ĐỒ ÁN MÔN HỌC THIẾT KẾ MÁY THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG MÁY NÂNG HÀNG

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình
Sơn
ĐẠI HỌC ĐÀ NẴNG
TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA
KHOA CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN MÔN HỌC
THIẾT KẾ MÁY
Đề tài: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG
MÁY NÂNG HÀNG
Giảng viên hướng dẫn: Trần Đình Sơn
Sinh viên thực hiện: Nguyễn Đức Tín
Lớp: 08CDT2
Nhóm: 36
Đà Nẵng, ngày 5 tháng 4 năm 2012
SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 1
1
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình
Sơn
LỜI NÓI ĐẦU
Đồ án môn học Thiết kế máy là bước kết thúc môn học cùng tên, là
phần kiến thức quan trọng đối với sinh viên khoa cơ khí nói chung và sinh
viên ngành cơ điện tử nói riêng. Đó là kiến thức tổng hợp của các môn học:
Truyền động cơ khí, Thiết kế máy, Vẽ kỹ thuật, Sức bền vật liệu,…
Đề tài của đồ án là Thiết kế hệ thống dẫn động máy nâng hàng, trọng
tải 2 tấn, dùng để nâng hàng hóa, các vật, các chi tiết,…tại các nhà xưởng,
công trình xây dựng, kho hàng…. Đồ án chủ yếu tập trung tính toán hệ
dẫn động cơ cấu nâng.
Qua đồ án sinh viên nắm vững những vấn đề cơ bản trong thiết ké
máy, tính toán thiết kế chi tiết máy theo chỉ tiêu chủ yếu là khả năng làm
việc, thiết kế chi tiết vỏ máy, chọn cấp chính xác, lắp ghép và phương pháp

trình bày bản vẽ, về dung sai lắp ghép và các số liệu tra cứu.
Trong qua trình làm đồ án, do kiến thức về thiết kế máy của em còn
hạn chế nên nội dung cũng như trình bày không tránh khỏi những thiếu
sót. Vì vậy, kính mong các thầy cô và các bạn chỉ dẫn và giúp đỡ thêm để
em hoàn thành tốt đồ án này.
Em xin chân thành cảm ơn sự giúp đỡ của các thầy cô bộ môn và sự
nhiệt tình chỉ dẫn, giải thích của thầy TRẦN ĐÌNH SƠN.
Đà Nẵng, ngày 5 tháng 4 năm 2012
Sinh viên thực hiện
Nguyễn Đức Tín
MSSV: 101222081140
Lớp: 08CDT2
SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 2
1
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình
Sơn
PHẦN MỘT
NHIỆM VỤ THIẾT KẾ
- Số liệu ban đầu:
+ Tải trọng nâng: 2 tấn
+ Chiều cao nâng: 12 m
+ Vận tốc nâng: 12,5 m/phút
- Nội dung các phần thuyết minh:
+ Phân tích yêu cầu kĩ thuật, điều kiện làm việc, nguyên lý làm việc
của máy.
+ Phân tích các phương án thiết kế máy.
+ Chọn phương án thiết kế, lập sơ đồ động học của máy.
+ Thiết kế các bộ phận chính trên máy.
- Các bản vẽ :
+ Sơ đồ động học của máy: 1 A1(A2).

+ Bản vẽ hộp giảm tốc: 1 A0.
SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 3
1
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình
Sơn
PHẦN HAI
PHÂN TÍCH CHỌN PHƯƠNG ÁN
 Máy nâng có thể phân loại như sau:
Phân loại theo nguồn dẫn động: Dẫn động bằng động cơ điện và dẫn
động bằng thuỷ lực
Phân loại theo cơ cấu: Cơ cấu truyền động bằng đai, cơ cấu truyền
động bằng xích.
 Vai trò, chức năng các bộ phận của cơ cấu:
Tời nâng gồm có : Động cơ điện, hộp giảm tốc, tang, cáp nâng, khớp
nối, phanh
- Động cơ điện: Động cơ điện một chiều và động cơ điện xoay chiều.
Động cơ điện xoay chiều được sử dung rộng rải trong công nghiệp, với
sức bền làm việc cao, mô men khởi động lớn. Bên cạnh đó ta có động cơ
điện một chiều: là loại động cơ điện có khả năng điều chỉnh tốc độ trong
phạm vi rộng, khi làm việc bảo đảm khởi động êm, hãm và đảo chiều dễ
dàng, giá thành cao, khi lắp đặt cần thêm bộ chỉnh lưu khá phức tạp. Trên
những ưu khuyết điểm của hai lọai động cơ điện xoay chiều và động cơ
điện một chiều một chiều ta thấy được động cơ điện xoay chiều tuy tính
chất thay đổi tốc độ không bằng động cơ điện một chiều nhưng với tính
thông dụng, bền và kinh tế hơn thì những khuyết điểm của lọai động cơ
này vẫn chấp nhận được.
Vậy ta chọn động cơ xoay chiều.
- Hộp giảm tốc: Có ba loại là bộ truyền bánh răng trụ, bộ truyền bánh
răng nón và bộ truyền bánh vít - trục vít.
Bộ truyền bánh răng trụ được sử dụng để truyền mô men từ các trục

