⇒ KFβ = 1,32
* KFα – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, tra bảng ( 6.14 TTTKHDĐCK-T1) , với

cấp chính xác 9, v < 2,5 (m/s)
⇒
KFα = 1,37
* KFv – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi
tính về uốn tra bảng ( phụ lục 2.3 TTTKHDĐCK-T1) :
KFv= 1,04
⇒
KF = 1,32. 1,37. 1,04 = 1,9
Đồ án môn học Chi tiết máy

14


⇒ σF1 =

2T1 '.K F .Yε .Yβ .YF1

=

2.93760,76.1,9.0,71.0,74.3,8
= 47,8
72.68,8.3

b w .d w1 .m
⇒ σF1 = 47,8 (MPa) < [σF1]
Y
3, 6
⇒ σF2 = σF1. F2 = 47,8.
= 45,3 (MPa)
3,8

YF1
Dễ dàng thấy [σF1] > σF1 và [σF2] > σF2
⇒ Thỏa mãn điều kiện uốn

(MPa)

7. Kiểm nghiệm răng về quá tải
+ Hệ số quá tải Kqt = Tmax/T = 2,2
+ σHmax = [σH]. K qt = 461,96. 2, 2 = 685,2< [σH]max = 1260

+ σF1max = σF1. Kqt = 47,8. 2,2 = 105,6 < [σF1]max = 464
+ σF2max = σF2. Kqt =45,3. 2,2 = 99,6< [σF2]max = 360
⇒

Thỏa mãn điều kiện về quá tải

II. TÍNH BỘ TRUYÊN CẤP CHẬM
(Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng)
• Các thơng số:
T2 = 1056117,64(N.mm)
uh

17,14

u2 = u = 5,971 = 2,87
1
Thời gian phục vụ :12500 (h)
Số ca làm việc : 2 ca
Đặc tính làm việc : va đập nhẹ
* Chọn vật liệu:

Tra bảng (6.1 TTTKHDĐCK-T1) chọn:
Bánh nhỏ: thép 45 thường hố đạt độ rắn HB 192…240, có σb1 = 750MPa
σch1 = 450Mpa

chọn HB=225Mpa

Đồ án môn học Chi tiết máy

15


Bánh lớn: thép 45 thường hoá đạt độ rắn HB 170…217, có σb2 = 600 MPa
σch2
− Xác

= 340Mpa chọn HB=210

định ứng suất cho phép :
Theo bảng( 6.2TTTKHDĐCK-T1) đối với thép 45 tôi cải thiện :
giới hạn mỏi tiếp xúc :
0
σ H lim = 2.HB + 70

hệ số an toàn tiếp xúc :
SH = 1,1
giới hạn bền uốn :
0
σ F lim = 1,8( HB)

hệ số an toàn uốn :

SF = 1,75
0
σ H lim1 = 2.225 + 70 = 520 MPa

→ 0
σ F lim1 = 1,8.250 = 405MPa

0
σ H lim 2 = 2.210 + 70 = 490MPa

→ 0
σ F lim 2 = 1,8.210 = 378MPa


Theo CT6.5 ( TTTKHDĐCK-T1) :
Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc :
N H 0 = 30.HB 2,4
→ N H 01 = 30.2252,4 = 1, 33.107

→ N H 02 = 30.2102,4 = 1,12.107

Theo CT6.7 (TTTKHDĐCK-T1) :
Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương :
3

T
N HE = 60.c.∑ ( i ) .ni .ti
Tmax
T
t

n
N HE 2 = 60.c. 1 .∑ ti .( i )3 . i
u1
Tmax ∑ ti

52
.12500.(13.0,325 + 0, 683.0, 425) = 7,16.106
2, 497
→ N HE 2 > N H 02
→ K HL 2 = 1
Suy ra N HE1 > N H 01 do đó K HL1 = 1
= 60.1.

Theo CT6.1a (TTTKHDĐCK-T1) :
0
[σ H ]=σ Hlim .

K HL
SH

Đồ án môn học Chi tiết máy

16


1
= 472( MPa)
1,1
1
→ [σ H ]2 =490.

= 445( MPa)
1,1
→ [σ H ]1 =520.

