Đồ án chi tiết máy - Thiết kế hệ dẫn động cơ khí, đại học spkt TPHCM

THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH
KHOA XÂY DỰNG VÀ CƠ HỌC ỨNG DỤNG
Bộ Mơn Ngun Lý Chi Tiết Máy

THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
GVHD: NGUYỄN HOÀNG CHÂU
SVTH : LÊ HOÀI THƯƠNG
MSSV : 08203049
LỚP : 082030A
Thành Phố Hồ Chí Minh 7-2010
SVTH: PHẠM VĂN THỌ Trang 1
THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH

PHẦN THUYẾT MINH
I. CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN:
1. CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN
Công suất trên trục động cơ điện
Gọi P
ct:
Công suất cần thiết trên trục động cơ
P
t
công suất trên trục công tác

η
: hiệu suất chung
Ta có công thức
P
t

1000
.VFt
=

F
t
=2F=3300 (N):Lực vòng trên tải xích
v=1.25 (m/s): Vận tốc xích tải
=> P
t
)(13,4
1000
25,1.3300
kw
==
Công suất cần thiết trên trục động cơ
P
ct

η
Pt
=
với
otxbrolnt
ηηηηηη
23
=
Trong đó theo bảng 2.3 trị số hiệu suất các loại bộ truyền và ổ
nt
η

= 1 : hiệu suất nối trục
ol
η
= 0,99 hiệu suất một cặp ổ lăn
br
η
=0,97 hiệu suất một cặp bánh răng trong hộp giảm tốc
x
η
= 0,93 hiệu suất bộ truyền xích
ot
η
= 0.99 hiệu suất một cặp ổ trượt
99.0.93,0.97.0.99,0.1
23
=
η
= 0.84
Vậy công suất cần thiết trên trục động cơ là:
p
ct

η
Pt
=
84,0
4,13
=
= 4,92 (kw)
Số vòng quay sơ bộ của động cơ điện :

n
sb
=u.n
lv
.n
sb
:Số vòng quay sơ bộ của động cơ điện
SVTH: PHẠM VĂN THỌ Trang 2
THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH
.n
lv
:Số vòng quay của máy công tác
n
lv
=
tZ
V
.
.60000
.v=1,25 (m/s) vận tốc xích tải
.Z=13 (răng) Số răng đĩa xích
.t=110 (mm) Bước xích tải

⇒
n
lv
=
110.13
25,1.60000
=52.45(v/ph)

Tỉ số truyền của hệ thống
u=u
h
.u
n
Tra bảng 2.4 ta chọn
.u
h
=18 Tỉ số truyền của truyền động bánh răng trụ hộp giảm tốc 2 cấp
.u
n
=3 Tỉ số truyền động xích
=>u=3.18=54
=>n
sb
=54.52,45=2832(v/ph)
Tra bảng 1.3 với P
ct
=4,92(kw)

và n
sb
=2832(v/ph).chọn động cơ
4A100L2Y3 có P
đc
=5,5(kw);n
đc
=2880(v/ph);cosφ=0,91;
%5.87=
η

2. PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
Tỉ số truyền thực tế

91,54
45,52
2880
===
lv
đc
tt
n
n
u

Ta có u
tt
= u
h
.u
x

=>
u
h
3,18
3
91,54
===
n
tt

u
u
Ta có u
h
= u
nh .
u
ch
mà u
nh
= (1,2 ÷ 1,3 ) u
ch
chọn u
nh
=1,2 u
ch
 u
ch
= =
2,1
3,18
=3,905 Tỉ số truyền cấp chậm
 u
nh
=1,2.3,905= 4,686 Tỉ số truyền cấp nhanh
SVTH: PHẠM VĂN THỌ Trang 3
THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH
Kiểm tra tỉ số truyền
u’= u
nh.

u
ch.
u
n
= 1,2.3,905.3= 54,89
∆u=u
tt
- u’= 54,91-54,89=0,02
Sai lệch trong khoảng cho phép(2%÷3%)

Số vòng quay của trục 1,2,3 và máy công tác
. n
1
2880
1
2880
===
nt
u
n
đc
(vòng/phút)

. n
2
615
686.4
2880
1
===

nh
u
n
(vòng/phút)
. n
3
157
905,3
615
2
===
ch
n
n
(vòng/phút)
. n
Mct
52
3
157
3
===
n
u
n
(vòng/phút)
Công suất của trục 1,2,3 và máy công tác
. p
1
= p

ct
.
nt
η
.
ol
η
= 4,92.1.0,99= 4,87 (kw)
. p
2
= p
1
.
br
η
ol
η
= 4,87.0,97.0,99 = 4,68 (kw)
. p
3
= p
2
.
ol
η
br
η
= 4,68.0,97.0,99= 4,49 (kw)
. p
4