song song với nhau, trong đó hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp được sử
dụng nhiều nhất, chúng được bố trí theo các sơ đồ sau:
SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 4
1
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình
Sơn
Sơ đồ khai triển: loại này đơn giản nhất nhưng có nhược điểm là các
bánh răng bố trí không đối xứng với các ổ, do đó làm tăng sự phân bố
không đều tãi trọng trên chiều dài răng
+ Sơ đồ phân đôi: Công suất được phân đôi ở cấp nhanh hoặc cấp
chậm. Với kết cấu này, cấp chậm chịu tãi lớn hơn, nên có thể chế tạo với
vành răng khá lớn, nhờ vị trí bánh răng đối xứng với các ổ có thể khắp
phục được sự phân bố không đều tãi trọng
+ Sơ đồ đồng trục: Loại này có đặc điểm là đường tâm của trục vào
và trục ra trùng nhau, nhờ đó có thể giảm bớt chiều dài của hộp giãm tốc
và nhiều khi giúp cho việc bố trí cơ câùu gọn hơn
Bộ truyền bánh răng nón được dùng để truyenà mô men và chuyễn
động giữa các trục giao nhau, nhưng chế tạo bánh răng khá phức tạp
Bộ tuyền bánh vít - trục vít dùng để truyền mô men xoắn và chuyễn
động giữa các trục chéo nhau, nhưng chế tạo ren trục vít khá phức tạp
Vậy ta chọn hộp giãm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triễn, để phù hợp
với cơ cấu làm việc và giảm vật liệu chế tạo.
- Tang: Gồm có hai loại là tang đơn và tang kép
+ Tang đơn: quấn được nhiều lớp cáp nhưng lúc làm việc tải trọng
sẽ bị lắc.
+ Tang kép: quấn được một lớp cáp nhưng khi làm việc tãi trọng sẽ
không bị lắc, nâng hạ theo đường thẳng
Vậy ta chọn tang kép được chế tạo bằng gang xám GX 15-32
- Cáp nâng: Lựa chọn dựa trên hệ số an tòan cho phép, và tuổi thọ của
dây cáp. Do đó ta phải chọn cáp cho phù hợp với tải trọng nâng, chịu lực

căng dây lớn.
Có hai lọai cáp có thể sử dụng: cáp bện xuôi và cáp bện chéo.
SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 5
1
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình
Sơn
Dựa trên tính chất của hai loại cáp và cấu tạo của cơ cấu, ta chọn lọai
cáp bện xuôi vì có tính bền trong quá trình làm việc hơn là cáp bện chéo,
đồng thời trong cơ cấu nâng thì một đầu cáp được giữ cố định nên cáp
không bị xoắn hay tở.
- Khớp nối: Co ù nhiều loại, ở đây ta chọn khớp nối trục vòng đàn để
nối giữa truc vào của hộp giảm tốc và trục ra của động cơ, có ưu điễm hơn
các loại khác là chịu được sự rung, do số vòng quay khá lớn và chọn khớp
nối xích con lăn để nối giữa trục ra của hộp giảm tốc với trục của tang, vì
có tính kinh tế hơn các loại khớp khác và để truyền mô men xoắn lớn hơn
- Phanh: Có nhiều loại, ở đây ta chọn phanh áp má điện từ thường
đóng, vì loại này được đấu chung dây cùng với nguồn điện của động cơ.
 Từ sự phân tích nêu trên ta có các phương án sau:
 Phương án I:
Sơ đồ động:
6
5
3
4
8
9
1
2
Chú thích:
1. Khớp nối vòng đàn hồi