Với cấp chậm sử dụng bánh răng thẳng :
[σ H ]=[σ H ]2 = 445( MPa)

Theo CT6.8 (TTTKHDĐCK-T1) :
Số thay đổi chu kì ứng suất tương đương :
N FE = 60.c.∑ (

→ N FE 2 = 60.1.
→ N FE2

Ti 6
) .ni .Ti
Tmax

52
.12500.(16.0, 325 + 0, 686.0, 425) = 6, 04.106
2, 497
> N FO = 4.106

do đó : KFL2 = 1
tương tự : KFL1 = 1
Theo CT6.2a (TTTKHDĐCK-T1) với bộ truyền quay 1 chiều KFC = 1,ta được :
0
σ F lim .K FC .K FL
[σ F ]=
SF

405.1.1
→ [σ F ]1 =
= 231, 4( MPa)
1, 75
378.1.1
→ [σ F ]2 =
= 216( MPa)
1, 75

Ứng suất quá tải cho phép :
Theo CT6.13 và CT6.14 (TTTKHDĐCK-T1) :
[σ H ]max = 2,8.σ ch 2 = 2,8.340 = 952( MPa)
[σ F1 ]max = 0,8.σ ch1 = 0,8.450 = 360( MPa)
[σ F2 ]max = 0,8.σ ch 2 = 0,8.340 = 272( MPa)

1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục :
Theo CT6.15a ( TTTKHDĐCK-T1) :
aw2 = K a .(u1 + 1) 3

T1.K H β
[σ H ]2 .u1.ψ ba

Theo bảng ( 6.6 TTTKHDĐCK-T1) chọn : ψ ba = 0,5 (vị trí bánh răng đối
xứng đối với các ổ trong hộp giảm tốc)
Theo bảng 6.5 ( TTTKHDĐCK-T1) với răng thẳng chọn : Ka =49,5
Theo CT6.16 ( TTTKHDĐCK-T1) :

ψ bd = 0,5.ψ ba .(u1 + 1) = 0,5.0,5.(2, 497 + 1) = 0,87425
Đồ án môn học Chi tiết máy

17


Do đó theo bảng 6.7 ( TTTKHDĐCK-T1) dùng nội suy ta tính được:
 K H β = 1,13

(sơ đồ 3)

 K F β = 1, 27

→ aw2 = 49,5.(2, 497 + 1) 3

187521,52.1,13
= 153 (mm)
495, 42.2, 497.0,5

Vậy ta chọn aw2=153 (mm)
2. Xác định các thông số ăn khớp :
Theo CT6.17 (TTTKHDĐCK-T1) :

m = (0, 01 ÷ 0, 02).aw2 = (0, 01 ÷ 0, 02).153 = 1,53 ÷ 3, 06 (mm)

Theo bảng 6.8 (TTTKHDĐCK-T1)
chọn môđun pháp : m = 3 (mm)
Theo CT6.31 (TTTKHDĐCK-T1):
Số răng bánh nhỏ :
z1 =

2.aw2
2.153

=
= 29,1
m.(u2 + 1) 3.(2, 497 + 1)

lấy z1 = 30
Số răng bánh lớn :
z2 = u1.z1 = 2,497.30 =74,91
lấy z2 = 75
→ Tỉ số truyền thực :
um =

z2 75
=
= 2,5
z1 30

Do đó khơng cần dịch chỉnh
Theo CT6.27 ( TTTKHDĐCK-T1) : góc ăn khớp :
z .m.cosα (30 + 75).3.cos200
cosα tw = t
=
= 0,96
2.aw2
2.153
⇒ α tw = 14, 7

- Đường kính chia:
mz1
= 90mm
cosβ

d 2 = 225mm
d1 =

- Hệ số dịch tâm y và hệ số ky:
y=

aw
− 0,5( z1 + z2 ) = 1,5
m

Đồ án môn học Chi tiết máy

18


ky =

1000. y
= 14
zt

Theo bảng 6.10a(TTTKDĐCK-T1)
⇒ k x = 1,354
k x .zt
= 0,1427
1000
xt = y + ∆y = 1, 6427
∆y =

Hệ số giảm đỉnh răng:

Tổng hệ số dịch chỉnh:

Các hệ số dịch chỉnh bánh 1 và bánh 2:

(z − z ) y 
x1 = 0,5  xt − 2 1  = 0,5
zt


x2 = xt − x1 = 1,1427

- Đường kính đỉnh răng:
d a1 = d1 + 2(1 + x1 − ∆y )m = 98,1
d a 2 = 233,14

- Đường kính đáy răng:
d f 1 = d1 − (2,5 − 2 x1 )m = 85,5mm
d f 2 = 224,3mm

3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :
Theo CT6.33 ( TTTKHDĐCK-T1) : σ H = Z M .Z H .Zε .

