Đồ án chi tiết máy

Đồ án chi tiết máy GVH: Huỳnh Công Lớn
Phần 1: Chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền
1.1. Xác định công suất cần thiết, Số vòng quay sơ bộ của động cơ điện, chọn quy
cách động cơ.
1.1.1. Chọn kiểu loại động cơ.
Hiện nay có hai loại động cơ điện là động cơ điện một chiều và động cơ xoay
chiều. Để thuận tiện phù hợp với lưới điện hiện nay ta chọn động cơ điện xoay chiều
.Trong các loại động cơ điện xoay chiều ta chọn loại động cơ ba pha không đồng bộ rôto
lεng sóc (ngắn mạch) .Với những ưu điểm: kết cấu đơn giản ,giá thành tương đối hạ ,dễ
bảo quản ,làm việc tin cậy ,có thể mắc trực tiếp vào lưới điện ba pha không cần biến đổi
dòng điện.
1.1.2. Xác định công suất của động cơ.
- Công suất cần thiết trên trục động cơ điện được xác định theo công thức.
P
ct
= (công thức 2.8 trang 19)
Trong đó: P
ct
Là công suất cần thiết trên trục động cơ (kW).
P
t
Là công suất tính toán trên máy trục công tác (kW).
η Là hiệu suất truyền động.
- Hiệu suất truyền động theo công thức 2.9 trang 19 :
η = η
ol
3
. η
12
. η
34

. η
đ .
η
kn

Theo bảng 2.3 trang 21 ta chọn:
η
ol
= 0,99 : Là hiệu suất một cặp ổ lăn
η
12
= 0,95 : Hiệu suất của bộ truyền bánh răng côn
η
34
= 0,97 : Hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ
η
đ
= 0,95 : Hiệu suất bộ truyền đai
η
kn
= 1 : Hiệu suất của khớp nối
Thay vào (1.1) ta được: η = 0,99
3
. 0,95. 0,97. 0,95 .1 0,85
Do làm việc tải trọng thay đổi nên ta có:
= = .
Trong đó:
= 6,5 (kw)
=
=

Vậy = = 0,854 . 6,5 = 5,551 (kw)
= = = 6,53 (kw)
1.1.3. Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ.
- Số vòng quay sơ bộ của động cơ theo công thức 2.18 trang 21 – {1}:
n
sb
= n
lv
. u
t
Trong đó: n
sb
Là số vòng quay đồng bộ
n
lv
Là số vòng quay của trục máy công tác ở đây là trục của băng tải quay
SVTT : Nguyễn Thành Tài
Lớp : CK12CD2 1
1
Đồ án chi tiết máy GVH: Huỳnh Công Lớn
u
t
Là tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống
Mặt khác : u
t
= u
12
.u
34
.u

đ
.
Nên n
sb
= n
lv
. u
12
. u
34
. u
đ
.u
kn
Theo bảng 2.4 trang 21 – {1} ta chọn :
u
12
= 2 Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng côn
u
34
= 4 Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ
u
đ
= 2,5 Tỉ số truyền của bộ truyền đai thang
u
kn
= 1 Tỉ số truyền của khớp nối
Thay vào (1.2) ta được: n
sb
= 65 .2 .4 .2,5 .1 = 1300(v/p)

1.1.4. Chọn quy cách động cơ.
Động cơ được chọn phải thỏa mãn điều kiện:
P
đc
>P
ct
; n
đc
≈ n
sb
(công thức 2.19 trang 22 – {1})
Theo bảng phụ lτc P1.1 trang 234 - {1}, ta chọn được động cơ có:
- Kiểu động cơ : K160S4
- Công suất động cơ : P = 7,5 (Kw)
- Vận tốc quay: n = 1450 (v/p)
Bảng 1.1 – Bảng đặc trưng cơ - điện của động cơ
Kiểu động cơ
Công suất
(kw)
Vận tốc
quay (v/p)

η
Khối
lượng
(kg)
kW Mã
lực
50Hz 60Hz
K160S4 7,5

10
145
0

1740
0,86 87,5 5,8
2,
2 94
1.1.5. Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ đó chọn.
a. Kiểm tra điều kiện mở máy.
Khi mở máy mômen tải không được vượt quá mômen khởi động của động cơ (T <
) nếu không động cơ sẽ không chạy. Trong các catalog của động cơ đều cho tỉ số , đó
cũng là một số liệu cần để tham khảo khi chọn nhãn hiệu động cơ, với điều kiện:

Trong đó: – Momen mở máy của thiết bị dẫn động.
= 2,2 (theo bảng 1.1 ở trên)
Theo lược đồ phân bố tải trọng tác động như đó cho trong đề bài:
SVTT : Nguyễn Thành Tài
Lớp : CK12CD2 2
2
Đồ án chi tiết máy GVH: Huỳnh Công Lớn
Vậy động cơ thỏa mãn điều kiện mở máy.
b. Kiểm nghiệm động cơ theo các điều kiện làm việc.
; . 2 . T
T . 6,5 = 42,81(Nm)
= 0,85 .2 .42,81 = 72,777 (Nm)
Có kết quả: .
=50,37 (Nm)
Theo số liệu động cơ đó chọn , ta có: 72,777 (Nm)