2. Phanh điện từ
3. Bánh răng trụ răng thẳng I
4. Bánh răng trụ răng thẳng II
5. Bánh răng trụrăng thẳng III
6. Bánh răng trụ răng thẳng VI
SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 6
1
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình
Sơn
7. Khớp nối xích con lăn
8. Tang
9. Động cơ điện
+ Nguyên tắc hoạt động: Động cơ điện quay, truyền công suất qua
khớp nối vòng đàn hồi đến hộp giảm tốc, nhờ sự ăn khớp của các bánh
răng trụ răng thẳng mà công suất được truyền qua khớp nối xích con lăn
làm tang quay kéo theo hệ ròng rọc làm việc.
+ Ưu điễm: Chế tạo bánh răng dễ dàng, dễ lắp ráp, sữa chữa, và bảo
hành.
+ Nhược điễm: Chế tạo trục phải có độ cứng tốt, không đảm bão
chịu sự phân bố không đều của tãi trọng.
 Phương án II:
Sơ đồ động:
3
6
5
4
1
2
Chú thích:
1. Tang

2. Trục vít
3. Bánh vít
4. Khớp nối vòng đàn hồi
5. Phanh điện từ
6. Động cơ
7. Khớp nối xích con lăn
SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 7
1
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình
Sơn
+ Nguyên tắc hoạt động: Động cơ điện quay, truyền công suất qua
khớp nối vòng đàn hồi đến hộp giảm tốc trục vít - bánh vít nhờ sự ăn
khớp của bánh vít và trục vít truyền đến khớp nối xích con lăn làm tangï
quay kéo theo hệ ròng rọc làm việc.
+ Ưu điểm: Truyền được công suất với tỉ số truyền lớn, tự hãm cũng
tốt
+ Nhược điễm: Chế tạo trục vít rất khó khăn, ren làm trục cần có độ
cứng tốt
 Phương án III:
Sơ đồ động:
1
2
3
4
8
9
Chú thích:
1. Động cơ điện
2. Phanh điện từ
3. Khớp nối vòng đàn hồi

4. Bánh răng côn I
5. Bánh răng côn II
6. Bánh răng côn III
7. Bánh răng côn IIII
8. Khớp nối xích con lăn
9. Tang
SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 8
1
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình
Sơn
+ Nguyên tắc hoạt động: Động cơ điện quay, truyền công suất qua
khớp nối vòng đàn hồi đến hộp giảm tốc Bánh răng côn nhờ sự ăn khớp
của các bánh răng côn truyền mô men đến khớp nối xích con lăn làm
tangï quay kéo theo hệ ròng rọc làm việc.
+ Ưu điễm: Cơ cấc gọn gàng, đãm bão gọn nhẹ cơ cấu
+ Nhược điễm: Chế tạo bánh răng khó khăn, lắp ráp đòi hỏi phải
chính xác
⇒ Với ba phương án và sự phân tích vừa nêu trên, ta chọn phương án
thứ nhất là phù hợp với yêu cầu được đặt ra và phù hợp với điều kiện kinh
tế. Vậy ta chọn phương án 1, với các số liệu ban đầu:
Tải trọng: Q
O
=2000kg =20000 (N).
Bộ phận mang: Q
m
= 500kg = 5000(N.)
Chiều cao nâng: H = 12( m).
Vận tốc nâng: v
n
= 12.5 (m/phut)

Chế độ làm việc trung bình.
SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 9
1
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình
Sơn
PHẦN BA
CHỌN TANG, KHỚP NỐI, ĐỘNG CƠ ĐIỆN
VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
3.1. Chọn tang, khớp nối, động cơ điện:
3.1.1. Hiệu suất của palăng
η
p
=
max
S
S
o
=
max
Sam
Q
Q
0
= Q +Q
m

m=2 :số nhánh dây quấn lên tang
Q
0
: tải trọng nâng Q

0
= 25000 N.
λ : hiệu suất ròng rọc: λ = 0,98 (với điều kiện ròng rọc đặt trên ổlăn
bôi trơn tốt).
a =2: Bội suất palăng.
t = 0 : Số ròng rọc đổi hướng.
S
max
=
ta
m
Q
λλ
λ
)1(
)1(
−
−
=6313 (N).
⇒ η
p
= = 0,99
3.1.2. Cáp nâng:
Kích thước cáp được chọn dựa vào lực kéo đứt (S
đ
)
S
đ
= S
max