= p
3
.
x
η
ot
η
= 4,49.0,99.0,93= 4,13 (kw)
Momen xoắn của các trục và động cơ
Nmm
n
P
T
i
i
i
.10.55,9
6
=
T
đc
=
Nmm
n
p
đc
ct
16314
2880
92,4.10.55,9.10.55,9

66
==
Nmm
n
P
T 16148
2880
87,4.10.55,9.10.55,9
6
1
1
6
1
===
Nmm
n
P
T 72673
615
68,4.10.55,9.10.55,9
6
2
2
6
2
===
Nmm
n
P
T 273117

157
49,4.10.55,9.10.55,9
6
3
3
6
3
===
Nmm
n
P
T
Mct
Mct
758490
52
13,4.10.55,9.10.55,9
6
4
6
===
SVTH: PHẠM VĂN THỌ Trang 4
THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH

II.THIẾT KẾ CAC BỘ TRUYỀN
II.1. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH
1. Chọn loại xích
Vì tải trọng nhỏ và va đập nhẹ nên chọn xích con lăn
2. Xác định các thơng số của xích và bộ truyền.
Với tỉ số truyền u= 3

Theo bảng 5.4 chọn số răng đĩa nhỏ (đĩa tải) z
1
= 25
 Số răng đĩa lớn (đĩa bị tải) z
2
= u.z
1
=3.25=75 < z
max
=120
- cơng suất tính tốn
P
t
=p.k.k
z
k
n
Trong đó
P=4,49 kw
K
z
= = = 1
K
n
=
n
n
1
01
=

157
200
= 1,27
Với n
01
= 200 (tra bảng 5.5)
n
1
= 157 số vòng quay của xích tải
Theo cơng thức 5.4 và bảng 5.6
K= k
0
.k
a
.k
dc
.k
d
.k
c
.k
bt
Trong đó
K
0
=1 đường nối 2 tâm đĩa xích so với phương ngang < 60
0
K
a
=1 a nằm trong khoảng 30p< a< 50p ( chọn a =40p)

K
dc
=1 vị trí trục được điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích
K
d
=1,35 tải trọng va đập nhẹ
K
c
=1,25 bộ truyền làm việc 2 ca
K
bt
=1,3 mơi trường làm việc có bụi, chất lượng bơi trơn II
Vậy k= 1,35.1,25.1,3= 2,19
 P
t
= 4,49.2,19.1.1,27=12,49 (kw)
Theo bảng (5-5) với n
01
=200 (v/ph) chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích p=31,75
(mm).thỏa mãn điều kiện mòn
P
t
< [p] =19,3 (kw)
SVTH: PHẠM VĂN THỌ Trang 5
Thông số Trục động
cơ
I II III MCT
Tỉ số
truyền u
92.4

=
nh
u
905,3=
ch
u
3
=
x
u
Công suất
P(KW)
4,92 4,87 4,68 4,49 4,13
Số vòng
quay (v/ph)
2880 2880 615 157 52
Momen
xoắn trục
(Nmm)
16314 16148 72673 273117 758490
THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH
- khoảng cách trục a=40p=40.31,75=1270(mm)
- số mắt xích
Theo công thức 5.12
X= + ( z
1
+z
2
) + (z
2

-z
1
)
2

=
2.40 + .100+ .
1270.14,3.4
75,31
2
= 131,6
Chọn x= 132
Tính lại khoảng cách trục
a = 0,25.p.{x
c
-0,5(z
1
+z
2
)+ }
= 0,25.31,75.{132

-0,5.100+ }
= 1276 (mm)
- Để xích không chịu lực căng quá lớn khoảng cách trục a tính được cần giảm bớt 1
lượng
= (0,002÷0,004) a
Chọn =0,004.a=0,004.1276=5 (mm)
Do đó a= 1016 -5 = 1271 (mm)
Số lần va đập của xích

Theo công thức 5.4
i = =
132.15
157.25
= 2< [i]= 35 (theo bảng 5.9)
3. Tính kiểm nghiệm xích về độ bền
Theo công thức 5.15
S=
Theo bảng 5.2 với p=31,75(mm)ta chọn tải trọng phá hủy Q= 88500(N)
Khối lượng 1m xích q= 3,8 Kg
. K
d
= 1,7 chế độ làm việc nặng
. F
t
: lực vòng
F
t
=
SVTH: PHẠM VĂN THỌ Trang 6
THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH
Ta có v=
60000

11
npz
=
60000
157.75,31.25
= 2,08 (m/s)