SVTT : Nguyễn Thành Tài
Lớp : CK12CD2 3
3
Đồ án chi tiết máy GVH: Huỳnh Công Lớn
So sánh kết quả: Vậy 72,777 (Nm) > = 50,37 (Nm)
1.2. Phân phối tỉ số truyền.
- Xác định tỷ số truyền u
t
của hệ thống dẫn động
u
t
=
Trong đó: n
dc
Là số vòng quay của động cơ
n
lv
Là số vòng quay của trục băng tải
Thay số u
t
= 22,31
- Phân phối tỷ số truyền hệ dẫn động u
t
cho các bộ truyền
u
t
= u
ng
.u
h

- Tỉ số truyền ngoài hộp:
Theo bảng 2.4 trang 21 – {1} và dãy tiêu chuẩn trang 49 – {1} ta chọn :
2,24 Tỉ số truyền của bộ truyền đai
Vậy : 2,24
⇒ = = 9,96
- Tỉ số truyền trong hộp: .
Tỉ số truyền bộ truyền bánh răng côn.
Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ .
Theo công thức 3.17 trang 45 ta có :
⇒ =
Chọn =1,1; =0,3; = 1,2; =
⇒ = = 12,87
⇒ . = 12,87 . = 17,12
Theo hình 3.21 trang 45 – {1}, với = 9,96 tìm được = 3,1 ,do đó tỉ số truyền của cặp
bánh răng trụ cấp chậm sẽ là :

Kiểm tra lại: = . . = 2,24.3,1.3,21 = 22,29
Ta có :- u
t
= | 22,29-22,31| = 0,02 < 5%

Vậy ta có kết quả về tỉ số truyền của các bộ truyền trong hệ thống là:
Bộ truyền đai : 2,24
Bộ truyền bánh răng côn : = 3,1
Bộ truyền bánh răng trụ : = 3,21

1.3. Xác định các thông số động hδc và lực của các trục .
1.3.1. Tính tốc độ quay trên các trục .
- Trục động cơ : 1450 (v/p)
- Trục I : = = = 647,32 (v/p)

- Trục II : = = = 215,77 (v/p)
- Trục III : = = = 64,99 (v/p)
SVTT : Nguyễn Thành Tài
Lớp : CK12CD2 4
4
Đồ án chi tiết máy GVH: Huỳnh Công Lớn
1.3.2. Tính công suất trên các trục .
Gδi công suất các trục I , II , III lần lượt là có kết quả:
- Công suất danh nghĩa trên trục III :
=

= = 6,57 (kW)
- Công suất danh nghĩa trên trục II :
=

= = 6,84 (kW)
- Công suất danh nghĩa trên trục III :
=

= = 7,27 (kW)
- Công suất danh nghĩa trên trục động cơ :
=

= = 7,58 (kW)
1.3.3. Tính momen xoắn trên các trục :
- Trục động cơ:
= 9,55 . = 9,55 . = 49923,4(Nmm)
- Trục I :
= 9,55 . = 9,55 . = 107255,3 (Nmm)
- Trục II :

= 9,55 . = 9,55 . = 286805,4 (Nmm)
- Trục III :
= 9,55 . = 9,55 . = 965433,1(Nmm)
Kết quả tính toán được ghi thành bảng như sau :
Bảng 1-2 : Bảng số liệu động hδc và động lực hδc trên các trục của hệ
thống dẫn động .
SVTT : Nguyễn Thành Tài
Lớp : CK12CD2 5
5
Động cơ I II III
Công suất : P (kW) 7,58 7,27 6,48 6,57
Tỉ số truyền U 2,24 3,1 3,21
Số vòng quay (n) 1450 647,32 208,813 65,05
Moment xoắn (T) 49923,4 107255,3 296360,86 964542,66
Đồ án chi tiết máy GVH: Huỳnh Công Lớn
Phần 2: Tính toán thiết kế các bộ truyền
2.1. Thiết kế bộ truyền đai.
2.1.1. Chọn loại đai và tiết diện đai.
Ở đây ta chọn loại đai vải cao su vỡ đai vải cao su gồm nhiều lớp vải và cao su có độ bền
mòn cao, đàn hồi tốt, ít bị ảnh hưởng bởi sự thay đổi của nhiệt độ và độ ẩm và thường
được sử dụng rộng rói. Dựa vào đặc điểm công suất của cơ cấu , = 7,58 (kW). Tra đồ
thị 4.1 trang 59 ta chọn loại đai có hình thang thường Ƃ:
Các thông số của đai thường loại Ƃ bảng 4.13 trang 59 :
b
t
= 14 (mm) ; b = 17 (mm) ; h = 10,5 (mm) ; y
o
= 4,0 (mm)
Diện tích tiết diện: A= 138 ()
Đường kính bánh đai nhỏ: = 140 280 (mm)

Chiều dài giới hạn: l = 800 6300 (mm)

b
b
y
40°
h
t
o

2.1.2. Xác định các kích thước và thông số bộ truyền.
a. Đường kính đai nhỏ .
Chọn đường kính bánh đai nhỏ : d
1
= 1,4 . = 1,4 . 140 = 196 (mm)
theo tiêu chuẩn ta chọn d
1
= 200 (mm) ( bảng 4.21 trang 63 )
Vận tốc đai : v = ( công thức trang 60)
= = 15,18 (m/s)
Vận tốc đai nhỏ hơn vận tốc đai cho phép = 25 30 (m/s)
SVTT : Nguyễn Thành Tài
Lớp : CK12CD2 6
Hình 1. ai hình thang th ngĐ ườ
6
Đồ án chi tiết máy GVH: Huỳnh Công Lớn
b. Đường kính đai lớn.
Đường kính bánh đai lớn :
d
2