. K =6313*5.5 = 34721 (N)
K=5: Hệ số an toàn
S
max :
Lực căng lớn nhất trong dây cáp
Ta chọn cáp K - P6x19 =114 (ΓOCT 2688 – 69) có giới hạn bền các sợi
thép là σ
b
= 1600 N/mmm
2
.
3.1.3. Tang:
SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 10
1
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình
Sơn
3.1.3.1. Đường kính tang:
D
t
≥ d
c
(e-1) = 8 (25-1 )=192 (mm)
Dt : đường kính tang đến đáy rãnh cắt (mm).
Dc: đường kính dây cáp quấn lên tang (mm).
e: hệ số thực nghiệm.
⇒ D
t
=D
r
=250 mm

3.1.3.2. Chiều dài tang
Chiều dài toàn bộ tang được xác định theo công thức:
L
’
=L'o

+2L
1
+2L
2
+L
3

L
1
: chiều dài thanh tang
L
2
: chiều dài phần chừa ra để quấn cáp
L2 L2
L1 L1
L'o L'o
L3

L
3
: Chiều dài phần phân cách giữa hai bên.
Chiều dài một nhánh cáp quấn lên tang:
SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 11
1

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình
Sơn
l = H.a = 12*2 =24 (m)
H = 12, chiều cao nâng danh nghĩa
a =2, bội suất palăng
Số vòng cáp quấn lên một nhánh:
Z =
)(
c
d
t
D
l
+
π
+ Z
o
= 29.6 (vòng)
Z
o
=2, Số vòng cáp dự trữ không làm việc.
Lo’ = 2* Z*t = 520 (mm).
t ≥ 1.1, ta có d
c
= 1.1*8. =8.8 (mm)
⇒ Lo’= 2*29.6*8.8=520(mm)
L
2
=73.6 (mm)
2L

1
=3*t 3*8.8 =26.4(mm)
L
3
=L
4
–2*hmin

tgα =150-260*0.07 = 66
tgα = tg(4
o
) =0.07
h
min
= 260, là khoảng cách tối đa cho phép giữa ròng rọc và tang.
Vậy:
L’ = 520+73.6 +26.4 +66 = 668 (mm)
3.1.3.3 Kiểm tra sức bền tang theo công thức:
σ
n
=
t
SK
.
max

δ
ϕ
≤ [σ
n

]
SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 12
1
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình
Sơn
Bề dày tang δ =0.02 D
t
+ (6… 10) = 15(mm).
t = 8.8 : bước cáp
ϕ: hệ số giản ứng suất ϕ = 1.08 : đối với tang bằng gang.
K= 1: hệ số phụ thuộc số lớp cáp cuốn lên tang.
[σ
n
] = 565 N/mm
2

Tang bằng gang có σ
bn
= 565 N/mm
2
⇒ [σ
n
] =
5
565
= 113 N/mm
2
σ
n
= 51.6N/mm

2
⇒ σ
n
≤ [σ
n
] Vậy đủ bền.
3.1.4 Chọn khớp nối trục vòng đàn hồi :
3.1.4.1 Khi mở máy:
M
max
=2.2 M
dn
M
dn
=
960
9550
M
max
=
960
7*9550*2.2
= 153 (Nm).
3.1.4.2 An toàn khi nâng vật:
M
max’
= M
max
*K
1

*K
2
K
1
= 1.3 ( hệ số an toàn)
K
2
= 1.2 ( hệ số an toàn)
⇒ M
max
=153*1.3*1.2 =238 (Nm).
SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 13
1
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình
Sơn
Vậy ta chọn khớp nối theo tiêu chuẩn, với số liệu sau:
Điều kiện bền dập của khớp vòng đàn hồi:
σ
d
=
23
max
2
LDZD
KM
o
[{σ
d
} = (2 4) MPA
Với: K=1.2, hệ xố điều kiện làm việc

⇒ σ
d
= 0.53 (MPA) [{σ
d
}. vậy đủ bền
Điều kiện làm việc của chốt:
σ
u
=
ZD
LKM
o
3
3
max
1.0
[ {σ
u
} = 60 80 (MPA).
K
1
= 1.2
l
o
=
2
21
LL +
=
75

2
6664
=
+

L
2
= 2 *L
6
= 66
L
1
= L
2
–B = 66-2 = 64
⇒ Vậy σ
u
= 18 [ {σ
u
} Vậy đủ bền
3.1.5 Khớp xích con lăn:
3.1.5.1 Mômen do vật gây ra trên tang:
M
t
=
)(754.1826
2
*2
max
Nm