F
t
=
08,2
49,4.1000
= 2159 (N)
F
v
: lực căng do lực ly tâm sinh ra
F
v
= q.
= 3,8.2,08
2
= 16,44 (N)
F
o
: lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra
F
o
= 9,81. K
f
.q.a
= 9,81. 1.3,8.1,271= 47,38 (N)
K
f
= 1 bộ truyền nằm ngang
 S =
)44,1638,472159.7,1(
88500

++
= 23,7
Theo bảng 5-10 với n=200v/ph chọn [S]=8,5
S=23,7 > [s]= 8,5
Vậy bộ truyền xích đảm bảo độ bền
4. Đường kính đĩa xích
d
1
= =
25
sin
75,31
π
= 253,32 (mm)
d
2
= =
75
sin
75,31
π
= 758,19 (mm)
d
a1
= p(0,5+cotg )
= 31,75(0,5+cotg
25
π
) = 267,2 (mm)
d

a2
= p( 0,5+ cotg ) = 31,75(0,5+cotg
75
π
) = 773,41(mm)
Với r = 0,5025 d
1’
+0,05 = 0,5025.19,05+0,05= 9,62 (mm)
Tra bảng 5.2 với p=31,75 ta chọn d
1
= 19,05
d
f1
= d
1
-2r= 253,32 - 2.9,62= 234,08 (mm)
d
f2
= d
2
-2r= 758,19 - 2.9,62= 738,95 (mm)
Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của đĩa xích
Theo công thức 5.18
SVTH: PHẠM VĂN THỌ Trang 7
THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH
( )
[ ]
.
0,47
.

r
H H
k Ft k Fv E
A k
σ σ
+
= ≤
® ®
®
] ứng suất tiếp súc cho phép MPa
F
vđ
lực va đập trên 1 dãy xích (m=1 Số dãy xích)
F
vđ
= 13. . n
1
.p
3
.m
= 13. . 157.31,75
3
.1= 6,53 (N)
K
đ
= 1 hệ số phân bố không đều tải trọng cho 1 dãy
F
t
= 2159 (N)
E= 2,1. 10

5
(MPa) Mođun đàn hồi
K
r
= 0,42 Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích (z
1
=25)
A= 262 (mm
2
) Diện tích chiếu mặt tựa bản lề A
 = 0,47.
1.262
10.1,2).53,61.2159.(42,0
5
+
= 401 (MPa)
Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB170 sẽ đạt ứng suất tiếp xúc
cho phép
] = 500 MPa đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1 .
Tương tự với < ] với cùng vật liệu và nhiệt luyện
5. Lực tác dụng lên trục
Theo công thức 5.20
F
r
= K
x
.F
t
Trong đó
K

x
= 1,15 hệ số kể đến trọng lượng xích khi bộ truyền nằm ngang hoặc
nghiêng một góc <
F
t
= 2159 (N)
 F
r
= 2159.1,15= 2483 (N)
II.2.THIẾT KẾ HỢP GIẢM TỐC
1. Chọn vật liệu 2 cấp bánh răng
Bánh răng nhỏ : chọn thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB241…285 có

MPa
MPa
ch
b
580
850
1
1
=
=
σ
σ
Bánh răng lớn : chọn thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB192…240 có

MPa
MPa
ch

b
450
750
2
2
=
=
σ
σ
SVTH: PHẠM VĂN THỌ Trang 8
THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH
2. Phân phối tỉ số truyền
u
h
= 18
u
nh
=u
1
= 4,686
u
ch
=u
2
=3,905
3. Xác định ứng suất cho phép
Theo bảng 6.2 với thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB180…350
= 2HB + 70 ( MPa)
s
H

= 1,1 hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc
= 1,8 HB ( MPa)
s
F
=1,75 hệ số an toàn khi tính về uốn
Chọn độ rắn bánh nhỏ HB
1
=245
Độ rắn bánh lớn HB
2
= 230
Khi đó
= 2HB
1
+ 70 =2.245+70= 560 (MPa)
= 2HB
2
+ 70 = 2.230+70=530 (MPa)
= 1,8 HB
1
= 1,8.245= 441 (MPa)
= 1,8 HB
2
= 1,8.230= 414 (MPa)
- Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
N
ho1
= 30.
H
HB