= d
1
. . (1-ε) = 200 .2,24 .(1 - 0,01)= 443,52 (mm)
Trong đó : - tỉ số truyền
ε = 0,01 ÷ 0,02 - hệ số trượt
Chọn đường kính d
2
theo tiêu chuẩn, d
2
=450 (mm ) (bảng 4.21 trang 63 )
Tỉ số truyền thực tế : = ( công thức 4.10 trang 132 – {2}
= = 2,27
Sai số của tỷ số truyền : u =
= .100% = 1,34% <5%
Vậy thỏa mãn điều kiện .Ta vẫn giữ nguyên tỷ số truyền đó chọn .
c. Khoảng cách trục A và chiều dài đai L.
- Chọn sơ bộ khoảng cách trục là :
=1,5. = 1,5. 450 = 675 (mm)
- Chiều dài sơ bộ của đai:
= 2. + + (công thức 4.4 trang 131 - {2})
= 2. + +
= 2394,17 (mm)
Theo bảng 4.13 trang 59 ,ta chọn : l = 2500 (mm)
Số vòng chạy của đai : i = =

= 6,07
Vậy i =6,07 < = 10 ,thỏa mãn điều kiện.
- Khoảng cách trục theo chiều dài tiêu chuẩn :
a =
=

728,77 (mm)
Kiểm tra điều kiện công thức 4-14 trang 60 ,khoảng cách trục cần thỏa mãn
:
0,55.(
)+ h ≤ a ≤ 2.( )
Trong đó : 0,55
.( )+ h =
368 (mm)
SVTT : Nguyễn Thành Tài
Lớp : CK12CD2 7
7
Đồ án chi tiết máy GVH: Huỳnh Công Lớn

2.( ) =
1300 (mm)
Vậy khoảng cách trục thỏa mãn điều kiện.
-
Góc ôm đai :
=
-
= -
=
= > ,
vậy góc ôm thỏa mãn điều kiện.
d. Xác định số đai z.
Áp dụng công thức 4.16 trang 60 – {1} ta có :
z =
Trong đó :
- = 7,58 (kW) - Công suất trên trục bánh đai chủ động
- Hệ số tải trọng động ứng với trường hợp tải trọng dao động nhẹ

=1 do làm việc 1 (bảng 4.7 trang 55)
- = 4,61 (kw) Công suất cho phép (bảng 4.19 trang 62- {1} )
- Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm
Do = (150 …180)
Nên = 1 – 0,0025.(180 - ) = 0,95
- Hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai :
= = 1,116 Tra bảng 4.16 trang 61 , = 1,04
- = 1,13 Hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền
(bảng 4.17 trang 61 , với = 2,24 )
- Hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây
đai .Ta có tỉ số : = = = 1,64 .Tra bảng 4.18 trang 61 , = 1
Thay các giá trị vào công thức ta có :
z = = 1,47 (đai)
SVTT : Nguyễn Thành Tài
Lớp : CK12CD2 8
8
Đồ án chi tiết máy GVH: Huỳnh Công Lớn

Lấy
z = 2
e. Chiều rộng bánh đai và đường kính bánh đai.
B = ( z – 1). t + 2.e (công thức 4.17 trang 63- {1 })
Trong đó : z = 2 ; t = 19 ; e = 12,5 (bảng 4.21 trang 63- {1 })
Thay số : B = 44 (mm)
-
Đường kính ngoài của bánh đai :
+ Bánh dẫn :

= + 2. = 131,6 (mm) (công thức 4.18 trang 63 – {1})
+ Bánh bị dẫn :

= + 2. = 458,4 (mm)
Trong đó : = 4,2 (bảng 4.21 trang 63 – {1})
2.1.3. Xác định lực trong bộ truyền.
a. Xác định lực vòng .
= . (công thức 4.20 trang 64– {1})
Trong đó : = 0,178 (kg/m) (bảng 4.22 trang 64– {1})
⇒ = 0,178 . = 41,02 (N)
b. Xác định lực căng ban đầu.
= + (công thức 4.19 trang 63– {1})
=
+ 41,02 = 246,42 (N)
Lực căng dây mỗi đai là : = = 123,21 (N)
c. Lực tác dụng lên trục .
= 2 . .z .
= 2 .246,42 . 2 .
= 973,42 (N)
d. Lực vòng có ích .
=
=
= 499,34 (N)
Lực vòng trên mỗi dây đai 249,67 (N)
SVTT : Nguyễn Thành Tài
Lớp : CK12CD2 9
9
Đồ án chi tiết máy GVH: Huỳnh Công Lớn
e
. Ứng suất lớn nhất trong dây đai.

= + + (công thức 4.28 trang 138 – {2})

=
+ 0,5. + +

= + 0,5. + + E
= + 0,5 . + +
= 6,09 (Mpa)
Trong đó : E = 100 (MPa), modun vật liệu đai (trang 139 – {2})
f. Tuổi thọ của đai.
Xác định theo công thức 4.37 trang 146 – {2}:

= . = .