DS
o
=
S
max
= 6313 (N), lực căng trên nhánh dây nâng vật
SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 14
1
M(nm) d D L D
0
B d
c
l
6
M D
3
L
8
GD
2
n
max
240 24 140 165 100 2 14 33 27 28 0.55 4000
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình
Sơn
D
o
= D
t
+D

c
= 250 + 8 = 258 (mm).
3.1.5.2 An toàn khi nâng vật:
M
t
’= M
t
*K
1
*K
2
= 2539 (Nm).
K
1
=1.3 hệ số an toàn
K
2
= 1.2 là hệ số an toàn
Vậy ta chọn khớp nối xích con lăn theo bảng sau:
M n
max
d L D khe
hở
lắp
nghép
c
d
c
khoảng
cách

giữa
hai má
t Z Q(KN) GD
2
300
0
700 90 270 280 2 52 31 50.8 1
2
160 8.9
3.1.5.2 Kiểm nghiệm theo hệ số an toàn:
S =
Ft
Q
)5.1 2.1(
≥ {S}
Q: tải trọng phá hỏng
F
t
: lực vòng
Ft =
=
03
'
**2
Dn
Mk
t
)(5173
3.196
2539000*2.0*2

N=
SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 15
1
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình
Sơn
D
o
=
z
t
/180sin((
=196.3(mm) .
k=0.2
M
t
’ = 2539 (Nm)
{S} = 7, hệ số an toàn
n
3
= 30.88 (vong /phut)
⇒ S = 20.6 > {S} Vậy đủ bền.
3.1.6 Chọn động cơ điện:
+ Công thức tĩnh khi nâng vật :
N
lv
=
.1000.60
.
0
n

vQ
=
.1000.60
5.12*2500
= 5.2(KW)
+ Công suất tương đương:
N
td
=
)2.0(*)*3.0()2.0(*)5.0*()6.0(*
222
tNtNtN
lvlvlv
++
=
018.005.06.0 ++
lv
N
= 4.25 (KW)
+ Hiệu suất của bộ truyền :
η = η
p
. η
t
. η
0l
4
.η
K
.ηη

mscn
.η
mscc
=0.776
η
p
= 0.99 : hiệu suất palăng
η
t
= 0.96 : hiệu suất tang
η0l = 0.99 : hiệu suất ổ lăn
ηk = 0.99 : hiệu suất khớp
SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 16
1
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình
Sơn
η mscn = 0.96 : hiệu suất bộ truyền cấp nhanh
ηmscc = 0.98 : hiệu suất bộ truyền cấp chậm
+ Công suất cần thiết trên trục động cơ:
N
ct
=
776.0
25.4
= 5.48 (kw)
Chọn động cơ điện xoay chiều ba pha, số hiệu 4A1326Y3
+ Công suất: p = 5.5 ( KW)
+ Tốc độ danh nghĩa: n = 960 (vòng/ phút)
+ Hệ số quá tải :
min

max
M
M
=2.2
3.2 Phân phối Tỷ số truyền chung:
3.2.1 Tỷ số truyền chung
Tỷ số truyền chung từ trục động cơ đến trục tang:
i
0
=
t
n
n
ñc
= 960/30.8 = 31.1
n
t
là

Số vòng quay của tang để đảm bảo vận tốc nâng cho trước
n
t
=
)(
.
c
d
t
D
a

n
v
+
π
= 30.8 (vòng/phút)
Theo ( 3.12)-[1], ta có: u
b r 1
= 0.7332 u
0.6438
= 6.7
⇒ Tỷ số truyền cấp thứ hai là : u
b r 2
= 31.1/6.7 =
4.64
SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 17
1
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình
Sơn
Vậy:
+ Tỷ số tuyền bánh răng cấp nhanh u
1
=6.7.
+ Tỷ số truyền bánh răng cấp chậm u
2
=4.46
+ Tỷ số truyền chung la : u
o
= 31.1.
3.2.2 Số vòng quay trên mỗi trục:
+ nI = nD C = 960 (vòng / phút).

+ nII = nI/ u 1 = 143.28 (vòng / phút).
+ nIII = n2 /u2 = 30.88 (vòng / phút).
Từ đó ta có :
BẢNG PHÂN BỐ TỈ SỐ TRUYỀN
Trục
Thông số
I II III
Số vòng quay
(vòng/phút)
960 143.8 30.88
Tỉ số truyền 6.7 4.64
Công suất trên
trục(KW)
4.98
4.65
4.42
Mô men xoắn
T(Nmm)
48645 309935 1366936
PHẦN BỐN
TÍNH TOÁN TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG
4.1 Chọn vật liệu:
Ta chọn vật liệu cặp bánh răng này vật liệu như nhau, bảng ( 6-1)-[1].
SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 18
1
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình
Sơn
+ Bánh răng nhỏ thép 45, tôi cải thiện có độ rắn HB
1
= 241 285