4,2
1
=30. = 1,62.
N
ho2
= 30.
=
H
HB
4,2
1
30. = 1,39.
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương
N
HE
=60c.
∑
∑








i
ii
t
t

T
T
.
3
max

N
HE2
=60.c.
∑
∑ ∑








i
ii
i
t
t
T
T
t
u
n

3
max1
1
Trong đó
c=1 Số lần ăn khớp trong một vòng quay
n=2880 Số vòng quay trong một phút
t
i
=5.300.2.6 Tổng số giờ làm việc
=>N
HE2
=
)3,0.8,07,0.1.(6.2.300.5.
686,4
2880.1.60
33
+
=> N
HE2
=56,6.10
7
Ta có
SVTH: PHẠM VĂN THỌ Trang 9
THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH
N
HE2
> N
Ho2
do đó K
HL2

=1
 N
HE1
> N
Ho1
K
HL1
=1
- Ứng suất tiếp xúc hco phép
[ ]
=
1
H
σ
H
HLim
s
1
σ
.k
1HL
= =509 (MPa)
[ ]
=
2
H
σ
H
HLim
s

2
σ
.k
2HL
= =481,8 (MPa)
Theo sơ đồ hệ thống tải trọng ta có hệ thống bánh răng cấp nhanh sử dụng răng
nghiêng
Theo 6.12
] = =
2
8,481509 +
= 495,4 (MPa)
 ] < 1,25
[ ]
2
H
σ
Với hệ thống tải trọng : bánh răng cấp chậm sử dụng răng thẳng
Tương tự ta tính được N
HE
> N
Ho
nên K
HL
=1
Do đó

] ‘ =
[ ]
2

H
σ
=481,8 (MPa)
Số chu kỳ thay đổi ứng suất
N
FE
=60c
ii
i
tn
T
T

6
max
∑








N
FE2
=60.c. .
∑
∑ ∑









i
ii
i
t
t
T
T
t .
6
max
= 60.1.
686,4
2880
.5.300.2.6.(0,7+ = 51,6. (N)
Vì N
FE2
=51,6 > N
Fo
=4. (N)
N
Fo
=4. đối với tất cả các loại thép (số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi
khử về uốn)

Do đó: K
FL2
=K
FL1
=1
- Ứng suất tiếp xúc cho phép
Bộ truyền quay 1 chiều K
FC
=1
SVTH: PHẠM VĂN THỌ Trang 10
THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH
= = 252 (MPa)
= (MPa)
Ứng suất quá tải cho phép
Theo công thức 6.10& 6.11
]
max
= 2,8 = 2,8.450 = 1260 (MPa)
= 0,8. = 0,8.580 = 464 (MPa)
= 0,8. = 0,8. 450 = 360 (MPa)
4. Tính toán cấp nhanh: Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
 Xác định sơ bộ khoảng cách trục
Theo 6.15a
= K
a
(u
1
+1)
K
a

= 43 hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng & loại răng (răng
nghiêng)
T
1
= 16148 (Nmm) momen xoắn trên truc chủ động
] = 495,4 ứng suất tiếp xúc cho phép
K
β
H
hệ số kể đến phân bố không điều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi
tính về tiếp xúc
Theo bảng 6.7 ta có
K
β
H
= 1,12
Theo công thức 6.16
= 0,53. (u
1
+1)
Theo bảng 6.6
= 0,3 Bánh răng đối xứng với các ổ trong hộp giảm tốc
 = 0,53. 0,3.(4,686+1) =0,9
 = 43.(4.686+1).
3
2
3,0.686,4.4,495.2
12,1.16148
= 72,6 (mm)
Lấy = 80 (mm)

SVTH: PHẠM VĂN THỌ Trang 11
THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH
 Thông số ăn khớp
Mođun
m= (0,01
= (0,01 .80 = (0,8 1,6) (mm)
Theo bảng 6.8 chọn mođun m=1,5
Chọn sơ bộ
 = 0,866
Số răng bánh nhỏ
Z
1
= =
)1686,4.(5,1
866,0.80.2
+
=16,2
Lấy Z
1
=16
Số răng bánh lớn
Z
2
= u. z
1
=4,686.16= 74,9
Chọn Z
2
=75
Do đó tỉ số truyền thực sẽ là

u
m
=
16
75
=4,687
Theo công thức 6.18
= =
80.2
)7516.(5,1 +
=0,853

,,,
48263144,31
oo
==
β
 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc
Z
M.
Z
H
.Z . <
Trong đó Z
M
= 274 hệ số ảnh hưởng đến tính vật liệu của các bánh răng
ăn khớp theo bảng 6.5
Theo công thức 6.34
Z

H
=
Z
H
hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
SVTH: PHẠM VĂN THỌ Trang 12
THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH
góc nghiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở
tg
β
= .tg
β
Với , tính theo công thức ở bảng 6.11
Đối với răng nghiêng không dịch chỉnh
= = arctg
Theo tiêu chuẩn TCVN1065-71
 = = arctg






853,0
20tg
= 23,1
0
 tg
b
β

=cos(23,1
)
0
.tg(31,44
)
0
 = 29,35
0
 Z
H
= =
)1,23.2sin(
)35,29cos(.2
=1,55
Hệ số trùng khớp dọc
= =
5,1.
)44,31sin(.80.3,0
π
= 2,65 >1
Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Z =
Mà = [ 1,88- 3,2( .
= [ 1,88- 3,2.