2.T2 .K H .(um + 1)
2
bw .um .d w1

Theo bảng 6.5 ( TTTKHDĐCK-T1): Zm = 274 Mpa1/3
Theo CT6.34 ( TTTKHDĐCK-T1): Z H =

2.cosβ b

2.1
=
= 1, 77
sin(2.α tw )
sin(2.19,9 0 )

Với bánh răng thẳng : theo CT6.36a ( TTTKHDĐCK-T1:
4 − εα
4 − 1,344
=
= 0,94
3
3
1 1
1 1
Với ε α = [1,88-3,2.( z + z )].cosβ = [1,88-3,2.( 22 + 55 )].1 = 1, 67
1
2
Zε =

Đường kính vịng lăn bánh nhỏ :
d w1 =

2.aw2

um + 1

=

2.153

= 87, 7(mm)
2, 489 + 1

Đồ án môn học Chi tiết máy

19


Theo CT6.40 ( TTTKHDĐCK-T1: v =

π .d w1.n1 π .87, 7.52
=
= 0, 24( m / s )
60000
60000

Theo bảng 6.13 ( TTTKHDĐCK-T1: chọn cấp chính xác 9
Do đó theo bảng 6.16 ( TTTKHDĐCK-T1: chọn g0 = 73
Theo CT6.42 ( TTTKHDĐCK-T1: ν H = δ H .g0 .v.

aw2
154
= 0, 006.73.0, 24.
= 0,82
um
2,5

Với δ H = 0, 006 (theo bảng 6.15 ( TTTKHDĐCK-T1)
ν .bw .d w1
1 H β .K H α

H
Do đó K Hv = 1 + 2.T .K

Với bw = ψ ba .aw = 0,5.153 ≈ 77 (mm)
Theo bảng 6.14 (TTTKHDĐCK-T1) với cấp chính xác 9 và v < 2,5 mm :
K H α = 1,13

0,82.77.87, 7
= 1, 01
2.187521,52.1, 04.1,13
→ K H = K H β .K Hv .K Hα = 1,13.1, 01.1,13 = 1, 29
→ K Hv = 1 +

→ σ H = 274.1, 77.0,94.

2.1035807, 7.1, 29.(2,5 + 1)
= 402, 4( Mpa) MPa
77.2,5.87, 7 2

Theo CT6.1 ( TTTKHDĐCK-T1với v = 0,24 m/s ; Zv = 1
với cấp chính xác động học là 9
chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9
khi đó cần gia cơng đạt độ nhám Ra = 1,25 . . . 0,63 µ m
do đó ZR = 1
với da < 700 mm ; KxH = 1
Do đó theo CT6.1 và CT6.1 a ( TTTKHDĐCK-T1:
[σ H ]' = [σ H ].Z v .Z R .K xH = 445.1.1.1 = 445 MPa
→ Thỏa mãn điều kiện bền

σH < [ σH ]

4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :
σ F1 =

2.T1.K F .Yε .Yβ .YF1
bw .d w1.m

Theo bảng 6.7 (TTTKHDĐCK-T1) : K F β = 1, 24
Theo bảng 6.14 (TTTKHDĐCK-T1): với v < 2,5 m/s và cấp chính xác 9 :
K Fα = 1, 37

Đồ án môn học Chi tiết máy

20


aw
153
= 0, 016.73.0, 24.
= 2, 2
u
2,5
Trong đó theo bảng 6.15 (TTTKHDĐCK-T1) : δ F = 0, 016
theo bảng 6.16 (TTTKHDĐCK-T1) : g0 = 73

Theo CT6.47 (TTTKHDĐCK-T1: ν F = δ F .g0 .v.

Do đó theo CT6.46 (TTTKHDĐCK-T1) :
K Fv = 1 +

ν F .bw .d w1

2.T1.K F β .K Fα

= 1+

2, 2.77.153
= 1, 04
2.187521,52.1, 24.1,37

Do đó : K F = K F β .K Fα .K Fv = 1, 24.1,37.1, 04 = 1, 77
1

1

Với : εα = 1, 67 → Yε = ε = 1, 67 = 0, 6
α
Với bánh răng thẳng : β = 0 → Yβ = 1
Số răng tương đương :
zv1 = z1 = 22

zv 2 = z2 = 55

Theo bảng 6.18 (TTTKHDĐCK-T1) dùng nội suy ta được :
YF 1 = 4
YF 2 = 3, 675
Với m = 4 mm → YS = 1, 08 − 0, 0695.ln 4 = 0,98
YR = 1 (bánh răng phay)
K xF = 1 ( d a < 400 mm)