có δ
b1
= 850 Mpa; δ
ch1
= 850 Mpa.
+ Bánh lớn thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB
2
= 192…240 có
2b
δ
= 730 Mpa;
2ch
δ
= 430 Mpa
4.2 Ứng suất cho phép:
4.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép
HB = 180 350.
0
limH
δ
= 2 HB + 70 ; S z = 1.1 : hệ số an toàn
δ
Flim
= 1.8HB ; S
F
= 1.75 :hệ số an toàn
Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB
1
= 245
Chọn độ rắn bánh răng lớn û HB

2
= 230
khi đó :
δH lim1 = 2HB1 +70 =560 MPA
δFlim1 = 1.8HB2 =441 MPA
δH lìm2 = 414 MPA
δ Flim2 =470 MPA
+ Hệ số tuổi thọ
K
HL
=
H
m
HE
HO
N
N
Với HB ≤ 350 ⇒ m
H
= 6 (m
H
:

bậc của đường cong mỏi).
+ N
HO
: số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
N
HO
= 30

4,2
HB
= 30* 230
2.4
=

1.4 10
7
Thời gian làm việc tính bằng giờ
T
Σ
=21*365*A**K
n
*K
ng
Trong đó
A = 10 năm
Kn = 0.5 : hệ số tuổi thọ
Kng = 0.67 : hệ số sử dụng theo ngày
⇒ TΣ = 29346 (giờ)
SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 19
1
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình
Sơn
+ Theo (6-7)-[1], ta có :
N
HE
=60*c*Σ(T
i
/T

max
)
3
*n
i
*t
i
C = 1, Cặp bánh răng ăn khớp
n
i
: Vận tốc làm việc của trục thứ i
t
i
: Thời gian làm việc trong một chu kỳ
T
i
: Mômen xoắn thứ i trong một chu kỳ
T
max
: Mômen lớn nhất trong một chu kỳ
Vậy:
N
HE
= 60*1*143.28*29346(1
2
*0.6+0.5
3
*0.2+0.3
3
*0.2) =15.9 10

7
N
HE1
> N
HO1
⇒ ta chọn N
HE 1
=1
Tương tự ta có: N
HE2
>N
HO2
⇒ K
HL2
= 1
Như vậy theo (6- 2)[1], ta xác địng sơ bộ
{δ
H
} = δ
Hlim
. K
HL
/S
H
+{δH1} = 560/1.1 = 509 (Mpa)
+ {δH2} = 470/1.1 = 445 (MPa)
Vì đây là cặp bánh răng trụ răng thẳng nên ứng suất tiếp xúc cho phép
là: {δ
H
} = min({δ

H1
} ; {δ
H2
}) = 445 MPa
4.2.2 Ứng suất uốn khi quá tải
δ
f
=δ
Flim
.K
HL
.K
FC
/S
F
Theo (6-7)-[1], ta có:
N
FE
= 60 . C .
F
m
i
T
T
∑









max
.n
i
. t
i
Trong đó: ni : Vận tốc làm việc của trục thứ i
ti : Thời gian làm việc trong một chu kỳ
Ti: Mômen xoắn thứ i trong một chu kỳ
Tmax: Mômen lớn nhất trong một chu ky
m
F
= 6
⇒ N
FÉ1
= 60*1*29346*143.28(1
6
*0.6+0.5
6
*0.2+0.3
6
*0.2) =15.9 10
7
với N
FE1
> N
Feo
; ta chọn K

FL1
= 1
Tương tự ta có : N
FE2
> N
FEo
ta chọn K
FL2
= 1
SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 20
1
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình
Sơn
Theo (6-2a) –[1], Với bộ truyền quay hai chiều chọn K
FC
= 0.8
Vậy với các số liệu như trên ta tính được :
{δ
F1
} = 201.6 MPa
{δ
F2
} = 189.1 MPa
Ứng suất uốn khi quá tải
[ ]
maxH
δ
= 2,8 .
2ch
δ

= 2,8 . 450 = 1260 Mpa
[ ]
1maxF
δ
= 0,8 .
1ch
δ
= 0,8 . 580 = 464 Mpa
[ ]
2maxF
δ
= 0,8 .
2ch
δ
= 0,8 . 450 = 360 Mpa
4.3 Xác định những thông số cơ bản của bộ truyền
4.3.1 Tính toán bộ tryền bánh răng cấp nhanh
4.3.1.1 Khoảng cách trục:
a
w
= k*a*(u
1
+1)
3
[ ]
baH
H
u
KT
ψδ