+
75
1
16
1
.0,853= 1,39
Z =
39,1
1
= 0,848
- Đường kính vòng lăn bánh nhỏ
= =
1687,4
80.2
+
=28,13
- vận tốc vòng
SVTH: PHẠM VĂN THỌ Trang 13
THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH
V= =
23,4
60000
2880.13,28.
=
π
(m/s)
Với v=4,23 (m/s) tra bảng 6.13 ta được cấp chính xác là 8
Với v<5(m/s) chọn
k
α

H
=1,09 Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
Theo công thức 6.42
V
H
= .g
o
.v.
Trong đó
(tra bảng 6.15 . Dạng răng nghiêng , độ rắn mặt răng bánh
chủ động và bị động HB
2

g
o
=56(Theo bảng6.16 trị số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng)
V
H
=0,002.56.4,23.
686,4
80
= 1,95
Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
= 1+
Trong đó
1,09 Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
= 1,12 hệ số kể đến phân bố không điều tải trọng trên chiều rộng
vành răng khi tính về tiếp xúc
 = 1+
09,1.12,1.16148.2

2.13,28.80.3,0.95,1
= 1,06
Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
= . .
 = 1,12.1,09.1,06=1,29
Thay các giá trị vừa tìm được vào ta được
SVTH: PHẠM VĂN THỌ Trang 14
THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH
Z
m.
Z
H
.Z .
= 274.1,55.8,848.
2
13,28.686,4.80.3,0.2
)1686,4.(28,1.16148.2 +
=413,8 (MPa)
Xác định chính xác ứng suất tiếp cho phép
Theo 6.1 với V= 4,23 (m/s) < 5(m/s)
Z
v
=1 hệ số ảnh hưởng của vận tốc vòng. Với cấp chính xác động học là 8.
Chọn mức chính xác về mức tiếp xúc là 7 , khi đó cần gia công độ nhám là R
a
=
2,5… 1,25 , do đó Z
R
= 0,95 . với d
a

<700mm . K
xH
= 1 . do đó theo 6.1 &
6.1a
= 495,4. 0,95. 1 = 470,6 (MPa)

H
σ
<
[ ]
H
σ
 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Theo công thức 6.43
= .
Theo bảng 6.7 chọn = 1,24 Hệ số phân bố không điều tải trọng trên chiều
rông vành răng
Theo bảng 6.14 V=4,23 < 5(m/s) cấp chính xác 8 chọn k
Fα
=1,27
Theo công thức 6.47
V
F
= .g
o
.v.
Trong đó = 0,006 ; g
o
=56 (tra bảng 6.15&6.16)
=>V

F
=0,006.56.4,23.
648,4
80
=5,87
- Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính vế uốn
= 1+ = 1+
27,1.24,1.16148.2
13,28.80.3,0.87,5.2
=1,15
Do đó hệ số tải trọng khi tính về uốn là
= . . = 1,24.1,27.1,15=1,81
SVTH: PHẠM VĂN THỌ Trang 15
THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH
Với = 1,39
= =
39,1
1
=0,71 Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng của răng
Với = 31,44
0
=> =1- = 1-
140
44,31
0
= 0,775 Hệ số kể đến độ nghiêng của răng
- Số răng tương đương
= =
3
853,0

16
= 25
Z
v2
= =
3
853,0
75
= 120
Theo bảng 6.18 ta được trị số của hệ số dạng răng
. = 3,9 ; = 3,6
. m= 1,5
. 1,08 – 0,0695
= 1,08 – 0,0695 ln(1,5) = 1,05
. Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng
. =1 ( < 400 mm) Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ
bền uốn
- Ứng suất uốn cho phép
= . 252.1.1,05.1=264,6 Mpa
=
[ ]
.
2F
σ
236,5.1.1,05.1=248,3 Mpa
Thay vào công thức
= .=
5,1.13,28.80.3,0.2
9,3.775,0.71,0.81,1.16148.2
= 61,94 (MPa)