Do đó theo CT6.2 (TTTKHDĐCK-T1) và CT6.2a (TTTKHDĐCK-T1) :
[σ F1 ]' = [σ F1 ].YR .YS .K xF = 231, 4.1.0, 98.1 = 226,8 MPa
[σ F2 ]' = [σ F2 ].YR .YS .K xF = 216.1.0, 98.1 = 211, 7 MPa
Thay các giá trị vừa tính được vào cơng thức trên :
2.1035807, 7.1, 77.0, 6.1.4
= 186, 7 MPa
77.153.4
Y
3, 675
= σ F 1. F 2 = 186, 7.
= 171,5 MPa
YF 1
4

σ F1 =
σF2

σ F1 < [σ F1 ]'

→
'
σ F 2 < [σ F2 ]


→ thỏa mãn điều kiện bền uốn

5. Kiểm nghiệm răng về quá tải :
Tmax
= 1, 48

T
σ H 1max = σ H . K qt = 445 1, 48 = 541, 4 MPa < [σ H ]max = 952 MPa

Theo CT6.48 (TTTKHDĐCK-T1) : với K qt =
Theo CT6.49 (TTTKHDĐCK-T1) :
Đồ án môn học Chi tiết máy

21


σ F1max = σ F1.K qt = 186, 7.1, 48 = 276,3Mpa MPa < [σ F1 ]max = 360 MPa
σ F 2 max = 171,5.1, 48 = 253,8 < [σ F 2 ]max = 272 MPa

→ Thỏa mãn điều kiện quá tải

−

Kiểm tra điều kiện bôi trơn :
d 2c
355
=
= 1,17
d 2 n 303, 2

→ Thỏa mãn điều kiện bơi trơn

PhÇn 4
THIT K TRC
I. Thit k trc
Các thông số :

P1 = 5,93 kW;
P2 =5,64kW;
P3 = 5,36kW;

n1 = 302v/p
n2 = 51v/p
n3 = 20v/p

1. chọn vật liệu
Đối với trục của hộp giảm tốc làm việc trong điều kiện chịu tải trọng trung bình thì
ta chọn vật liệu là thép C45 thường hóa và có các tính chất như sau:
- σb = 600 Mpa ; σch = 340 Mpa
Đồ án môn học Chi tiết máy

22


Với độ cứng là 200HB
ứng suất xoắn cho phép là [ τ] = 15 … 30 Mpa ( lấy giá nhỏ đối với trục vào và giá
trị lớn đối với trục ra của hộp giảm tốc
2. xác định sơ bộ đường kính trục
Theo (10.9), đường kính trục thứ k với k =1…3
d k = 3 Tk / 0,2[τ ]

(1)

-Ta có T1 = 187521,52 (N.mm) ; chọn [τ] = 15 => d1 = 39,7 (mm)
Chọn d1= 40 (mm) => bo1 = 23
Ta có T2/2 = /2 = 256700 (N.mm) ; chọn [τ] = 20 => d2= 50,9
Chọn d2 = 50 (mm) => bo2 = 27

- Ta có T3 = 2559400 (N.mm) ; chọn [τ] = 30 => d3 =75
Chọn d3 = 75 (mm) => bo3 = 37
3. xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
Từ bảng 10.3 ta chọn:
- k1 = 10 mm ; k2 = 10 mm ; k3 = 15 mm ; hn = 20 mm
Ta có chiều dài may ơ, bánh đai ,răng nối trục
- lm12 = lm13 = lm14 = (1,2 … 1,5).d1= (1,2 … 1,5).40 = 48…60
Chọn lm12 = 45 ; lm13= lm14 = 50 mm
- lm22 = lm24 = (1,2 …1,5 ) .d2 = 60…75
Chọn lm22 = l24 = 65 mm
- lm23 = (1,2 … 1,5).d2 = 60…75
Chọn lm23 = 65 mm
- chiều dài may ơ nửa khớp nối
lm33= ( 1,4 … 2,5).d3 =105…187,5
Chọn lm33 = 150 mm
Khoảng cách công xôn (khoảng chìa) để lắp đai vào là :
- lc12 = 0,5. (bo1 + lm12) + k3 + hn = 0,5.( 23 + 45) + 15 + 20 = 69 mm
Chọn lc12 = 69 mm
Khoảng công xôn để nối trục đàn hồi trên trục ra là:
- lc33 = 0,5. (bo3 + lm33) + k3 + hn = 0,5.( 37 + 150 ) +15 +20 = 128,5 mm Chọn lc33 =
128 mm
* Khoảng cách trên các trục là :
* trên trục II
Đồ án môn học Chi tiết máy