β
.
2
1

K
a
= 49.5: Hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng trụrăng thẳng
(thép – thép).
T1 = 48645 N.mm
[δH] = 481,81 Mpa
Tỉ số truyền u = 6.7
ba
ψ
= 0,3 (răng thẳng không đối xứng), (bảng 6-6)-[1].
KH
β
:hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng
bd
ψ
= 0,5.
ba
ψ
(u+1) = 1.223
với
bd
ψ
= 1.223 ⇒ tra bảng ( 6.7 )-[1], sơ đồ 5 ⇒ K
H
β

= 1,2
a
w
= 49.5*(6.7+1)


3
2
3.0*7.6445
2.1*48645
= 201 (mm)
4.3.1.2 Xác định cáa thông số ăn khớp:
Mô đun m = (0,01…0,12)a
w
= 2.01…4.02
chọn m = 3
Số răng Z
1
=
)1(
.2
+um
a
w
=
4.17
6.7*3
201*2
=

SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 21
1
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình
Sơn
⇒ chọn Z
1
= 17
Z
2
= u.Z
1
= 6.7*17 = 113.9
⇒ chọn Z
2
=114
∗ Tính lại khoảng cách trục:
a
w
=
2
)(
21
ZZm +
=
)(5.196
2
)17114(*3
mm=
+
∗ Xác định hệ số dịch chỉnh :

y =
0(5.0
)21
=+− ZZ
m
a
w
Vậy đây là cặp bánh răng không dịch chỉnh ⇒ K
y
= 0, x
t
=0
+ Góc ăn khớp
cos
tw
α
=
w
a
ZZ
.2
21
+
m.cos
tw
α
⇒ cos
tw
α
= 0.93969;

tw
α
=20
0
+ Tính lại tỷ số truyền thực:
u
1
= 114/17 =6.7
4.3.1.3 Kiểm ngiệm răng về độ bền tiếp xúc
Dùng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng thoả mản điều kiện
tiếp xúc
theo (6-33)-[1]

H
δ
= Z
M
Z
H
Z
ε
1
2
1

)1( 2
w
w
H
dUb

uKT +

≤

[ ]
H
δ
Với :
Z
M
= 274 MPa
1/ 3
(bánh răng thẳng vật liệu thép_thép)
ZM : hệ số tính đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
ZH =
α
β
2sin
cos.2
=
5,50sin
2
= 1.763
Z
ε
: hệ số tính đến sự trùng khớp của răng thẳng
β
=0
α
ε

=[1,88-3,2
)
14
1
17
1
( +
cos
β
α
] = 1.66
SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 22
1
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình
Sơn
⇒ Z
ε
=
766.0
66.1
11
==
α
ε
Đường kính vòng lăn bánh răng :
d
w1
=
1
2

+u
a
w
=
)(51
167.6
5.196*2
mm=
+
Bề rộng răng:
b
w
=
ba
ϕ
x a
w
= 58.95
K
H
: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc.
K
H
= K
β
H
xK
α
H
K

HV
K
H
α

= 1 (bánh răng thẳng)
K
H
β

=1.2
V =
60000
14.3
11
xnxd
w
= 2.56 ( m/s)
n
1
= 960
d
w1
= 51 ( mm )
Theo bảng (6_13_)dùng cấp chính xác 8
+ Tra bảng( 6.16)-[1]
⇒
g
o
= 56

+ Tra bảng (6.15)-[1] với HB
≤
350
⇒
H
δ
= 0.006

H
γ
=
H
δ
.g
o
.v.
u
a
w
= 0,006.56.2.56
7.6
5.196
= 4
K
HV
: Hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp
K
HV
= 1+
αβ

γ
HH
wwH
xKxKxT
xdxb
1
1
2
= 1+
11.1
09.1*2.1*48645*2
51*95.58*66.4
=
⇒
K=1.2*1.09*1.11=1.45

H
δ
=Z
M
xZ
H
xZ
ε
1
2
1
)1(2
w
w

H
xuxdb
uxKxT +
= 274.1,0.776
2
51*7.6*3.0*5.196
45.1*)17.6(*48645*2 +

= 386 (MPa)
⇒

H
δ
= 381 Mpa
SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 23
1
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình
Sơn
Nhận xét: Vì chênh lệch δ
H
và S
H
quá lớn nên ta giảm chiều rộng
của bánh răng xuống : b
w
=φ
ba
. a
w
.