=61,94 (MPa) < =264,6 (MPa)
= =
9,3
6,3.94,61
=57,18 (MPa)
SVTH: PHẠM VĂN THỌ Trang 16
THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH
=57,18 (MPa) < =244,0944 (MPa)
Do đó độ bền uốn chấp nhận được
 Kiểm nghiệm răng về quá tải
Theo 6.48
K
qt
=
1
max
=
t
T
- Ứng suất tiếp xúc cực đại
= 470,7.1 = 470,7 (MPa)
= 470,7 (Mpa) < =1260 (MPa)
- Ứng suất uốn cực đại
= 61,94.1= 61,94 (MPa)
= 57,18.1 = 57,18 (MPa)
= 61,94 (Mpa) <
[ ]
max
1F
σ

=464 (Mpa)
= 57,18 (Mpa) = 360 (MPa)
Các thông số đều thỏa mãn
 Các thông số và kích thước bộ truyền
- Khoảng cách trục a
w1
= 80 (mm)
- Modun pháp m =1,5 (mm)
- Tỉ số truyền u
m
= 4,687
- Góc nghiêng của răng
=
β
31
0
26
,,,
48
- Chiều rộng vành răng = 0,3.80= 24 (mm)
- Số răng bánh răng Z
1
= 16 (răng)
Z
2
=75 (răng)
- Hệ số dịch chỉnh X
1
=0 ; X
2

=0
Theo các công thức trong bảng 6.11
- Đường kính vòng chia
d
1
=
β
cos
.
1
zm
=
853,0
16.5,1
= 28,13 (mm)
d
2
=
β
cos
.
2
zm
=
853,0
75.5,1
= 131,88 (mm)
- Đường kính đình răng
=d
1

+2.m = 28,13+2.1,5=31,13 (mm)
SVTH: PHẠM VĂN THỌ Trang 17
THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH
= d
2
+2.m =131,88+2.1,5=134,88 (mm)
- Đường kính đỉnh răng
d
f1
=d
1
-2,5.m = 28,13-2.1,5=25,13 (mm)
d
f2
=d
2
-2,5.m =131,88-2.1,5=128,88 (mm)
5.Tính toán bộ truyền răng thẳng cấp chậm
 Xác định sơ bộ khoảng cách trục
= K
a
(u
2
+1)
Trong đó K
a
= 49,5 (loại răng thẳng theo bảng 6.5)
= 3,905
= 0,53. (u
2

+1) = 0,53.0,4.(3,905+1) = 1,03 .Tra bảng 6.7
chọn
k
H
β
= 1,03 Hệ số phân bố không điều tải trọng trên chiều rộng vành răng
= 0,4
= 72673 (Nmm)
(MPa)
= 49,5.(3,905+1).
4,0.905,3.8,481
02,1.72673
3
2
= 143 (mm)
 Xác định thông số ăn khớp
m= (0,01
= (0,01 .143 = (1,43 2,86) (mm)
Theo tiêu chuẩn của bánh răng cấp chậm bằng modun ở cấp nhanh m=1,5
(mm)
- số răng bánh nhỏ (răng thẳng)
Z
1
= =
)1905,3.(5,1
143.2
+
= 38,8
Chọn Z
1

=38
 Z
2
= . Z
1
=3,905.38= 148,3
Chọn Z
2
=148
Do đó khoảng cách trục a được tính lại
=
2
)38148.(5,1 +
=139,5 (mm)
SVTH: PHẠM VĂN THỌ Trang 18
THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH
Chọn a
2
= 140 (mm) do đó cần dịch chỉnh để tăng khoảng cách trục từ 139,5
(mm) lên 140 (mm)
- Hệ số dịch tâm theo 6.22
Y= - 0,5 =
5,1
140
-0,5.(38+148)=0,33
Theo công thức 6.23
= =
21
.1000
zz

y
+
=
14838
33,0.1000
+
= 1,77
Theo bảng 6.10a ta chọn = 0,026
. Do đó theo công thức 6.24 hệ số giảm đỉnh răng
= =
1000
186.026,0
= 0,0048
. Theo công thức 6.25 tổng hệ số dịch chỉnh
x
t
= y+∆y = 0,33+0,0048 = 0,3348
- Hệ số dịch chỉnh bánh 1
= 0,5.