= 5205,7 (giờ)
Với tuổi thọ của dây đai như vậy. Trong toàn bộ thời gian làm việc của hệ thống số lần
phải thay đai là:

= = 3 (lần)

Bảng thông số của bộ truyền đai thang:
Thông số
Trị số
Đường kính tang nhỏ : d
1
(mm)
200
Đường kinh tang lớn : d
2
(mm)
450
Khoảng cách trục : a (mm)

728,77
Chiều dài tiêu chuẩn : L (mm)
2500
Góc ôm đai : α
161,91
0
Số đai : z
2
Bề rộng đai : B (mm)
44
SVTT : Nguyễn Thành Tài
Lớp : CK12CD2 10
10
Đồ án chi tiết máy GVH: Huỳnh Công Lớn
Lực căng đai : F
o
(N)
123,21
Lực tác dụng lên trục : (N)
973,42
2.2. Thiết kế bộ truyền bánh răng côn – răng thẳng (cấp nhanh).
2.2.1. Chọn vật liệu.
Chọn vật liệu nào là tùy thuộc vào yêu cầu cτ thể: tải trọng lớn hay nhỏ ,khả năng
công nghệ và thiết bị chế tạo cũng như vật tư được cung cấp, có yêu cầu kích thước nhỏ
gδn hay không ? Đối với hộp giảm tốc côn – trụ hai cấp chịu công suất nhỏ = 7,85
(kw), chỉ cần chọn vật liệu nhóm I có độ rắn HB 350 , Bánh răng được thường hóa
hoặc tôi cải thiện. Nhờ có độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện,
đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn.
Theo bảng 6.1 trang 92 – {1} ta chọn:
• Bánh nhỏ (Bánh 1) :

- Thép C45 tôi cải thiện.
- Đạt tới độ rắn HB = (241…285).
- Giới hạn bền = 850 MPa.
- Giới hạn chảy = 580 MPa.
Chọn độ rắn bánh nhỏ = 250.
• Bánh lớn (Bánh 2):
- Thép C45 tôi cải thiện.
- Đạt tới độ rắn HB = (192…240).
- Giới hạn bền = 750 MPa.
- Giới hạn chảy = 450 MPa.
Chọn độ rắn bánh nhỏ = 240
2.2.2. Xác định ứng suất cho phép.
Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép được xác định theo công
thức 6.1 và 6.2 trang 91 – {1}.
= .
= .
Trong đó:
- Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc.
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.
- Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất.
SVTT : Nguyễn Thành Tài
Lớp : CK12CD2 11
11
Đồ án chi tiết máy GVH: Huỳnh Công Lớn
- Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.
Trong thiết kế sơ bộ lấy: = 1 và = 1, do đó các công thức (3.1) và (3.2) trở thành :
= .
=

Trong đó:
và lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với chu kì
cơ sở, trị số của chúng theo bảng 6.2 trang 94 – {1} với thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn
HB = (180…350).
= 2HB + 70 ; = 1,1
=1,8HB ; = 1,75
, – Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn.
= 2 + 70 = 2.250 + 70 = 570 (MPa)
= 2 + 70 = 2.240 + 70 = 550 (MPa)
=1,8 = 1,8 . 250 = 450 (MPa)
=1,8 = 1,8 . 240 = 432 (MPa)
- Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, = 1 khi đặt tải một phía (bộ truyền quay một
chiều).
, - Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của
bộ truyền, được xác định theo công thức 6.3 và 6.4 trang 93 – {1}:
=
=
Trong đó:
, – Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn.
= = 6 khi độ rắn mặt răng HB 35.
–số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc, công thức 6.5 trang 93 – {1}
ta có :
= 30.
⇒ = 30. = 17067789
= 30. = 15474913
– số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn.
= 4 . đối với tất cả loại thép .
và - số chu kì thay đổi ứng suất tương đương. Khi bộ truyền làm việc với tải trọng
thay đổi nhiều bậc thì và được tính theo công thức 6.7 và 6.8 trang 93 – {1):
= 60.c. . .

= 60.c. . .
SVTT : Nguyễn Thành Tài
Lớp : CK12CD2 12
12
Đồ án chi tiết máy GVH: Huỳnh Công Lớn
Trong đó:
c – số lần ăn khớp trong một vòng , c = 1
– số vòng quay của bánh răng trong một phút, = 647,32 (v/p) ; = 215,77 (v/p)
- tổng thời gian làm việc, = 16640 (giờ) . = 6
⇒ = 60.1.647,32.().16640 =
= 60. 1 .215,77 .( +.16640 = 1,44.
= 60. 1 .1035,7.() .16640 =
= 60. 1 .215,77.() .16640= 1,29.
Vậy : > , > và > , >
Nên ta lấy: = , =
Khi đó ta có kết quả: = 1 và = 1 (đường cong mỏi gần đúng là đường thẳng song
song với trục hoành: tức là trên khoảng này giới hạn tiếp xúc và giới hạn uốn là không
thay đổi).
Vậy ta có kết quả:
= = 518,181 (MPa)
= = 500 (MPa)
= = 257,14 (MPa)
= = 246,86 (MPa)
Với bộ truyền bánh răng côn – răng thẳng, ứng suất tiếp xúc cho phép khi tính toán
chọn theo giá trị nhỏ nhất từ hai giá trị và , do đó
= = 500 (MPa).
Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép khi qua tải, được xác định
theo công thức 6.13 và 6.14 trang 95 – {1}:
= 2,8 .
= 0,8 .