2
)
}{
(
H
H
δ
δ
=0.3*196.5*
2
)
445
386
(
=44.35 (mm)
Ta chọn chiều rộng của bánh răng là b
w
=45(mm)
4.3.1.4 Kiểm ngiệm răng về độ bền uốn
Để đảm bảo điều kiện uốn cho răng ứng suất sinh ra tại chân răng
không vượt quá một giới hạn cho phép

1F
δ
=
xmxdb
xYxYxYxKT
ww
FF
1

11
.2
βε
≤

[ ]
1F
δ
2F
δ
=
1
21
F
FF
Y
xY
δ
≤

[ ]
2F
δ

Trong đó:
+ Y
ε
: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
+ Y
ε

=
α
ε
1
= (1/1.66) = 0.6
+ Y
F1,
Y
F2
: hệ số dạng răng của bánh 1 và 2
+ Z
V1
= Z
1
= 17 ; Z
V2
= Z
2
= 114 và hệ số dịch chỉnh x
Tra bảng (6.18)-[1]
⇒
Y
F1
= 4.22 và Y
F2
= 2.
Y
β
=1 bánh răng thẳng

Y
r
=1 bánh răng phay
+ K
F
= K
β
F
xK
α
F
xK
FV
với
bd
ψ
=0.72 Tra bảng( 6.7)-[1], Sơ đồ 5
⇒
k
F B
= 1.41
Tra bảng(6.15)-[1], δ
F
= 0.016
Tra bảng(6.16)-[1], g
o
=56

u
a

xvxxg
w
FF 0
δγ
=⇒
= 0,016.56.2.56
7.6
5.196
=12.

αβ
γ
FF
wwF
FV
xKxKxT
xdxb
K
1
1
2
1+=⇒
=1+
27.1*41.1*48645*2
51*45*42.12
=1.164
Vậy
⇒
K
F

= 1.164*1.41*1.27 = 2.08
SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 24
1
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình
Sơn

xmxdb
xYxYxYxKxT
ww
FF
F
1
11
1
2
βε
δ
=
=
3*51*45
26.4*1*6.0*084.2*48645*2
=75.25(Mpa)

1
21
2
F
FF
F
Y

xY
δ
δ
=
=
6.63
26.4
27.75*6.3
=
(Mpa)

1F
δ
⇒
<
[ ]
1F
δ
= 201.6 (Mpa) va ø δ
F 2
< {δ
F
}
2
= 189.1 (Mpa)
{δ
F
}
1
= {δ

F1
}*Y
r
*Y
s
* K
xF
= 201.6*1*1*1 = 201.6 (MPa)
{δ
F
}
2
= {δ
F2
}*Y
r
*Y
s
* K
xF
= 189.1*1*1*1 = 189.1 (MPa)
K
xF
= 1 ( do d
a
<400 mm).
Y
r
= 1 bánh răng phay
Y

s
= 1.08 – 0.06*ln3 = 1
{δ
F1
} = 201.6 (MPa) : ứng suất uốn cho phép
{δ
F2
} = 189.1 (MPa ) : ứng suất uốn cho phep
Như vậy cặp bánh răng cấp chậm đảm bảo độ bền uốn
4.3.1.5 Kiểm ngiệm răng về quá tải
Hệ số quá tải K
qt
=2.2
Với:
+ δ
H1 max
= δ
H1
qt
K

= 441.4*
2.2
= 654.7 (MPa)
+ δ
F1 max
= δ
F
*K
qt

= 156.7 (MPa)
và δ
H1 max
<{δ
H
}
max
= 2.8.δ
ch 1
= 1260 (MPa)
δ
F1 max
<{ δ
F
}
max
= 0.8.δ
ch
= 464 (MPA )
Như vậy cặp bánh răng cấp chậm đảm bảo độ bền quá tải
4.3.1.6 Các thông số của bộ truyền cấp nhanh
Khoảng cách trục a
w
= 196.5 mm
Mô đun m = 3
Chiều rộng vành răng b
w
= 45 mm
Tỉ số truyền u = 6.7
Số răng bánh răng Z

1
= 17, Z
2
=114
Hệ số dịch chỉnh x = 0
Đường kính vòng chia d
1
= m.Z
1
= 51 mm ; d
2
= m.Z
2
= 342 mm
Đường kính đỉnh răng d
a 1
= d
1
+2.m = 57 mm ; d
a 2
= d
2
+2.m = 348 mm
SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 25
1