−
−
186
33,0).38148(
3348,0

= 0,069
- Hệ số dịch chỉnh bánh 2
X
2
=X
t
– X
1
= 0,3348-0,069= 0,2658
- Góc ăn khớp
Góc profin α=20
0
=
=
140.2
20cos.5,1.186
0
0,936
=> = 20,55
0
 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo công thức 6.33
Z
M.
Z
H
.Z .
Trong đó Z
M
= 274 hệ số ảnh hưởng đến tính vật liệu của các bánh răng

ăn khớp theo bảng 6.5
SVTH: PHẠM VĂN THỌ Trang 19
THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH
Theo công thức 6.34
- Hệ số kễ đến hình dạng tiếp xúc
Z
H
= =
)55,20.2sin(
1.2
0
=1,74
b
β
góc nghiêng của răng
- hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
=1,88 - 3,2.(
β
cos).
11
21
zz
+
=1,88-3,2.(
1).
148
1
38
1
+

=1,77
Z = =
3
77,14 −
= 0,86
- Đường kính vòng lăn bánh nhỏ
= =
)1
38
148
(
140.2
+
=57,2 (mm)
Với u
m
=
Theo công thức 6.40
V= =
60000
615.2,57.14,3
=1,84 (m /s)
Theo bảng 6.13 chọn cấp chính xác 9
Theo bảng 6.16 chọn g
o
=73 Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng
Theo công thức 6.42
V
H=
.g

o
.v.
Trong đó (tra bảng 6.15 )Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn
khớp
=> V
H
=0,006.73.1,84.
89,3
140
=4,83
- Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn
SVTH: PHẠM VĂN THỌ Trang 20
THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH
= 1+
.
b
w
=
2
.
wba
a
ψ
= 0,4.140 = 56
. Theo bảng 6.14 với cấp chính xác 9 và v < 2,5 m/s chọn k
Hα
=1,13
= 1+
13,1.03,1.72673.2
2,57.56.83,4

= 1,09
- Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
K
H
=k
k
H
.
β
α
HHV
k.
=1,03.1,09.1,13 = 1,26
Thay các kết quả vừa tìm được vào công thức
Z
M.
Z
H
.Z .
= 274.1,74.0,86.
2
2,57.89,3.56
)189,3.(72673.2 +
= 409,4 (MPa)
Theo công thức 6.1
V= 1,84 (m/s) Z
v
=1. Với cấp chính xác động học là 9. Chọn cấp chính
xác về tiếp xúc là 9. Khi đó cần gia công độ nhám R
Z

=10
Do đó Z
R
=0,9 . với <700mm ; . K
xH
= 1
Theo 6.1 và 6.1a
= 481,8.1. 0,9. 1 = 433,6 (MPa)
Như vậy
[ ]
σσ
<
H
 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Theo 6.43 = .
Theo bảng 6.7 = 1,05
Theo bảng 6.14 v<1,84 m/s < 2,5 m/s và cấp chính xác 9 chọn k
α
F
=1,37
Theo công thức 6.47
V
F
= .g
o
.v.
Trong đó = 0,016 răng thẳng ; g
o
=73 (tra bảng 6.15&6.16)
Theo công thức 6.46

SVTH: PHẠM VĂN THỌ Trang 21
THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH
 V
F
= 0,016.73.1,84.
905,3
140
=12,86
- Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn
= 1+ = 1+
37,1.05,1.72673.2
2,57.56.86,12
=1,19
- Hệ số tải trọng động khi tính về uốn
= . . = 1,05.1,37.1,19 =1,71
Với = 1,77 => = =
77,1
1
=0,56
Với => = 1 Hệ số kể đến độ nghiêng của răng
- Số răng tương đương
= =38
= = 148
Theo bảng 6.18 ta được trị số của hệ số dạng răng
= 3,78 ; = 3,57
Với m=1,5 => 1,08 – 0,0695 = 1,08 – 0,0695 ln1,5 = 1,05
Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhạy của vật liệu
Hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám mặt lượng chân răng
=1 ( < 400 mm) ảnh hưởng độ bền uốn
- Ứng suất cho phép

= .Y
XFSR
YY
=252.1.1,05.1=264,6 (Mpa)
=
[ ]
2F
σ
Y
XFSR
YY
=236,5.1.1.1,05= 248,3 (Mpa)
Thay vào công thức
= .=
5,1.2,57.56
78,3.1.56,0.71,1.72673.2
= 109,5(MPa)
=109,5(MPa) < =264,6 (MPa)
SVTH: PHẠM VĂN THỌ Trang 22
THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH
= =
78,3
57,3.5,109
= 103,4 (MPa)
=103,4 (MPa) < =248,3 (MPa)
 Kiểm nghiệm răng về quá tải
Theo 6.48
K
qt
=

1
max
=
t
T
- Ứng suất tiếp xúc cực đại
= 409,4.1 = 409,4 (MPa)
= 409,4 (Mpa) < =1260 (MPa)
- Ứng suất uốn cực đại
= 109,5 (MPa) <
[ ]
)(464
max
1
Mpa
F
=
σ
= 103,4 (MPa) <
[ ]
)(360
max
2
Mpa
F
=
σ
 Các thông số và kích thước bộ truyền răng chậm
Khoảng cách trục a
w2