= 2,8 . 580 = 1624 (MPa)
= 2,8 . 450 = 1260 (MPa)
= 0,8 . 580= 464 (MPa)
= 0,8 . 450= 360 (MPa)
2.2.3. Tính bộ truyền bánh răng côn.
Với tỉ số truyền = 3,1 nên chọn bánh răng côn – răng thẳng để thuận lợi cho việc
chế tạo sau này.
SVTT : Nguyễn Thành Tài
Lớp : CK12CD2 13
13
Đồ án chi tiết máy GVH: Huỳnh Công Lớn
1. Xác định chiều dài côn ngoài.
Chiều dài côn ngoài của bánh răng côn chủ động được xác định theo độ bền tiếp
xúc.Theo công thức thiết kế 6.52a trang 112 – {1}:
= . .
Trong đó:
= 0,5 – hệ số phụ thuộc vào vật liệu làm bánh răng và loại răng.
Với truyền động bánh răng côn – răng thẳng bằng thép:
= 100 ⇒ = 0,5. 100 = 50
–hệ số chiều rộng vành răng:
= = 0,25…0,3
Chọn = 0,3 vỡ = 3
Theo bảng 6.21 trang 113 – {1} ⇒ = = 0,529
Theo bảng 6.21 trang 113 – {1}, chọn = 1,13 do trục bánh răng côn Lắp trên ổ đũa,
sơ đồ I , HB 350 .
= 107255,3 (Nmm) .Mômen xoắn trên trục bánh chủ động .
= 500 (MPa) - ứng suất tiếp xúc cho phép.
Vậy có kết quả:
= 50 . . =147,62 (mm)
2. Xác định các thông số ăn khớp.`

• Số răng bánh nhỏ :
= .
= 100.= 91,64 (mm)
Theo bảng 6.22 trang 114 – {1}, tìm được = 19 với HB 350
⇒ = 1,6 . = 1,6 . 19 = 30,4 . Chọn = 30 (răng).
• Đường kính trung bình và modun trung bình :
= (công thức 6.54) trang 114 – {1})
= = 77,89 (mm)
= = = 2,6 (mm)
• Xác định modun:
Với bánh răng côn – răng thẳng môđun vòng ngoài được xác định theo công thức
6.56 trang 115 – {1}:
= = = 3,06 (mm)
Theo bảng 6.8 trang 99 – {1}, ta chọn = 3 (mm)
Theo công thức 6.56 trang 115 – {1}, tính lại
SVTT : Nguyễn Thành Tài
Lớp : CK12CD2 14
14
Đồ án chi tiết máy GVH: Huỳnh Công Lớn
= . = 3. (1 - 0,3 . 0,5) = 2,55
= . = 2,55. 30 = 76,5 (mm)
• Xác định số răng bánh lớn :
= . = 3,1 . 30= 93 (răng) , chọn = 93 (răng)
Do đó tỉ số truyền thực tế : = = = 3,1
• Tính góc côn chia :
= arctg = arctg =
= - = =
Chiều dài côn ngoài thực :
= 0,5 = 0,5. 3 . = 146,58 (mm)
2.2.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng côn phải thỏa mãn điều kiện:
= . . .
(công thức 6.58 trang 115 – {1})
Trong đó:
- = 274 , hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp. Theo bảng
6.5 trang 96 – {1}.
- , hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc , theo bảng 6.12 trang 106 - {1}
với: = + = 0 ⇒ = 1,76
- , hệ số kể đến sự trùng khớp của răng đối với bánh côn răng thẳng.
= (công thức 6.59a trang 115 – {1})
Ở đây – hệ số trùng khớp ngang được xác định:
= [1,88- 3,2 .( + )] . (công thức 6.60 trang 115 – {1})
= [1,88 - 3,2 .( + ) ].1 = 1,739
⇒ = = 0,868
– hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :
= . . (công thức 6.61 trang 116 – {1})
– hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, theo
bảng 6.21 trang 113 – {1} ,chọn =1,08
– hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng ăn khớp đồng
thời, với bánh răng côn – răng thẳng = 1
- hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp :
= 1 +
(công thức 6.63 trang 116 – {1})
SVTT : Nguyễn Thành Tài
Lớp : CK12CD2 15
15
Đồ án chi tiết máy GVH: Huỳnh Công Lớn
Trong đó: = . .v. (công thức 6.64 trang 116 – {1})
v = (công thức 6.62 trang 116 – {1})
= =2,64 (m/s)

= 0,006 - bảng 6.15 trang 107 – {1}
= 56 - bảng 6.16 trang 107 – {1}
b – chiều rộng vành răng, b = . = 0,3. 146,58 =43,974 (mm)
Lấy b = 45(mm)
⇒ = 0,006.56 .2,64 . = 9,04 (m/s)
= 1 + = 1,19
⇒ = 1,08 . 1 .1,19 = 1,29
–ứng suất tiếp xúc cho phép, = 500 MPa.
Thay các giá trị vừa tính được vào:
= 274. 1,76. 0,868 . = 396,63 (MPa)
Có =
Trong đó: v<5 (m/s) lấy = 1; với = 1,25m…0,63m = 1
< 700 (mm) = 1.
⇒ = 500. 1 .1 .1 = 500 (MPa)
Vậy : < ⇒ thỏa mãn điều kiện độ bền mỏi tiếp xúc.
2.2.5. Kiểm tra răng về độ bền uốn.
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất sinh ra tại chân răng không được vượt
qua một giá trị cho phép.
=
(công thức 6.65 trang 116 – {1})
=
(công thức 6.66 trang 116 – {1})
Trong đó:
– momen xoắn trên bánh chủ động, = Nmm).
- modun pháp trung bình , với bánh côn răng thẳng
== 2,55 (mm)
b -chiều rộng vành răng, b = 63 (mm)
-đường kính trung bình của bánh chủ động, = (mm).
= 1. -hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng
= 0 ⇒ = 1

, – hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2, được xác định:
SVTT : Nguyễn Thành Tài
Lớp : CK12CD2 16
16
Đồ án chi tiết máy GVH: Huỳnh Công Lớn
= = = 31,5 (công thức 6.53a trang 114 – {1})
= = = 302,91
Theo bảng 6.18 trang 109 – {1}, ta có : = 3,7 ;= 3,63
= – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, có = 1,738
-hệ số tải trọng khi tính về uốn
= . . (công thức 6.67 trang 117 – {1})
-hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng, theo bảng 6.21
trang 113 – {1}, chọn =1,15
-hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời
ăn khớp, với bánh răng côn răng thẳng = 1
-hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, được xác định
theo công thức 6.68 trang 117 – {1}:
= 1 +
Với = . .v .
- hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp, theo bảng 6.15 trang 107 –
{1} chọn = 0,016
– hệ số kể đến sự ảnh hưởng của sai lệch bước răng, theo bảng 6.16 trang 107 –
{1}, với cấp chính xác 8 , modun < 3,55 chọn = 56
v = 2,64 (m/s) .
⇒ = 0,016 . 56. 2,64 . = 24
Theo (3.23) có kết quả:
= 1 +
= 1,48
Thay số vào ta được:
= 1,15 . 1. 1,48= 1,702

Thay các giá trị vừa tính ta được :
= =102,24(MPa)
= = 100,31 (MPa)
Ta thấy: = 102,24 (MPa) < = 257,14 (MPa)
Vậy điều kiện mỏi uốn được đảm bảo.
2.2.6. Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải.
Khi làm việc răng có thể bị quá tải (lúc mở máy và khóa máy ) với hệ số qua tải
= . Có thể lấy = 1
Trong đó: T – mômen xoắn danh nghĩa .
SVTT : Nguyễn Thành Tài
Lớp : CK12CD2 17
17
Đồ án chi tiết máy GVH: Huỳnh Công Lớn
– momen xoắn qua tải .
Vỡ vậy, khi kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng
suất uốn cực đại (). Để tránh biến dạng dư hay gãy dòn lớp bề mặt, hay phá hỏng tĩnh mặt
lượn hỏng răng .Ta sử dụng công thức 6.48 và 6.49 trang 110 – {1}
= .
= .
Trong đó :
- ứng suất tiếp xúc, = 464,1 (MPa)
- ứng suất uốn , đó được tính ở trên.
Với: = 73,03 (MPa) ; = 71,65 (MPa)
- ứng suất tiếp xúc cực đại cho phép đó được tính theo công thức (3.8) Với = 1624
(MPa) ; = 1260 (MPa) .
- ứng suất uốn cực đại cho phép đó được tính với :
= 464 (MPa) ; = 360(MPa).
Thay các giá trị vào ta được:
= 396,63. = 396,63 (MPa)
= 73,03 . 1 = 73,03 (MPa)

= 71,65 . 1 = 71,65 (MPa)
= 396,63 (MPa) < =1624(MPa)
= 396,63 (MPa) < =1260(MPa)
= 73,03 (MPa) < = 464,1 (MPa)
= 71,65 (MPa) < = 360 (MPa)
Vậy răng đảm bảo độ bền uốn và độ bền tiếp xúc khi quá tải.
2.2.7. Các thông số và kich thước bộ truyền bánh răng côn.
- Chiều dài côn ngoài : = 146,58 (mm)
- Modun vòng ngoài : = 3 (mm)
- Chiều rộng vành răng : b = 45 (mm)
- Tỉ số truyền : = 3,1
- Góc nghiêng răng : = 0
- Số răng của bánh răng : = 30 (răng)
= 93 (răng)
- Hệ số dịch chỉnh : = = 0
• Theo bảng 6.19 trang 111 – {1} ta tính được :
- Đường kính chia ngoài :
= . = 3. 30 = 90 (mm)
SVTT : Nguyễn Thành Tài
Lớp : CK12CD2 18
18
Đồ án chi tiết máy GVH: Huỳnh Công Lớn
= . = 3. 93 = 279 (mm)
- Góc côn chia :
= ; =
- Chiều cao răng ngoài: = 2 . + c
Với = cos = cos(0) = 1 ; c = 0,2.
⇒ = 2.1 .3 + 0,2 .3 = 6,6 (mm)
- Đường kính trung bình: = (mm)
= (1 - ). = (1 - ). 279= 236,17 (mm)

- Chiều cao đầu răng ngoài :
= ( + . ) . ; = 2. -
Trong đó:
= 2. . = 2. . = 0,327
⇒ = (1 + 0,327 .1). 3 = 3,981 (mm)
= 2.1. 3- 3,38 = 2,62 (mm)
- Chiều cao răng ngoài :
= - = 6,6 – 3,981 = 2,619 (mm)
= - = 6,6 – 2,62 = 3,98 (mm)
- Đường kính đỉnh răng ngoài :
= + 2. . = 90 + 2. 3,981.cos = 97,58 (mm)
= + 2. . = 279 + 2. 2,62cos = 280,61 (mm)
2.3. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ - răng nghiêng cấp chậm.
2.3.1. Chọn vật liệu.
• Bánh nhỏ (Bánh 3) :
- Thép C45 tôi cải thiện.
- Đạt tới độ rắn HB = (241…285).
- Giới hạn bền = 850 MPa.
- Giới hạn chảy = 580 MPa.
Chọn độ rắn bánh nhỏ = 250.
• Bánh lớn (Bánh 4) :
- Thép C45 tôi cải thiện.
- Đạt tới độ rắn HB = (192…240).
- Giới hạn bền = 750 MPa.
Chọn độ rắn bánh nhỏ = 230.
2.3.2. Xác định ứng suất cho phép.
Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép được xác định theo công
thức 6.1 và 6.2 trang 91 – {1}.
= .
= .