23


- l22 = 0,5. (lm22 + bo2 ) + k1 + k2 = 0,5.(65 +27) +10 +10 = 66
Chọn l22 = 66 mm

- l23 = l22 + 0,5.( lm22 + lm23 ) + k1 = 60 + 0,5. ( 65+65) +10 = 141 mm
- l24 = 2l23 – l22 = 2.124 – 60 = 216 mm
- l21 = 2.l23 = 282 mm
* Trục III
- l32 = l23 = 141 mm
- l31 = l21 = 282 mm
- l33 = 2.l32 + lc33 = 2.141 + 128 = 410 mm
* Trục I
- l12 = - lc12 = - 69 mm
- l13 = l22 = 66 mm
- l14 = l24 = 216 mm
Khoảng cách giữa các gối đỡ
- l11 = l21 = l31 = 2.l32 = 2.141 = 282 mm
Kết quả tính tốn được lki trên các trục thứ k từ gối đỡ đến chi tiết quay thứ i như
sau

Trục thứ
I
II
III

Khoảng cách lki
l12 = 69 mm ; l13 = 66 mm
l14 = 216 mm ; l11= 282 mm
l22 = 66 mm ; l23 = 141 mm
l24 =216 mm ; l21 = 282
l32 = 141 mm; l31 = 282 mm
l33 = 410 mm

4. Tính các lực tác dụng lên trục

Tải trọng tác dụng lên trục chủ yếu là các mô men và các lực trong bộ truyền bánh
răng khi ăn khớp
- Lực tác dụng của đai lên trục Fr12 = 204,3 (N)
Vì vậy ta có:
Fy12 = Fr12.cosα = 204,3. cos 550 = 117 (N)
( với α là góc hợp bởi đường nối tâm bánh đai với oy)
Đồ án môn học Chi tiết máy

24


Fx12 = Fr12. sinα = 204,3. sin 550 = 167 (N)
- Lực tác dụng lên khớp nối :
Fk = (0,2 … 0,3). 2T3/ Dt
Với T3 = 2559400 (N.mm) ta chọn Dt = 200 ( theo bảng 16.10[2])
=> Fk = (0,2 … 0,3).2.2559400/200 = 5118 … 7678
Lấy Fk = 6000 (N)
Lực tác dụng khi ăn khớp trong bộ truyền đai được chia làm 3 thành phần
Ft : lực vòng ; Fr : lực hướng tâm ; Fa : lực dọc trục
Trong đó:
Cặp bánh răng nghiêng:
Ft1 = 2T’1/dw1 = 187521,52/71,7=2615 (N)
Fr1 = Ft1.tgαtw / cosβ = 5858 (N)
Fa1 = Ft1.tgβ = 1970 (N)
Cặp bánh răng thằng
Ft3 = 2T2/ dw2 = 24084 (N)
Fr3 = Ft3. tgαtw / cosβ = 7911 (N)
A. Xác định đường kính trục vào của hộp giảm tốc
a. các lực tác dung lên trục và biểu đồ mô men
- lực từ bánh đai tác dụng lên trục:

Fy12 = 192 (N)
Fx12 = 70 (N)
- lực từ bánh răng tác dụng lên trục:
Ft1 = 2615 (N)
Fr1 = 5858 (N)
Fa1 = 1970 (N)
Ta có: Fx13 = Fx14 = Ft1 = 2615 (N)
Fy13 = Fy14 = Fr1 = 5858 (N)
Fz13 = Fz14 = Fa1 = 1970 (N)
Trong mặt phẳng yoz
Chiếu các lực lên trục oy ta được :
Ʃ My = Fy12.l12 + Fy13.l13 + Fy14.l14 – Fy11.l11 + Fz13.r13 – Fz14.r14 = 0
=> Fy11 = (Fy12.l12 + Fy13.l13 + Fy14.l14) / l11 =
Fy11 = ( 192.69 + 5858.66 + 5858.216)/282
Đồ án môn học Chi tiết máy

25