= 140 (mm)
Modun pháp m=1,5 (mm)
Tỉ số truyền u= 3,89
Góc nghiêng của răng
Chiều rộng vành răng = 56 (mm)
Số răng bánh răng Z
1
= 38 (răng)
Z
2
=148 (răng)
Hệ số dịch chỉnh X
1
=0,069 ; X
2
=0,265
Theo các công thức trong bảng 6.11
Đường kính vòng chia
d
1
=
β
cos
.
1
zm
=1,5.38=57 (mm)
d
2
=

β
cos
.
2
zm
=1,5.148=222 (mm)
Đường kính đình răng
=d
1
+2.(1+x
1
-∆y).m = 57+2.(1+0,069-0,0048).1,5 = 60,19 (mm)
= d
2
+2.(1+x
2
-∆y).m=222+2.(1+0,265-0,0048).1,5=225,78 (mm)
SVTH: PHẠM VĂN THỌ Trang 23
THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH
Đường kính chân răng
d
f1
=d
1
-(2,5 -2.x
1
).m= 57-(2,5-2.0,069).1,5 = 53,457 (mm)
d
f2
=d

2
-(2,5 -2.x
2
).m= 222 -(2,5-2.0,265).1,5 = 219,045 (mm)
III. TÍNH TOÁN CÁC TRỤC TRONG HỘP GIẢM TỐC BÁNH RĂNG PHÂN
ĐÔI
1. Chọn vật liệu chế tạo là thép 45 có
MPa
b
600=
σ
Ứng suất xoắn cho phép [
2. Xác định đường kính trục
Theo công thức 10.9 đường kính trục thứ k với k=1
Ta có T
1
= 16184 Nmm
T
2
= 72673 Nmm
T
3
= 273117 Nmm
Đường kính sơ bộ các trục
chọn [
]
τ
= 12Mpa
d
1

= 20 mm => b
01
= 15 (chọn b
0i
theo bảng 10.3)
d
2
= 30 mm => b
02
= 19
d
3
= 48 mm => b
03
= 26
Trục động cơ nối với trục hộp số
3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
Từ công thức 10.10 ,xác định được chiều dài mayơ của bánh răng
Công thức 10.13 để xác định chiều dài nữa nối trục (chọn nối trục vòng
đàn hồi)
Bảng 10.3 &10.4 để tính khoảng cách
Kết quả tính được khoảng cách l
ki
trên trục thứ k từ gối đỡ 0 đến chi tiết quay
thứ i như sau
L
m
= (1.2÷1.5)d
Chọn L
m

= 1.2d
L
m1
=1,2.d
1
=1,2.20=24mm
L
m2
=1,2.d
2
= 1,2.30=36 mm
L
m3
= 1,2.d
3
=1,2.48=57,6 mm
∙ K
1
=8 khoảng cách từ mặt nút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc
khoảng cách giữa các chi tiết quay
∙ K
2
= 5 khoảng cách từ mặt nút ổ đến thành trong của hộp
∙ k
3
= 10 khoảng cách từ mặt nút của chi tiết quay đến nắp ổ
SVTH: PHẠM VĂN THỌ Trang 24
THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH
∙ h
n

=15 chiều cao nắp ổ và đầu bulông
Các thông số
l
22
=0,5(l
m1
+b
01
)+k
1
+k
2
= 0,5(24+19)+8+5=34,5 (mm)
l
23
=l
22
+0,5(l
m1
+l
m2
) +k
1
=34,5+0,5(24+36)+8= 72,5 (mm)
l
24
=2l
23
-l
22

=2.72,5 – 34,5 = 110,5 (mm)
l
21
=2l
23
=2.72,5 = 145 (mm)
l
31
=l
21
=145 (mm) , l
32
=l
23
= 72,5 (mm)
l
33
=2l
32
+l
c33
= 2.72,5 +66,8= 211,8 (mm)
Với l
c33
=0,5(l
m33
+b
03
)+k
3

+h
n
=0,5(57,6+26)+10+15=66,8 (mm)
Khoảng cách giữa các gối dỡ
l
11
=l
21
=l
31
=2.l
32
=2.72,5=145 (mm)
4. Trị số và chiều của các lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục
Chọn hệ truc tọa độ như hình vẽ
z
x
y
Lực từ đĩa xích tác dụng lên trục theo phương y
Fy= F
x
=2483 (N)

Theo công thức 10.1
F
t12
= =
13,28
16148
= 574 (N)

F
t12
=F
t22
=F
t13
=F
t24
= 574 (N)
SVTH: PHẠM VĂN THỌ Trang 25