Trong đó :
SVTT : Nguyễn Thành Tài
Lớp : CK12CD2 19
19
Đồ án chi tiết máy GVH: Huỳnh Công Lớn
- Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc.
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.
- Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất.
- Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.
Trong thiết kế sơ bộ lấy: = 1 và = 1, do đó các công thức (3.1) và (3.2) trở thành:
= .
=
Trong đó:
và lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với chu kì
cơ sở, trị số của chúng theo bảng 6.2 trang 94 – {1};
Với thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = (180…350).
= 2HB + 70 ; = 1,1
=1,8HB ; = 1,75
, – Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn.
= 2 + 70 = 2.250 + 70 = 570 (MPa)
= 2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 (MPa)
=1,8 = 1,8 . 250 = 450 (MPa)
=1,8 = 1,8 . 230 = 414 (MPa)
- Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, = 1 khi đặt tải một phía (bộ truyền quay một
chiều).
, - Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của
bộ truyền, được xác định theo công thức 6.3 và 6.4 trang 93 – {1}:
=

=
Trong đó:
, – Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn.
= = 6 khi độ rắn mặt răng HB 350.
– số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc, công thức 6.5 trang 93 – {1} ta
có :
= 30.
⇒ = 30. = 17067789
= 30. = 13972305
– số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn.
SVTT : Nguyễn Thành Tài
Lớp : CK12CD2 20
20
Đồ án chi tiết máy GVH: Huỳnh Công Lớn
= 4 . đối với tất cả loại thép .
và - số chu kì thay đổi ứng suất tương đương. Khi bộ truyền làm việc với tải trọng
thay đổi nhiều bậc thì và được tính theo công thức 6.7 và 6.8 trang 93 – {1):
= 60.c. . .
= 60.c. . .
Trong đó:
c -số lần ăn khớp trong một vòng, c = 1
-số vòng quay của bánh răng trong 1 phút, = 208,813 (v/p); = 65,05 (v/p)
-tổng thời gian làm việc, = 16640 (giờ) = 6
⇒ = 60 . 1 . 208,813.().16640
= 1,39 .
= 60 . 1 . 65,05 .() .16640
= 4,36.
= 60 . 1 . 208,813.() .16640
= 1,25 .
= 60 . 1 . 65,05 .() .16640

= 3,89 .
Vậy : > , > và > , >
Nên ta lấy: = ; =
Khi đó ta có kết quả: = 1 và = 1 (đường cong mỏi gần đúng là đường thẳng song
song với trục hoành; tức là trên khoảng này giới hạn tiếp xúc và giới hạn uốn là không
thay đổi).
= = 518,18 (MPa)
= = 481,82 (MPa)
= = 257,14 (MPa)
= = 236,57 (MPa)
Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, ứng suất tiếp xúc cho phép là trị trung
bình của và nhưng không vượt quá 1,25 theo công thức 6.12 trang 95 – {1} ta có :
= = = 500 (MPa)
Kiểm tra sơ bộ ứng suất:
1,25 = 1,25 . 481,82 = 602,275 >
Vậy ứng suất tiếp xúc đảm bảo điều kiện.
• Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép khi quá tải, được xác
định theo công thức 6.13 và 6.14 trang 95 – {1} :
= 2,8 .
SVTT : Nguyễn Thành Tài
Lớp : CK12CD2 21
21
Đồ án chi tiết máy GVH: Huỳnh Công Lớn
= 0,8 .
⇒ = 2,8 . 580 = 1624 (MPa)
= 2,8 . 450 = 1260 (MPa)
= 0,8 . 580 = 464 (MPa)
= 0,8 . 450= 360 (MPa)
2.3.3. Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền.
1. Xác định khoảng cách trục.

Theo công thức 6.15a trang 96 – {1} ta có:
= K
a
.() .
Trong đó:
K
a
- Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng
K
a
= 43 ( ), bảng 6.5 trang 95 – {1}.
= 286805,4 (Nmm) - momen xoắn trên bánh chủ động .
= 500 (MPa) - ứng suất tiếp xúc.
= 3,32 - Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ - răng nghiêng .
= 0,4 - Theo bảng 6.6 trang 97 – {1} .
Theo công thức 6.16 trang 97 – {1} ta có: = 0,53 ( + 1)
⇒ = 0,53. 0,4. (3,32+ 1) = 0,92
– hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, theo bảng
6.7 trang 98 – {1} ,chọn =1,11
Thay các giá trị vào ta được:
= 43

.(3,21+ 1) . = 182,514 (mm)
Chọn = 200 (mm).
2. Xác định đường kính vòng lăn bánh nhỏ.
Theo công thức 6.15b trang 96 – {1}:
= K
đ
.
Trong đó:

K
đ
- hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng, theo bảng 6.5 trang 96 – {1},
chọn K
đ
= 67,5 ( )
Vậy: = 67,5

.
= 81,2(mm)
2.3.4. Xác định các thông số ăn khớp.
1. Xác định modun.
Theo bảng 6.17 trang 97–{1} ta có: m = (0,01 0,02) .
⇒ = (0,01 0,02) .200= 2 4
SVTT : Nguyễn Thành Tài
Lớp : CK12CD2 22
22
Đồ án chi tiết máy GVH: Huỳnh Công Lớn
Theo bảng 6.8 trang 99 – {1} ta chọn = 3
2. Xác định số răng, góc nghiêng và hệ số dịch chỉnh.
a. Tính số răng bánh nhỏ:
Theo công thức 6.31 trang 103 – {1} ta có:
=
Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng = ( )
Chọn sơ bộ góc nghiêng =
⇒ = = 31,19 (răng) Chọn = 31 (răng) .
Từ = 31 (răng), tính tiếp :
= = 31. 3,21= 99,51 (răng)
Chọn = 100 (răng).
- Tính lại góc nghiêng theo công thức 6.32 trang 103 – {1}

Ta có: = + = 31 + 100 = 131 (răng)
= = = 0,9825
⇒ =
- Tính lại số răng bánh nhỏ :
= = = 31,12 (răng)
Lấy = 31 (răng) .
- Tính lại số răng bánh lớn :
= = 31.3,21 = 99,51 (răng)
Lấy = 100 (răng) .
b. Tỉ số truyền thực tế:
= = = 3,226
c. Khoảng cách trục thực tế:
= = = 200(mm)
2.3.5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn
= . . .
(công thức 6.33 trang 105 – {1})
Trong đó:
= 274 , hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp. Theo bảng 6.5
trang 96 – {1}.
-hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: công thức 6.34 trang 105 – {1}
=
- Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở: công thức 6.35 trang 105 – {1}:
SVTT : Nguyễn Thành Tài
Lớp : CK12CD2 23
23
Đồ án chi tiết máy GVH: Huỳnh Công Lớn
= .tlót
Với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh.
= = arctg = arctg =

– Góc nghiêng prôfin gốc, theo TCVN1065: =
⇒ = .tg = 0,178
⇒ =
⇒ = = 1,738
-hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với hệ số trùng khớp ngang; khi tính gần
đúng có thể xác định : công thức 6.38b trang 105 – {1}
= [1,88- 3,2 .( + )] .
= [1,88- 3,2 .( + ) ].cos = 1,71
Theo công thức 6.36c trang 105 – {1} có kết quả hệ số kể đến trùng khớp của răng:
= = = 0,765 (khi 1)
Với – hệ số trùng khớp dọc, được tính theo công thức 6.37 trang 105 – {1}
=
Trong đó: = . = 0,4.200 = 80 (mm)
⇒ = = 1,58 > 1
–hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:
= . . (công thức 6.39 trang 106 – {1})
–hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, theo bảng
6.7 trang 98 – {1}, chọn =1,03
Theo công thức 6.62 trang 116 – {1} ta có:
v =
= = 0,887(m/s)
Với v = 0,887 (m/s), theo bảng 6.13 trang 106 – {1} ta chọn cấp chính xác 9 – hệ
số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng ăn khớp đồng thời, theo bảng
6.14 trang 107 - {1},với cấp chính xác 9 và v = 0,887 <2,5 thì = 1,13
-hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp:
= 1 +
(công thức 6.41 trang 106 – {1})
Trong đó: = . .v . (công thức 6.42 trang 106 – {1})
= 0,002 -bảng 6.15 trang 107 – {1}
= 73 - bảng 6.16 trang 107 – {1}

b = 48 (mm) – chiều rộng vành răng.
SVTT : Nguyễn Thành Tài
Lớp : CK12CD2 24
24
Đồ án chi tiết máy GVH: Huỳnh Công Lớn
⇒ = 0,002 .73. 0,887. = 1,022 (m/s)
= 1 + = 1,01
⇒ = 1,03. 1,13.1,01 = 1,18
–ứng suất tiếp xúc cho phép, = 500 MPa.
Thay các giá trị vừa tính được vào:
= 274.1,71. 0,765. = 472,67(MPa)
Theo (2.1) và (2.2a), =
Trong đó: v<5 (m/s) lấy = 1; với = 1,25m…0,63m = 1
< 700 (mm) = 1.
⇒ = 500. 1 .1 .1 = 500 (MPa)
Ta thấy : < thỏa mãn điều kiện cho phép.
2.3.6. Kiểm nghiệm răng về độ bền mỏi uốn.
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất sinh ra tai chân răng không vượt qua
một giá trị cho phép, theo công thức 6.43 và 6.44 trang 108 – {1} ta có:
=
=
Trong đó:
-momen xoắn trên bánh chủ động, = (Nmm).
-modun pháp trung bình, m 3 (mm)
b -chiều rộng vành răng, b = 80 (mm)
-đường kính trung bình của bánh chủ động, = 81,2 (mm) .
= 1 - Hệ số kể đến độ nghiêng của răng với =
⇒ = 1 – = 0,893
, – hệ số dạng răng của bánh 3 và bánh 4, được xác định:
= = = 32,68 Lấy = 33

= = = 105,43 Lấy = 105
Theo bảng 6.18 trang 109 – {1}, ta có: = 3,8 ;= 3,63
= – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, có = 1,7
⇒ = = 0,585
–hệ số tải trọng khi tính về uốn
= . . (công thức 6.45 trang 109 – {1})
–hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng, theo bảng 6.7 trang
98 – {1}, chọn =1,08
– hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn
khớp, theo bảng 6.14 trang 107 – {1} chọn = 1,37
SVTT : Nguyễn Thành Tài
Lớp : CK12CD2 25
25